蝸殼結(jié)構(gòu)對高溫熔鹽泵轉(zhuǎn)子運行穩(wěn)定性的影響

李清, 康燦, 朱洋

(江蘇大學能源與動力工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

熔鹽泵是一種工業(yè)流程中的關(guān)鍵設(shè)備，主要用于輸送高溫離子膜燒堿、碳酸鹽、硝酸鹽、苯酐等介質(zhì)[1-2].通常情況下，熔鹽泵輸送的介質(zhì)溫度在400 ℃以上.隨著核能和太陽能熱發(fā)電技術(shù)快速發(fā)展，熔鹽泵得到了廣泛的應(yīng)用[3-4].熔鹽泵的工作環(huán)境惡劣，同時受到流場、溫度場及泵本身因素的影響，所以泵轉(zhuǎn)子部件易發(fā)生結(jié)構(gòu)變形和振動，因此，解決熔鹽泵實際運行中遇到的不穩(wěn)定問題尤為重要.

復(fù)雜的非定常流動和較高的介質(zhì)溫度是導(dǎo)致熔鹽泵轉(zhuǎn)子部件產(chǎn)生結(jié)構(gòu)變形的主要因素.1989年CHILDS等[5]通過研究離心泵蓋板與泵腔之間的間隙流動，將流固耦合引入離心泵研究中.目前耦合分析的方法在流體機械研究中應(yīng)用廣泛，用于分析流動引起的結(jié)構(gòu)變形等問題[6-7].BENRA等[8]采用流固耦合方法研究了單葉片離心泵內(nèi)流動引起的變形，發(fā)現(xiàn)瞬時的變形會反過來影響泵內(nèi)的流動狀態(tài).梁權(quán)偉等[9]運用全耦合的有限元分析方法對某混流式轉(zhuǎn)輪進行了模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)當?shù)?階固有頻率與葉頻接近時易發(fā)生共振.KANG等[10]設(shè)計了一種高溫熔鹽泵上軸承冷卻系統(tǒng)，通過熱流固耦合分析，證實該系統(tǒng)能夠有效解決熱變形和熱應(yīng)力問題.PODUGU等[11]利用有限元方法對離心泵前10階固有頻率進行了分析，發(fā)現(xiàn)泵的剛度越大，固有頻率越高.

盡管對熔鹽泵的研究深度增加，但對于雙蝸殼雙出液管結(jié)構(gòu)在熔鹽泵中的應(yīng)用鮮有報道[12-14].文中在相同運行參數(shù)下分別設(shè)計單蝸殼和雙蝸殼結(jié)構(gòu)的熔鹽泵，并對2種熔鹽泵在輸送高溫熔鹽介質(zhì)條件下進行耦合分析；通過ANSYS商用軟件對2種結(jié)構(gòu)熔鹽泵在非定常流動情況下受到的流動載荷、溫度載荷尤其是徑向力進行分析，進而采用ANSYS Workbench軟件對多物理場進行耦合研究，對比分析單、雙蝸殼結(jié)構(gòu)對應(yīng)的熔鹽泵轉(zhuǎn)子的應(yīng)力和變形量隨旋轉(zhuǎn)角度的變化，同時在無流動載荷和單、雙蝸殼流動載荷條件下進行轉(zhuǎn)子的模態(tài)分析，以期研究結(jié)論能為高溫熔鹽泵的優(yōu)化設(shè)計和穩(wěn)定運行提供參照.

1 數(shù)值計算方案

1.1 研究對象

熔鹽泵的設(shè)計參數(shù)：流量Q=200 m3/h，揚程H=65 m，轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min，比轉(zhuǎn)速ns=54，工作溫度t=450 ℃；葉輪為閉式葉輪，葉片數(shù)為6. 圖1為流體計算域，設(shè)計了2種結(jié)構(gòu)的熔鹽泵.由過流部件的實體得到的流動計算域包括進水管、葉輪、蝸殼(單蝸殼、雙蝸殼)和出水管水體域.

圖1 流體計算域

固體計算域為轉(zhuǎn)子部件，兩熔鹽泵采用相同的轉(zhuǎn)子部件，其由葉輪、軸及螺母組成，其中葉輪進口直徑D1=140 mm，出口直徑D2=464 mm，出口寬度b1=16 mm.轉(zhuǎn)子部件的幾何模型如圖2所示.

