轴流泵出水管内部流动水力特性研究

轴流泵出水管内部流动水力特性研究

2005年12月

农

业机械学报

第36卷第12期

轴流泵出水管内部流动水力特性研究3

仇宝云　黄季艳　袁寿其　林海江　冯晓莉

【摘要】　用五孔探针测定轴流泵出水管内部三维流场,揭示其流动规律,分析流场形成机理,利用流场数值模拟方法计算出水管水力损失。结果表明,后导叶出流环量较大,由于出流环量和出水弯管二次流的共同作用,出水管内为复杂的螺旋流,断面轴向流速和周向流速分布不均匀、不对称,与常规轴向均匀流和对称流的假定不符。过大的环量增大了出水管内水力损失,减小环量可减小水力损失,提高泵装置效率4%～8%。

关键词:轴流泵　出水管　流场　测试　出流环量　水力损失中图分类号:TH312;TV136

文献标识码:A

StudyonFlowHydraulicCharacteristicsinOutlet

PipeofAxial-flowPump

QiuBaoyun

1,2

　HuangJiyan1　YuanShouqi2　LinHaijiang1　Feng(11YangzhouUniversity　21JsuUThe32Dfloweofpumpweremeasuredwith52holeprobe.Theflowformationmechanismwasanalyzed.Hydrauliclossesofoutletpthroughflowfields’numericalsimulation.Theresultsindicatedthattherewasiglationinoutletofexitguidevane.Undertheco2actionofcirculationandsecondaryflowsofoutletcurvedpipe,theflowinoutletpipewascomplexspiralflowandaxialandcircumferentialvelocitiesofflowoncrosssectionswereneitherevennorsymmetrical,whichwasdifferentfromnormalassumptionofevenorsymmetricalflow.Theexcessivecirculationincreasedoutletpipehydrauliclosses.Thehydrauliclossescoulddecreaseandpumpassemblyefficiencycouldincreaseby4%～8%throughdecreasingthecirculation,whichmeantmuchtooptimumdesignofanaxial2flowpumpassembly.

Keywords　Axial2flowpump,Outletpipe,Flowfields,Measurement,Outletcirculation,

Hydrauliclosses

引言

按照我国水泵行业的传统习惯,生产厂家只保证泵出厂的泵段效率,而用户要求的是包括进出水管在内的泵装置效率。过去通常将泵出水管内流体

收稿日期:20050628

流动视为普通的无旋流动,忽视水泵的影响,试验采用仅有进、出水管的无泵装置,数值计算将泵段与出水管独立出来单独研究,不考虑彼此之间的影响。近年来,人们已认识到轴流泵叶轮过流特性对进口流速分布的影响[1]和泵出流环量对出水管水力特性的

3国家自然科学基金资助项目(项目编号:50179032)和江苏省水利动力工程重点实验室项目(项目编号:KJS03086)仇宝云　扬州大学水利科学与工程学院　教授　博士生(江苏大学),225009　扬州市黄季艳　扬州大学水利科学与工程学院　硕士生

袁寿其　江苏大学副校长　教授　博士生导师,212013　镇江市林海江　扬州大学水利科学与工程学院　硕士生冯晓莉　扬州大学水利科学与工程学院　硕士生

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影响[2]。

中小型轴流泵量大面广,采用等圆出水管,出水管内流态复杂,影响其水力损失和泵装置效率。本文实测轴流泵出水管内部三维流场,揭示流动规律,计算水力损失,分析环量的影响,为泵装置优化设计提供参考依据。

119m时 u=0134～0138。周向流速较大。

3　出水管内部流速分布

试验测定了H=2183m、1190m两个工况水泵倾斜出水管流场。测量断面选在距弯管出口1D、2D和6D的断面 、 、 。在每个测量断面选定上

1　试验装置与方法

试验水泵装置如图1所示。水泵设计流量Q=

01025m3 s,设计扬程H=2183m,额定转速n=2860r min,俯视为顺时针旋转。为便于观察流态,

中下3条水平测线,中测线为断面上下对称线,即圆

形断面水平直径,上测线和下测线分别距中测线29mm。国家试验标准[5]、日本试验标准[6]及国际试验标准规定水泵出口能量测量选在距弯管出口2D断面,即断面 。

轴向流速系数用测点轴向流速vz与断面平均轴向流速vz0之比 z表示,以 z为纵轴并与断面垂直对称轴重合,以测点到断面垂直对称轴距离与断面半径R的比值b0为横轴,将同一工况断面3条测线的 z值绘于同一图中。将断面内沿测线方向的水平流速vhvv合成为横向vc, ccvz0表示,以测点为,(面)。311　断面

断面 横向流速vc如图3a所示。受导叶出流环量影响,vc逆时针旋转。由于出水弯管的作用,横向流速分布不均匀、不对称, c=0～013,右上侧区域周向流速明显大于左侧。采用丝线法观测断面圆周边壁8个方位水流方向,与轴面最大夹角(液流偏角)位于断面正下方,其值为21°,其次是右上区域,为17°,8个方位平均液流偏角为1411°。

