工業(yè)汽輪機(jī)主油泵葉輪數(shù)值模擬

尹 剛 樊小平 王顯安 吳方松

(東方汽輪機(jī)有限公司， 四川 德陽， 618000)

工業(yè)汽輪機(jī)主油泵葉輪數(shù)值模擬

尹 剛 樊小平 王顯安 吳方松

(東方汽輪機(jī)有限公司， 四川 德陽， 618000)

主油泵是汽輪機(jī)組供油系統(tǒng)中的重要設(shè)備，其性能對汽輪發(fā)電機(jī)組的安全運行有決定性影響。文章針對某12MW等級的主油泵進(jìn)行三維數(shù)值模擬， 研究主油泵葉輪內(nèi)流場分布情況和性能曲線， 為汽輪機(jī)潤滑油系統(tǒng)的設(shè)計和故障診斷提供了理論依據(jù)。

主油泵；葉輪；數(shù)值模擬

0 引言

目前我國汽輪機(jī)組多采用雙射油器-主油泵的汽輪機(jī)潤滑油系統(tǒng)。主油泵是汽輪機(jī)組供油系統(tǒng)中的重要設(shè)備，其性能對汽輪機(jī)組的安全運行有決定性影響。工業(yè)汽輪機(jī)不僅要求主油泵具有大流量，而且要求在較寬的運行工況范圍內(nèi)具有高效率、 高穩(wěn)定性和高可靠性［1］。 目前主油泵都是按照經(jīng)驗和實驗數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)計，許多主油泵生產(chǎn)后需要經(jīng)過反復(fù)試驗才能達(dá)到設(shè)計要求，這樣就提高了生產(chǎn)成本，延長了交貨周期。

本文就某臺12MW機(jī)組的主油泵葉輪進(jìn)行全三維數(shù)值模擬理論計算，研究其內(nèi)部流場分布情況及性能曲線，為主油泵的設(shè)計及故障診斷提供一些理論依據(jù)。

1 物理模型

1.1 葉輪幾何參數(shù)

葉輪直徑為320mm， 出口寬度20mm， 葉片出口安裝角為53.5°， 葉片只數(shù)7。 其結(jié)構(gòu)示意圖見圖1。

圖1 某主油泵葉輪圖

1.2 三維建模及網(wǎng)格劃分

針對該主油泵葉輪模型采用Pro/E軟件按1:1比例進(jìn)行三維建模， 將其導(dǎo)入GAMBIT軟件。 考慮到模型結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，因此采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，并對部分區(qū)域網(wǎng)格進(jìn)行加密。 網(wǎng)格數(shù)量約60萬。 圖2為主油泵葉輪的網(wǎng)格示意圖。

圖2 主油泵葉輪網(wǎng)格

2 數(shù)值模擬［2-6］

2.1 數(shù)學(xué)模型

低比轉(zhuǎn)速離心泵穩(wěn)定運行中葉輪內(nèi)部近似為三維定常不可壓湍流流動，存在尾渦和二次流等現(xiàn)象。 RNG κ-ε湍流模型適用于流曲率較大、 渦旋流、旋轉(zhuǎn)、帶彎曲壁面流等復(fù)雜流動?？紤]Boussinesq渦粘性假設(shè)， 主油泵模擬采用RNG κ-ε湍流模型。 建立控制方程如式（1）所示。

式中：

φ—通用變量， 取值為1、 u、 ν、 w時， 分別代表連續(xù)、 動量；—速度矢量， 分量為u、 ν、 w；

Γφ—擴(kuò)散系數(shù)；

Sφ—源項。

具體的取值如表1所示。

表1 式（1）擴(kuò)散系數(shù)和源項的表達(dá)式

雷諾時均方程中含有速度脈動動量的二階相關(guān)項，未知數(shù)個數(shù)多于方程的個數(shù)，為此本次定常計算采用RNG κ-ε湍流模型來封閉方程組。

