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　　1、前言

    　目前,国内外现在对大型火电和核电站广泛采用“主油泵、油涡轮与升压泵”组成其供油系统,主油泵的升压比高达15～18倍,流量达到5500～9500L/min,“p-Q”特性曲线平坦。而对于这类离心泵,若采用传统的设计方法将存在以下的主要问题:（1）效率偏低;（2）“扬程-流量”特性曲线易出现驼峰,造成运行时不稳定现象;（3）轴功率曲线随流量增加而迅速增加,在大流量区域运行易产生过载等。并且传统开发过程以模型试验为主,不仅成本高和周期长,而且对解决这类离心泵的流体动力性能优化并不十分有效。因此,基于性能预测的优化设计方法广泛地使用在这类低比转速双吸离心泵的研发过程中,以解决目前设计中存在的问题。

    　本文根据某660MW大型汽轮发电机组运行时对油系统的参数要求,在尽量保证其铸件和结构改变量小的前提下,并能满足新油系统运行参数要求的约束条件下采用加大流量设计法对原600MW汽轮机组配套的主油泵进行流道改型设计,利用CFD技术对改型设计进行性能预测,并对预测结果进行分析,进一步完善改型设计,达到了大型汽轮发电机组的主油泵改型及优化设计的目标。

    　2、主油泵改型前后的参数与要求

    　2.1主油泵改型前的参数

   　 600MW汽轮机组配套的主油泵其工况参数及流体介质参数如表1所示,流道主要几何参数如表2所示。    

表1  改型前主油泵的工况参数及介质参数

表2  改型前主油泵的主要几何参数

　　2.2、主油泵改型后的要求

    　设计流量Q=6300L/min,进出口压力差p=1.30MPa,效率η≥72%,转速保持不变,输送液体的密度和粘度不变,改型后的主油泵“p-Q”特性曲线平坦。并且在不改变原主油泵外形尺寸的基础上,尽量保证原有的铸件能在新油泵中使用。

    　3、改型设计

  　  通过对600MW机组配套的主油泵进行现场测试、理论分析和多工况性能预测的基础上,采用加大流量设计法对给定的设计流量和比速进行放大,用放大了的流量和比速来设计一台较大的泵,使其zui率和设计点效率提高,从而使整个范围内的平均效率得到提高。同时改变叶轮和泵体完成主油泵流道的改型设计,使其满足在原设计工况流量增大15%左右的条件下,泵在大流量范围内的进出口压力差适当有所上升,原“p—Q”曲线向右移的要求。

    　3.1、改变叶轮参数

  　  要实现点向大流量偏移,需使改型设计的泵特性曲线变得平坦。其主要方法有:（1）增大叶轮出口宽度;（2）增大叶轮出口安放角;（3）增大叶轮出口排挤系数等。同时,为了保证改型设计的泵在大流量范围内的进出口压力差适当有所上升,叶轮出口直径必须加大。

    　3.2、改变泵体参数

    　要使泵体与改型后的叶轮匹配,泵体参数如压水室的进口宽度、基圆直径、泵体喉部面积等相应地应发生变化,以满足原设计工况流量增大15%后的流动要求。

    　3.3、改型设计结果

   　 通过改变叶轮与泵体的相应参数,采用多工况的数值模拟和性能预测的方法,经过多方案的比较,zui终确定增大叶轮的出口直径、出口宽度、叶片出口角、扩大泵腔以及改变蜗壳型腔的方案,完成改型设计。其流道结构如图1所示,改型优化后的各主要几何参数如表3所示。

（a）   叶轮及腔体流道结构

（b）蜗壳流道结构

    图1改型前后流道结构示意

表3  改型后主油泵的各主要几何参数

　　4、数值模拟

　　4.1、几何模型建立及网格划分

   　 利用三维建模软件UG进行全流道三维建模,并在Fluent软件的前处理模块Gambit中,采用非结构化的4面体网格,完成计算区域的网格划分,为保证流动计算的连续性,对不同的过流部件采用滑移网格技术进行网格连接。其网格如图2所示,网格总数为952907。

图2  主油泵全流道计算网格

　　4.2、数值模拟

　　数值模拟中计算模型选择RNGk-ε湍流模型,采用压力———速度校正方法,即SIMPLE算法,求解三维定常雷诺时均N-S方程。计算时,进口按设计流速给定;出口按流动充分发展条件给定,即所有变量的扩散通量都为0;在固体边壁取无滑移边界条件,采用壁面函数法对近壁区流动进行处理。

　　5、计算结果及分析

    　在相同转速n=3000r/min下,分别对Q=5000、5500、5700、6300、6600和7000L/min的6个工况进行了数值模拟,得到了各个工况下泵的内流场分布及性能预测结果。图3～5为改型的主油泵在设计工况（Q=6300L/min）下的压力和速度分布情况。

　　5.1、速压分布

   　 从图3、4中可以看出,压力沿流道从进口到出口迅速提高,在叶片背面靠近进口处存在一小块低压区,这是因为流体绕流叶片头部时流体加速与流速转弯,造成局部损失,并且流体动能与压能的相互转化致使该区域压力下降,成为汽蚀易发生部位,这也与主油泵实际运行时易发生汽蚀的位置相吻合。蜗壳中压力变化均匀,能量转化变化明显,蜗壳隔舌处不存在压力集中区域,蜗壳出口压力达到设计要求。

图3  主油泵叶片与蜗壳静压分布

图4  全流道截面（Z=0）静压分布

图5  全流道截面（Z=0）速度矢量

　　从图5中可以看出流体在进口处流速较低,流速从叶轮进口到出口逐渐增大,但进入蜗壳后,又呈下降趋势,流速沿着蜗壳呈递减状态。这不仅符合实际情况也与蜗壳设计的功能原理相一致。蜗壳隔舌处的速度分布均匀,在蜗壳出口有明显的回流,这也与实际情况相符合。总的来看整个流道的速度分布良好,有利于蜗壳中能量的转换。

    　5.2、性能分析

    　通过数值模拟计算结果,可得到泵的出口静压和输入扭矩。计算其效率,6个工况的计算结果见表4。

式中

    　式中p———进出口静压差,Pa

   　 Q———流量,m3/s

   　 ω———叶轮旋转角速度,rad/s

   　 N———总扭矩,N·m

表4  改型后的主油泵性能预测结果

  　  为显示改型设计效果,把改型设计的主油泵与原主油泵“p-Q”曲线统一绘制在同一图中,如图6所示。

图6改型泵、原型泵性能曲线对比

    　从图6中可以看出,改型后主油泵的进出口压力差与600MW机组配套的主油泵相比基本上不变,在大流量范围内有所升高,其“p-Q”曲线与原主油泵的“p-Q”曲线相比,往大流量方向偏移,曲线平坦,没有驼峰,区较宽,进出口压力差达到设计要求。总体看,经过改型优化后的主油泵满足660MW汽轮机组油系统运行参数要求。

   　 6、结论

    　（1）采用加大流量设计法对主油泵的流道进行改型优化设计。结果表明,采用该方法能设计出满足工作参数和性能要求的主油泵,该方法合理可行,对低比速离心泵的设计具有指导意义;

  　  （2）根据主油泵的工作参数和性能要求,运用多工况的全流道三维粘性流场数值模拟为基础进行性能预测的优化设计方法,能有效地控制流道的几何形状和参数,从而达到设计要求。该设计方法能、经济地解决离心泵的流体动力设计问题,这对实际工程具有重要意义,并能进一步推广运用到类似叶片泵的改型及优化设计中。    

来源：慧聪泵阀网