圖2 固體計算域

選用二元硝酸熔鹽(60%NaNO3+40%KNO3)作為流體介質(zhì)，其在450 ℃時的密度為1 804 kg/m3，黏度為0.001 47 Pa·s，比熱容為1 520 J/(kg·K).采用ANSYS ICEM軟件對流體域進行非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，并對近壁區(qū)域和子域連接處進行局部網(wǎng)格加密.為了驗證網(wǎng)格數(shù)對計算結(jié)果的影響，對2種結(jié)構(gòu)熔鹽泵均劃分了幾套疏密不同的網(wǎng)格，總網(wǎng)格數(shù)自1 000 000～3 000 000不等，并對不同網(wǎng)格方案進行了數(shù)值模擬.當流體域的網(wǎng)格數(shù)量增加到2 000 000后，不同網(wǎng)格數(shù)方案獲得的熔鹽泵揚程的相對誤差在1%以內(nèi).最終確定的單、雙蝸殼熔鹽泵流體域網(wǎng)格數(shù)量分別為2 247 046， 2 786 467.

熔鹽泵固體部件均采用耐高溫的馬氏體不銹鋼ZG1Cr13制造.其密度為7 720 kg/m3，彈性模量為219 GPa,泊松比為0.281，熱膨脹系數(shù)1.02×10-5K-1，屈服強度為685 MPa.采用ANSYS Workbench平臺自帶的網(wǎng)格劃分功能進行固體域網(wǎng)格劃分.最終的固體域網(wǎng)格數(shù)量為234 539.

1.2 控制方程與邊界條件

熔鹽泵內(nèi)的流動為三維不可壓縮流動，遵循宏觀流動的連續(xù)性方程和動量方程[15].因為考慮介質(zhì)換熱，所以加入了流動的能量方程.采用SSTk-ω湍流模型使基于雷諾平均的N-S方程的流動控制方程組封閉[16].采用ANSYS CFX軟件對2種蝸殼結(jié)構(gòu)熔鹽泵的內(nèi)部非定常流場進行計算，計算時間步長設(shè)為葉輪旋轉(zhuǎn)1°所用時間，即時間步長為0.000 114 94 s，計算總時間為葉輪旋轉(zhuǎn)12個周期的時間.計算域溫度設(shè)置為450 ℃；進口邊界條件設(shè)置為速度進口，其速度大小由流量和進口截面的面積確定；出口設(shè)置壓力出口邊界條件，設(shè)定壓強為0.101 3 MPa(1 atm)，所有固體壁面均使用無滑移邊界條件，近壁面區(qū)域流動則采用標準壁面函數(shù)法處理.

采用ANSYS Workbench軟件對流場和固體結(jié)構(gòu)進行耦合分析.圖3為轉(zhuǎn)子部件載荷和約束的設(shè)置圖.熔鹽泵葉輪和軸在運行過程中主要受到的載荷有自身的重力載荷、高速旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的離心力載荷，溫度載荷以及流體作用在葉輪表面的壓力載荷.壓力載荷和溫度載荷通過流動和傳熱計算得到，通過耦合設(shè)置加載到葉輪表面，并在軸承端分別設(shè)置自然對流與強制對流換熱2種方式.離心力載荷通過在轉(zhuǎn)子部件上施加旋轉(zhuǎn)角速度實現(xiàn).整個轉(zhuǎn)子部件受到軸承的約束作用，因此在與軸承接觸的2段軸表面上施加圓柱面約束.

圖3 載荷和約束

2 結(jié)果與分析

2.1 壓力載荷分布

圖4a和4b分別為單蝸殼、雙蝸殼熔鹽泵葉輪旋轉(zhuǎn)20°時，葉輪上葉片表面的壓力p分布，該部分壓力在結(jié)構(gòu)分析時將以耦合的方式加載到固體表面.總體而言，2種結(jié)構(gòu)熔鹽泵葉片表面的靜壓分布趨勢相似，葉片上的壓力從進口到出口逐漸增大，且不同葉片上壓力分布基本相似.單蝸殼熔鹽泵葉片表面上的壓力較雙蝸殼熔鹽泵的值大.從2種結(jié)構(gòu)熔鹽泵葉片表面壓力載荷分布情況可見，在耦合分析時加載到每個葉片上的載荷基本相同，在結(jié)構(gòu)有限元分析時應(yīng)充分考慮壓力載荷的分布特征.