2.2 邊界條件

（1）進(jìn)口邊界條件采用速度進(jìn)口， 在計算區(qū)域的進(jìn)口邊界上給定基于泵工作流量的均勻初始速度，假定速度垂直于進(jìn)口面。對于湍流計算入口湍流取值按水力直徑大小及湍流強(qiáng)度給定（5%）。

（2）出口邊界條件取流動充分發(fā)展自由出流條件（outflow）。

（3）壁面條件黏性流動邊界采用無滑移固壁，湍流計算使用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法確定固壁附近流動。

3 結(jié)果分析

本文分別對轉(zhuǎn)速在3000r/min， 流量在1600、1800、 2000、 2300、 2500L/min， 以 及 流 量 在1800L/min， 轉(zhuǎn) 速 在 2000、 2500、 2800、 3000、3200、 3300r/min等多個工況進(jìn)行了數(shù)值模擬， 得到了各個工況下主油泵葉輪內(nèi)流場的分布情況。圖3～圖9為主油泵設(shè)計工況下 （即轉(zhuǎn)速在3000r/ min， 流量在1800L/min）的壓力和速度分布情況。

3.1 壓力場分布

圖3 主油泵葉輪某軸向截面靜壓力分布

圖4 主油泵葉輪某軸向截面總壓力分布

從圖3、 圖4可以看出， 整個流道上， 隨著葉輪轉(zhuǎn)動，葉片對工質(zhì)潤滑油做功，葉片不斷地把能量傳遞給潤滑油，轉(zhuǎn)輪葉片的壓力面和吸力面上總壓、靜壓從初端到末口都是隨著半徑的增大而逐漸升高，過渡平穩(wěn)，分布合理。

圖5 主油泵葉輪背面靜壓力分布

圖6 主油泵葉輪正面靜壓力分布

同時顯而易見， 圖5、 圖6中， 在葉輪的等半徑位置上， 葉片正面 （壓力面）和背面 （吸力面）的壓力分布是不相同的， 葉片正面 （壓力面)壓力明顯高于葉片背面 （吸力面）壓力，而且葉片進(jìn)口處兩側(cè)壓差最大。在葉片背面靠近進(jìn)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轉(zhuǎn)彎，流速加快，造成局部損失且流體動能與壓能的相互轉(zhuǎn)化致使該區(qū)域壓力下降，該處為汽蝕易發(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。

3.2 速度場分布

圖7 主油泵葉輪內(nèi)流場相對速度矢量圖

圖8 主油泵葉輪進(jìn)口流場相對速度矢量圖

圖7 為葉輪內(nèi)流場相對速度矢量圖， 從圖上可看出葉輪進(jìn)口速度明顯小于出口速度，總的來說變化的梯度較為平穩(wěn)，沒有出現(xiàn)大的流動分離現(xiàn)象，即在整個區(qū)域中相對流速從進(jìn)口到出口的值符合沿葉片方向與葉片平行分布的規(guī)律。同時在葉輪的相同半徑處葉片正面 （壓力面）的相對速度大于葉輪背面 （吸力面）。 圖8是圖7的局部放大圖，從圖上可清晰地看到葉輪進(jìn)口流體對葉輪的沖擊現(xiàn)場，從圖上看沖擊的幅度不大，表明葉輪在此工況下的運行狀況比較良好，不會造成流體激振，出現(xiàn)葉輪振動及噪音影響泵的壽命。

3.3 性能分析

通過對葉輪流道流場的數(shù)值模擬，可得到主油泵葉輪內(nèi)部流場的靜壓、動壓、流速及矢量分布、流動跡線及流體作用在油泵流道固體壁面上的壓力分布等內(nèi)特性?；谶@些流場數(shù)值模擬結(jié)果，可以計算油泵的相關(guān)特性參數(shù)。根據(jù)各計算給定流量和進(jìn)口壓力計算出油泵的進(jìn)出口壓力差、作用在葉輪上的壓力矩，從而預(yù)測油泵需要輸入的軸功率及流體動力學(xué)效率 (水力效率）等。

