1、前言

    　目前,國內(nèi)外現(xiàn)在對大型火電和核電站廣泛采用“主油泵、油渦輪與升壓泵”組成其供油系統(tǒng),主油泵的升壓比高達15～18倍,流量達到5500～9500L/min,“p-Q”特性曲線平坦。而對于這類離心泵,若采用傳統(tǒng)的設計方法將存在以下的主要問題:（1）效率偏低;（2）“揚程-流量”特性曲線易出現(xiàn)駝峰,造成運行時不穩(wěn)定現(xiàn)象;（3）軸功率曲線隨流量增加而迅速增加,在大流量區(qū)域運行易產(chǎn)生過載等。并且傳統(tǒng)開發(fā)過程以模型試驗為主,不僅成本高和周期長,而且對解決這類離心泵的流體動力性能優(yōu)化并不十分有效。因此,基于性能預測的優(yōu)化設計方法廣泛地使用在這類低比轉(zhuǎn)速雙吸離心泵的研發(fā)過程中,以解決目前設計中存在的問題。

    　本文根據(jù)某660MW大型汽輪發(fā)電機組運行時對油系統(tǒng)的參數(shù)要求,在盡量保證其鑄件和結(jié)構(gòu)改變量小的前提下,并能滿足新油系統(tǒng)運行參數(shù)要求的約束條件下采用加大流量設計法對原600MW汽輪機組配套的主油泵進行流道改型設計,利用CFD技術對改型設計進行性能預測,并對預測結(jié)果進行分析,進一步完善改型設計,達到了大型汽輪發(fā)電機組的主油泵改型及優(yōu)化設計的目標。

    　2、主油泵改型前后的參數(shù)與要求

    　2.1主油泵改型前的參數(shù)

   　 600MW汽輪機組配套的主油泵其工況參數(shù)及流體介質(zhì)參數(shù)如表1所示,流道主要幾何參數(shù)如表2所示。    

表1  改型前主油泵的工況參數(shù)及介質(zhì)參數(shù)

表2  改型前主油泵的主要幾何參數(shù)

　　2.2、主油泵改型后的要求

    　設計流量Q=6300L/min,進出口壓力差p=1.30MPa,效率η≥72%,轉(zhuǎn)速保持不變,輸送液體的密度和粘度不變,改型后的主油泵“p-Q”特性曲線平坦。并且在不改變原主油泵外形尺寸的基礎上,盡量保證原有的鑄件能在新油泵中使用。

    　3、改型設計

  　  通過對600MW機組配套的主油泵進行現(xiàn)場測試、理論分析和多工況性能預測的基礎上,采用加大流量設計法對給定的設計流量和比速進行放大,用放大了的流量和比速來設計一臺較大的泵,使其zui率和設計點效率提高,從而使整個范圍內(nèi)的平均效率得到提高。同時改變?nèi)~輪和泵體完成主油泵流道的改型設計,使其滿足在原設計工況流量增大15%左右的條件下,泵在大流量范圍內(nèi)的進出口壓力差適當有所上升,原“p—Q”曲線向右移的要求。

    　3.1、改變?nèi)~輪參數(shù)

  　  要實現(xiàn)點向大流量偏移,需使改型設計的泵特性曲線變得平坦。其主要方法有:（1）增大葉輪出口寬度;（2）增大葉輪出口安放角;（3）增大葉輪出口排擠系數(shù)等。同時,為了保證改型設計的泵在大流量范圍內(nèi)的進出口壓力差適當有所上升,葉輪出口直徑必須加大。

    　3.2、改變泵體參數(shù)

    　要使泵體與改型后的葉輪匹配,泵體參數(shù)如壓水室的進口寬度、基圓直徑、泵體喉部面積等相應地應發(fā)生變化,以滿足原設計工況流量增大15%后的流動要求。

    　3.3、改型設計結(jié)果

   　 通過改變?nèi)~輪與泵體的相應參數(shù),采用多工況的數(shù)值模擬和性能預測的方法,經(jīng)過多方案的比較,zui終確定增大葉輪的出口直徑、出口寬度、葉片出口角、擴大泵腔以及改變蝸殼型腔的方案,完成改型設計。其流道結(jié)構(gòu)如圖1所示,改型優(yōu)化后的各主要幾何參數(shù)如表3所示。

（a）   葉輪及腔體流道結(jié)構(gòu)

（b）蝸殼流道結(jié)構(gòu)

    圖1改型前后流道結(jié)構(gòu)示意

表3  改型后主油泵的各主要幾何參數(shù)