圖4 葉片表面的壓力分布

2.2 溫度載荷分布

泵葉輪浸沒在熔鹽介質(zhì)中，因此2種結(jié)構(gòu)熔鹽泵的葉輪其溫度與介質(zhì)溫度(450 ℃)基本相等，并通過軸以導(dǎo)熱的方式向軸承端傳遞熱量.圖5a為軸承端在空氣自然對流條件下，葉輪和軸的溫度θ分布.可見軸承端溫度達到100 ℃以上，短時間內(nèi)熱量聚集，導(dǎo)致軸承溫度不斷升高.當軸承溫度超過其允許溫度范圍時，將會影響軸承的工作性能，改變軸承的工作游隙，甚至導(dǎo)致軸承損壞，因此有必要在軸承端設(shè)計冷卻裝置[17].

圖5 不同冷卻方式對應(yīng)的轉(zhuǎn)子溫度分布

Fig.5 Temperature distributions in rotor for different air-cooling approaches

圖5b為軸承端在強制對流風冷卻情況下的溫度分布.相比較于自然對流情況，軸承端溫度明顯降低，軸承的溫度位于安全范圍，保證了熔鹽泵長時間安全穩(wěn)定運行.

此處采用圖5b所示的溫度分布作為轉(zhuǎn)子系統(tǒng)承受的溫度載荷，并作為耦合分析的初始條件.

2.3 周期應(yīng)力和變形分析

對于非定常流動，流動載荷隨著葉輪與蝸殼之間相對位置的不同而不同.為了研究該相對位置對轉(zhuǎn)子部件最大變形量和最大等效應(yīng)力的影響，分別對葉輪旋轉(zhuǎn)0°，10°，20°，30°，40°，50°時的計算結(jié)果進行分析.

圖6為轉(zhuǎn)子部件最大變形量g隨葉輪旋轉(zhuǎn)角度α的變化曲線.從圖可見，由于作用在雙蝸殼熔鹽泵葉輪上的壓力載荷及徑向力均小于單蝸殼熔鹽泵葉輪上的對應(yīng)參數(shù)，因此在6個旋轉(zhuǎn)角度上單蝸殼熔鹽泵葉輪和軸的最大變形量明顯大于雙蝸殼熔鹽泵的對應(yīng)值.由于雙蝸殼熔鹽泵旋轉(zhuǎn)過程中徑向力值的變化幅度較小，因此雙蝸殼熔鹽泵轉(zhuǎn)子部件在不同角度時最大變形量變化較小，而單蝸殼熔鹽泵轉(zhuǎn)子部件在不同角度下最大變形量變化較大，單蝸殼熔鹽泵葉輪最大變形量的變化幅度峰值為25.6%，軸的最大變形量變化幅度高達31.2%.

圖6 轉(zhuǎn)子部件最大變形量隨葉輪旋轉(zhuǎn)角度變化曲線

Fig.6 Rotor maximum deformation curves in terms of impeller rotational angle

圖7為轉(zhuǎn)子部件最大等效應(yīng)力σ隨葉輪旋轉(zhuǎn)角度α的變化曲線.從圖中可見在旋轉(zhuǎn)角度為0°時，單、雙蝸殼熔鹽泵泵軸出現(xiàn)最大等效應(yīng)力，分別為323.2，277.1 MPa，而葉輪的最大等效應(yīng)力分別出現(xiàn)在旋轉(zhuǎn)角度為30°和10°時，大小分別為215.2，239.1 MPa.在整個旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)，雙蝸殼熔鹽泵葉輪上的最大等效應(yīng)力均大于單蝸殼熔鹽泵葉輪上的，而軸的最大等效應(yīng)力對比規(guī)律卻相反.雙蝸殼熔鹽泵葉輪的最大等效應(yīng)力在旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)的變化較大，最高變化幅度達到了9.9%；單蝸殼熔鹽泵軸的最大等效應(yīng)力在旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)的變化幅度較大，最高變化幅度達到了18.8%.