断面 轴向流速系数如图3b所示。 z右侧小于左侧,右侧上、中测线稍小,两侧非近边壁 z分别为1105vz0、0199vz0左右;右侧下测线区域由于横向流速方向背离边壁,有局部旋涡和脱流趋势,因而 z特别小,仅为0156左右。312　断面

如图3c所示,断面 横向流速分布与断面 相似。流动总体呈逆时针旋转,最大周向流速移至右下区域,与丝线法观测结果一致,最大液流偏角24°,8个方位平均液流偏角为1315°。外周边区域环量近似计算为

#=

v(s)ds≈∑Sv∮

u

i

C

i=1

内径D=011m出水管采用透明有机玻璃制成,60°出水弯管中心弯曲半径为2D。设定7个流场测量断面,断面 、 位于出水垂直管上,分别距后导叶出口015D、311D;断面 位于出水弯管进口后的45°断面;断面 、 、 位于倾斜上升出水管段上,分别距弯管出口1D、2D、6D,出水管上升段长9D,后接驼峰水平段,断面 位于驼峰水平段进口后115D处。采用五孔探针测定出水管流场[3,4]

。

图1　试验水泵装置

Fig.1　Testingpumpassembly

2　出流环量测定

试验测定出水管垂直段断面 和断面 流场。断面 、断面 流体流动关于中心对称,只需测量

断面半径上的流速分布。图2中测点半径r0为测点

图2　后导叶出口所在半径r与管道半径R

周向流速分布

之比,周向流速系数 u为

Fig.2　Circumferential

周向流速vu与断面平均轴向流速vz0之比。设计工况时(H=2183m) u=0138～0151;扬程为H=

velocitydistributionin

guidevaneoutletofthedischarge

6

ui

(1)

式中　C——积分曲线,断面区域周长,C=0195ΠD

　vu(s)——边壁周向速度,是位置s的函数　vui——实测边壁第i测点周向速度

　Si——边壁第i测点所代表的周边长度,以

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相邻测点中点为分界点

如图3d所示,断面 轴向流速仍为左大右小,但与断面 相比,右侧下测线 z有所增大,增至019左右,上、中测线 z稍有减小,分别为0199vz0、0188vz0左右,上中下3条测线对应测点 z值相近。断面 z自左向右由大变小,除下测线局部区域外,近于线性变化。313　断面

如图3e所示,从断面 经过4D长直管的调整,断面 横向流速的径向分量进一步减小,旋转中心基本与几何中心重合。但周向流速分布仍不太均匀,中下部较小, c=0～0132,最大周向流速位于断面左上区域,丝线法观测最大液流偏角在断面正上方,其值为19°,圆周边壁平均液流角1119°,较断面 进一步减小

。

侧较小的边壁区域内, z仅为017左右。

试验还用丝线法观测了距出水弯管出口4D的(介于断面 、断面 ′ 中间)的圆周水流方向,最

大液流偏角位于断面右上方,其值为17°,周边平均液流角为1216°,介于断面 、 之间。对断面 、 、 流动分析,发现断面周边区域均符合沿水流逆时针旋转方向最大,周向流速区滞后于最小轴向流速区约45°的规律,这是由于水体有向低速区补充的趋势。

断面 正下方边壁区域(平均直径取为0195D)最大液流偏角水体沿其流向流过轴向距离nD后(n为管径的倍数),在断面内转过的圆心角为Χ=360°

0195ΠD

(2)=12016ntan

式中　Β ΒnD ) 、 ′、 最大液流角区域

nDtan

转过的圆心角,与实测结果相符。这表明出水管各断面最大周向流速方位和最小轴向流速方位按其流动方向沿流程呈螺旋线分布,沿程螺旋角逐渐减小。

弯管出流经2D、6D直管整流后,断面轴向流速分布仍很不均匀,但原来小区域的极低流速区流速逐渐增大,区域范围扩大。断面周边平均液流角和环量沿程逐渐衰减。经分析,出水管断面轴向流速不均匀是泵出流环量和出水弯管二次流共同作用的结果[2,7,8]。

试验结果表明,H=1190m工况水泵出水管断面横向流速分布与设计工况相似,但数值有所减小,各断面最大液流角位置转过的角度小于设计工况,即其螺旋流线的平均螺旋角较小,整个断面轴向流速分布均匀程度仍较差。

4　出水管水力损失特性

图3　设计工况出水管内部流速分布

Fig.3　Velocityprofilesinoutletpipesectionsofdesignoperatingduty

(a)断面 横向流速　(b)断面 轴向流速(c)断面 横向流速　(d)断面 轴向流速(e)断面 横向流速　(f)断面 轴向流速

如图3f,断面 轴向流速分布总体下大上小。下测线轴向流速左右对称分布;中测线左小右大;上测线 z总体较小且中部分布较均匀,最小值在左上

采用雷诺时均NS方程和RNGkΕ紊流模型,以进出口断面实测流场为边界条件,数值模拟单孔出水管内三维流动,计算水力损失。进口边界周向流速分别采用1、015、0125、01125和零倍实测值,得出一系列水力损失值。图4为出水流道水力损失hl与流道进口平均液流偏角Α。4的关系曲线