　　4、數(shù)值模擬

　　4.1、幾何模型建立及網(wǎng)格劃分

   　 利用三維建模軟件UG進行全流道三維建模,并在Fluent軟件的前處理模塊Gambit中,采用非結(jié)構(gòu)化的4面體網(wǎng)格,完成計算區(qū)域的網(wǎng)格劃分,為保證流動計算的連續(xù)性,對不同的過流部件采用滑移網(wǎng)格技術進行網(wǎng)格連接。其網(wǎng)格如圖2所示,網(wǎng)格總數(shù)為952907。

圖2  主油泵全流道計算網(wǎng)格

　　4.2、數(shù)值模擬

　　數(shù)值模擬中計算模型選擇RNGk-ε湍流模型,采用壓力———速度校正方法,即SIMPLE算法,求解三維定常雷諾時均N-S方程。計算時,進口按設計流速給定;出口按流動充分發(fā)展條件給定,即所有變量的擴散通量都為0;在固體邊壁取無滑移邊界條件,采用壁面函數(shù)法對近壁區(qū)流動進行處理。

　　5、計算結(jié)果及分析

    　在相同轉(zhuǎn)速n=3000r/min下,分別對Q=5000、5500、5700、6300、6600和7000L/min的6個工況進行了數(shù)值模擬,得到了各個工況下泵的內(nèi)流場分布及性能預測結(jié)果。圖3～5為改型的主油泵在設計工況（Q=6300L/min）下的壓力和速度分布情況。

　　5.1、速壓分布

   　 從圖3、4中可以看出,壓力沿流道從進口到出口迅速提高,在葉片背面靠近進口處存在一小塊低壓區(qū),這是因為流體繞流葉片頭部時流體加速與流速轉(zhuǎn)彎,造成局部損失,并且流體動能與壓能的相互轉(zhuǎn)化致使該區(qū)域壓力下降,成為汽蝕易發(fā)生部位,這也與主油泵實際運行時易發(fā)生汽蝕的位置相吻合。蝸殼中壓力變化均勻,能量轉(zhuǎn)化變化明顯,蝸殼隔舌處不存在壓力集中區(qū)域,蝸殼出口壓力達到設計要求。

圖3  主油泵葉片與蝸殼靜壓分布

圖4  全流道截面（Z=0）靜壓分布

圖5  全流道截面（Z=0）速度矢量

　　從圖5中可以看出流體在進口處流速較低,流速從葉輪進口到出口逐漸增大,但進入蝸殼后,又呈下降趨勢,流速沿著蝸殼呈遞減狀態(tài)。這不僅符合實際情況也與蝸殼設計的功能原理相一致。蝸殼隔舌處的速度分布均勻,在蝸殼出口有明顯的回流,這也與實際情況相符合?？偟膩砜凑麄€流道的速度分布良好,有利于蝸殼中能量的轉(zhuǎn)換。

    　5.2、性能分析

    　通過數(shù)值模擬計算結(jié)果,可得到泵的出口靜壓和輸入扭矩。計算其效率,6個工況的計算結(jié)果見表4。

式中

    　式中p———進出口靜壓差,Pa

   　 Q———流量,m3/s

   　 ω———葉輪旋轉(zhuǎn)角速度,rad/s

   　 N———總扭矩,N·m

表4  改型后的主油泵性能預測結(jié)果

  　  為顯示改型設計效果,把改型設計的主油泵與原主油泵“p-Q”曲線統(tǒng)一繪制在同一圖中,如圖6所示。

圖6改型泵、原型泵性能曲線對比

    　從圖6中可以看出,改型后主油泵的進出口壓力差與600MW機組配套的主油泵相比基本上不變,在大流量范圍內(nèi)有所升高,其“p-Q”曲線與原主油泵的“p-Q”曲線相比,往大流量方向偏移,曲線平坦,沒有駝峰,區(qū)較寬,進出口壓力差達到設計要求?？傮w看,經(jīng)過改型優(yōu)化后的主油泵滿足660MW汽輪機組油系統(tǒng)運行參數(shù)要求。

   　 6、結(jié)論

    ?。?）采用加大流量設計法對主油泵的流道進行改型優(yōu)化設計。結(jié)果表明,采用該方法能設計出滿足工作參數(shù)和性能要求的主油泵,該方法合理可行,對低比速離心泵的設計具有指導意義;

  　  （2）根據(jù)主油泵的工作參數(shù)和性能要求,運用多工況的全流道三維粘性流場數(shù)值模擬為基礎進行性能預測的優(yōu)化設計方法,能有效地控制流道的幾何形狀和參數(shù),從而達到設計要求。該設計方法能、經(jīng)濟地解決離心泵的流體動力設計問題,這對實際工程具有重要意義,并能進一步推廣運用到類似葉片泵的改型及優(yōu)化設計中。    

來源：慧聰泵閥網(wǎng)