油泵需要輸入的軸功率為：

油泵輸出的流體動力學(xué)功率為：

P0=ΔP×Q （5）

流體動力學(xué)效率 （水力效率）為：

式中：

η—流體動力學(xué)效率；

ΔP—主油泵的進(jìn)出口壓力差；

Q—流量；

M—流體作用在葉輪固體壁面上的力產(chǎn)生繞旋轉(zhuǎn)軸的力矩；

ω—葉輪旋轉(zhuǎn)角速度。

ΔP、 Q、 M、 ω均可由CFD軟件計算結(jié)果給出，根據(jù)以上數(shù)據(jù)可得到轉(zhuǎn)速與揚程關(guān)系曲線、主油泵葉輪特性曲線， 見圖9、 圖10。

圖9 流量1800L/min轉(zhuǎn)速與揚程的關(guān)系曲線

圖10 轉(zhuǎn)速3000r/min主油泵葉輪流動特性曲線

從圖上可以看出，在進(jìn)口流量不變的情況下，隨著轉(zhuǎn)速的提高， 葉輪進(jìn)出口的壓力差 （揚程）增大，其變化規(guī)律符合二次方關(guān)系。在轉(zhuǎn)速不變的情況下，隨著流量的增大，葉輪進(jìn)出口的壓力差逐漸減小， 在1800L/min左右， 壓力差的變化趨勢較為平穩(wěn)，說明其變工況條件下的適應(yīng)能力較強(qiáng)。 但葉輪的流體動力學(xué)效率在流量1600～1800L/ min之間時逐漸增大， 流量大于1800L/min后葉輪的流體動力學(xué)效率逐漸減小，說明葉輪在設(shè)計流量屬于最佳性能點。

4 結(jié)論

（1）利用CFD軟件計算采用RNGκ-ε湍流模型，SIMPLE算法得到的離心泵葉輪內(nèi)部流態(tài)分布與理論上人們預(yù)測的內(nèi)部流態(tài)大體趨勢一致。這顯示出這種流動模擬的方法是可行的。

（2）12MW主油泵設(shè)計的流場分布合理。

（3）CFD計算軟件能夠較準(zhǔn)確地預(yù)測出油泵的性能，精確計算出油泵內(nèi)部的流場分布，還可以用繪制等值線、矢量圖等直觀方式來展現(xiàn)流道內(nèi)流體的流動情況，彌補(bǔ)了試驗的不足，從而縮短了主油泵設(shè)計的周期，不僅提高了速度還節(jié)約了成本，提高了經(jīng)濟(jì)效益。

[1]許乃同. 大功率汽輪機(jī)組潤滑油系統(tǒng)的可靠性[J]. 動力工程學(xué)報,1992,12(3):8-14

[2]陶文銓. 數(shù)值傳熱學(xué): 第二版[M]. 西安: 西安交通大學(xué)出版社,2001

[3]王福軍. 計算流體動力學(xué)分析[M].北京: 清華大學(xué)出版社, 2004

[4]Voorde JV,Dick E,Vierendeels J,et al.Performace prediction of centrifugal pum ps w ith steady and unsteady CFD methods[J].Advancesin Fluid Mechanics IV,2002,559-568

[5]唐輝, 何楓. 離心泵內(nèi)流場的數(shù)值模擬[J]. 水泵技術(shù),2002 (3):3-7

[6]FLUENT Inc.,FLUENT User'sGuide[M].FLUENT Inc., 2003

Numerical Sim ulation of Industrial Turbine Main Oil Pum p's Im peller

Yin Gang， Fan Xiaoping， Wang Xian'an， Wu Fangsong
（Dongfang Turbine Co.,Ltd.Deyang Sichuan 618000）

Main oil pump is the important equipment in turbine oil supply system.The performance of themain oil pump has a decisive effect on the safe operation of the turbo-generator unit.This paper numerically simulates some 12MW turbine main oil pump's impeller,studies the fluid distribution and performance characteristic curve and provids some theoretical basis for turbine oil system's design and fault diagnosis.

main oil pump,impeller,numerical simulation

尹剛 （1982-）， 男， 工學(xué)碩士， 主要從事工業(yè)汽輪機(jī)概念設(shè)計工作。