圖7 轉(zhuǎn)子部件最大等效應(yīng)力隨葉輪旋轉(zhuǎn)角度變化曲線

Fig.7 Rotor maximum equivalent stress curves in terms of impeller rotational angle

對于單蝸殼熔鹽泵，其轉(zhuǎn)子部件的最大變形量的瞬時變化較大，而雙蝸殼熔鹽泵轉(zhuǎn)子部件的最大變形量基本維持不變.所以說明雙蝸殼結(jié)構(gòu)不僅可以減小轉(zhuǎn)子部件的最大變形量和關(guān)鍵部位的最大等效應(yīng)力，而且可以使轉(zhuǎn)子部件的變形量和軸的等效應(yīng)力不隨泵運轉(zhuǎn)而產(chǎn)生較大波動，因此雙蝸殼結(jié)構(gòu)有利于提高熔鹽泵的運行穩(wěn)定性.

2.4 強度校核

葉輪和軸使用的材料均為馬氏體不銹鋼ZG1Cr13，在整個旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)，單蝸殼熔鹽泵葉輪和軸上的最大應(yīng)力分別為215.2，323.2 MPa，而雙蝸殼熔鹽泵葉輪和軸上的最大應(yīng)力分別為239.1，277.1 MPa.故根據(jù)材料屈服應(yīng)力[σs]、許用應(yīng)力[σ]和安全系數(shù)Ns的關(guān)系(Ns=[σs]/[σ])可知，單蝸殼熔鹽泵葉輪和軸的安全系數(shù)分別為3.18和2.12，雙蝸殼熔鹽泵葉輪和軸的安全系數(shù)分別為2.86和2.47.由此可見2種結(jié)構(gòu)熔鹽泵轉(zhuǎn)子在運行時均滿足結(jié)構(gòu)強度要求.

3 模態(tài)分析

由于熔鹽泵一般處于額定工況運行，因此只對設(shè)計流量下的模態(tài)性能進行分析.

圖8為熔鹽泵轉(zhuǎn)子前6階模態(tài)振型.從圖中可見各階轉(zhuǎn)子部件振型存在明顯的差異.第1和第2階振型呈現(xiàn)出以泵軸為中心的擺動變形；第3階振型呈現(xiàn)出以泵軸為中心的扭轉(zhuǎn)變形，此時變形量呈中心對稱分布且葉輪邊緣處的變形量達到最大值；第4和第5階振型呈現(xiàn)出以泵軸為中心的一彎擺動變形，擺動方向互相垂直，此時葉輪在彎曲方向的邊緣處變形量最大；第6階振型呈現(xiàn)出以泵軸為中心的二彎擺動變形，而且葉輪的變形較其他階更明顯.

圖8 轉(zhuǎn)子部件前6階模態(tài)振型

4 結(jié) 論

研究了單、雙2種蝸殼結(jié)構(gòu)的熔鹽泵，采用單向流固耦合方法對2種蝸殼結(jié)構(gòu)熔鹽泵轉(zhuǎn)子部件的應(yīng)力和變形進行了分析，并進一步分析了蝸殼結(jié)構(gòu)對熔鹽泵轉(zhuǎn)子部件模態(tài)性能的影響，獲得以下結(jié)論：

1) 2種結(jié)構(gòu)熔鹽泵葉片表面的靜壓分布趨勢相似，葉片上的壓力從進口到出口逐漸增大.雙蝸殼結(jié)構(gòu)可以減小作用在葉片表面上的壓力載荷.

2) 單蝸殼熔鹽泵葉輪和軸的最大變形量較大且不同旋轉(zhuǎn)角度變化幅度較大；單蝸殼熔鹽泵泵軸的最大等效應(yīng)力較大，雙蝸殼熔鹽泵葉輪的最大等效應(yīng)力較大.

3) 單蝸殼和雙蝸殼熔鹽泵運行時轉(zhuǎn)子部件上的最大應(yīng)力分別為323.2和277.1 MPa，安全系數(shù)分別為2.12和2.47，故2種蝸殼流場條件下轉(zhuǎn)子均滿足結(jié)構(gòu)強度要求.