△、□为用五孔探针实测对应液流角时出水流道进、出口断面全压分布,积分得到断面平均能量计算的出水流道水力损失,实测值与计算值基本相符。

轴流泵出水管内部流动水力特性研究

出水管通过流量一定时,环量影响水力损失。当

),水力环量很小时(Α4≤5°

损失较小,且变化不大,最小水力损失发生在其间某

一较小环量时。当Α4>5°时,水力损失随Α4增大而增大,Α4越大,水力损失增图4　进口液流偏角对出

水管水力损失的影响大越快。对等圆管,当Q=

Fig.4　Influencesofinlet

010221m3 s、Α4=21186°时,h1=01377m;而当Q=010244m3 4=4133°s、Α

flowdeflectionangledischargepipeonhydrauliclossesof

水泵实际出流环量过大(Α～25°左右)是后4=6°

导叶消旋不彻底的缘故,以致增大了出水管水力损失。导叶出流偏角Α栅距T或翼弦4与轴向速度vz、长度L(保持叶栅稠密度L T不变)无关,它随

导叶片进口安放角Β3、出口安放角Β4的增大L T、而减小,而随导叶进流偏角Α。导叶3的减小而减小进流偏角Α3取决于叶轮出流(即水泵扬程),无法改变;导叶片进口安放角Β3要与进流偏角Α3基本一致或有微小正冲角,否则会造成较大的撞击水力损失,故不能改变;后导叶L T增大会增大撞击和排挤水力损失,故应保证L T在正常范围内。而导叶片出口安放角Β4对Α4的影响最为显著,且Β4改变不大时对泵性能基本没有影响。因此,要保证Α4满足要求,只能改变Β4。通常,当Β4=90°时,Α～4=6°

[9]25°左右,欲使Α左右,则Β4必须大于90°,通4=0°

时,水力损失仅为h1=1.Q=010289m3 s

01281m,小流量因环量2.Q=010244m3 s

3.Q=010221m3 s大,其水力损失反而大。3

条曲线最右点对应3个工况的实测液流偏角,表明实际出流环量过大,减小环量,可分别减小水力损失01145m、01148m、01119m,提高泵装置效率分别为716%、512%、318%。

过流场数值模拟自行迭代计算,Β4=96°～

[2]

105°。

6(1,

5　泵出流环量优化

量或小环量≤Α,,使4对进、出水池水位比较稳定、扬程基本不变的泵站,应保证在此泵站设计扬程下水泵出流具有最优环量。但一般泵站扬程均有不同程度的变化,考虑到泵站实际扬程超过设计扬程时,水泵出流偏角增大,当Α时出水管水力损失急4>5°

剧上升,因此可以将水泵设计成在设计扬程时无环量出流,当扬程在其上下变化时,保证水泵出流偏角在绝大部分运行时间内在-5°～5°范围内,使出水管水力损失较小。

参

考

,后导叶出口存在较大的剩余环量,断面周向流速系数 u=013～015。

(2)由于轴流泵出流环量与出水弯管二次流的双重作用,出水管内为复杂的螺旋流,环量沿程逐渐衰减,但衰减速度渐慢,整个出水管内水流都具有较大的环量,断面轴向流速分布极不均匀。出水管内轴向均匀流或对称流的常规假定与实际不符。

(3)采用实测边界条件的流场数值模拟结果表明,通常轴流泵出流环量过大,增大了出水管水力损失;将后导叶出口安放角增大至96°～105°,可以减小或消除出口剩余环量,减小出水管水力损失,提高泵装置效率4%～8%。

文

献

1　仇宝云,林海江,黄季艳等.大型立式轴流泵叶片进口流场及其对水泵影响研究.机械工程学报,2005,41(4):28～342　仇宝云.南水北调工程泵装置理论与关键技术研究:[博士学位论文].镇江:江苏大学,2004.3　仇宝云,刘超.探针杆挠曲对水流场测量的影响研究.水利学报,1999(11):7～11

4　仇宝云,袁寿其,刘超.探针系统反应特性与参数选择研究.仪器仪表学报,2001,22(6):640～643,6605　GB 3216—1989　离心泵、混流泵、轴流泵和旋涡泵试验方法

6　JISB8327—2002.Testingmethodsforperformanceofpump,usingmodelpump1JapaneseStandardAssociation17　TaylorAMKP,WhitelawJH,YianneskisM.Curvedductswithstrongsecondarymotion:velocitymeasurements

～359ofdevelopinglaminarandturbulentflow1JournalofFluidsEngineering,1982,104:350

8　唐学林,钱忠东,吴玉林.二阶双系数亚态子应力模型.水科学进展,2004,15(1):50～559　吴建廉.可调导叶式混流泵主要设计要素的确定.农业机械学报,1992,23(1):52～55

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