葉頂間隙對(duì)軸流泵外特性及空化性能影響研究

趙偉國(guó),程 超,薛子陽(yáng)

(1.蘭州理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院,甘肅 蘭州 730050;2.甘肅省流體機(jī)械及系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,甘肅 蘭州 730050)

軸流泵效率高、揚(yáng)程低、流量大,在灌溉排水、跨流域調(diào)水、船舶噴水推進(jìn)、核電工程等領(lǐng)域應(yīng)用廣泛[1].由于葉頂間隙的存在導(dǎo)致輪緣處空化十分復(fù)雜，種類(lèi)繁多的空化類(lèi)型相互干涉,堵塞流道,降低葉片載荷,誘導(dǎo)流動(dòng)失穩(wěn)[2].隨著國(guó)家泵站更新改造和南水北調(diào)工程的建設(shè),軸流泵機(jī)組的運(yùn)行穩(wěn)定性受到學(xué)術(shù)界和工程界的重視.研究不同間隙尺寸下軸流泵輪緣間隙流動(dòng)特性具有較高的工程意義.本文開(kāi)展了葉頂間隙尺寸對(duì)潛水軸流泵水力及空化特性影響的研究,以期能為今后潛水軸流泵的優(yōu)化設(shè)計(jì)和深入研究提供一定的指導(dǎo).

1 幾何模型與網(wǎng)格劃分

1.1 幾何模型

本文以某公司350ZQ-70型潛水軸流泵為研究對(duì)象,比轉(zhuǎn)速ns=700.基本設(shè)計(jì)參數(shù)包括:流量Q=1 292.4 m3/h,揚(yáng)程H=7.6 m,轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min.主要結(jié)構(gòu)參數(shù)包括:葉輪直徑D=300 mm,葉輪葉片數(shù)Z1=4,導(dǎo)葉葉片數(shù)Z2=7.軸流泵流道由進(jìn)水管、進(jìn)水喇叭、葉輪、導(dǎo)葉、出水管5個(gè)部分構(gòu)成.根據(jù)各組件的相關(guān)參數(shù),利用Pro/E軟件進(jìn)行三維建模并完成組裝,如圖1所示.葉頂間隙δ為1～5 mm.

圖1 軸流泵三維模型圖Fig.1 Three-dimensional model of axial flow pump

1.2 網(wǎng)格劃分

采用ICEM CFD軟件對(duì)軸流泵各部件進(jìn)行六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,并對(duì)關(guān)鍵部分進(jìn)行局部加密.通常用近壁面區(qū)域黏性底層的高度y+來(lái)考察近壁面網(wǎng)格的模擬精度[3],即

(1)

式中:ρ為流體密度,kg/m3；ν為運(yùn)動(dòng)黏度,m2/s；τw為壁面切應(yīng)力,N；Δy為第1層網(wǎng)格高度,m.

為更精確地模擬邊界層流動(dòng),對(duì)近壁面網(wǎng)格進(jìn)行加密處理.在邊界層中至少設(shè)置20個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn),首層網(wǎng)格高度為0.05 mm,變化率為1.2.考慮模型泵尺寸較大,流道扭曲,在保證滿足SSTk-ω模型對(duì)近壁面網(wǎng)格質(zhì)量要求的前提下,將邊界層網(wǎng)格的y+值控制在100以?xún)?nèi).全流道結(jié)構(gòu)網(wǎng)格如圖2所示.

圖2 軸流泵結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格圖Fig.2 Structural grid of axial flow pump

1.3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

考慮到軸流泵尺寸較大,計(jì)算機(jī)性能對(duì)網(wǎng)格數(shù)量的限制,分析比較了揚(yáng)程計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值的相對(duì)誤差,最終選擇方案B，如表1所列.不同葉頂間隙下,計(jì)算域內(nèi)網(wǎng)格單元總數(shù)約為436×104～442×104.

表1 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性分析Tab.1 Analysis of grid independence

2 數(shù)值模擬與邊界條件

2.1 湍流模型

基于SST模型的k-ω方程考慮湍流剪切應(yīng)力的傳輸,可以精確地預(yù)測(cè)流動(dòng)開(kāi)始和負(fù)壓力梯度條件下流體的分離量,不會(huì)對(duì)渦流黏度造成過(guò)度預(yù)測(cè)[4-6].

對(duì)于空化流動(dòng),葉輪域內(nèi)氣液兩相混合介質(zhì)密度變化較大,混合相密度ρm對(duì)湍流黏度系數(shù)μt有一定影響.因此,通過(guò)修正密度函數(shù)f(ρm)來(lái)修正湍流黏度系數(shù)μt,即

式中:ρm為混合相密度；αv為氣相體積分?jǐn)?shù)；ρv、ρl分別為氣、液相密度；Cμ為黏性系數(shù),取1；k為湍動(dòng)能；ω為湍流頻率.

修正系數(shù)n取值合適,可有效降低μt值,從而精確地模擬葉輪流域內(nèi)非穩(wěn)態(tài)空泡脫落現(xiàn)象.通過(guò)分析不同n值對(duì)三維空化流動(dòng)數(shù)值計(jì)算結(jié)果的影響,發(fā)現(xiàn)取n=10進(jìn)行計(jì)算可以得到較好的模擬效果[7-11].

2.2 空化模型

Z-G-B(Zwart-Gerber-Belamri)模型以簡(jiǎn)化的Rayleigh-Plesset方程為基礎(chǔ),忽略空泡半徑隨時(shí)間的二階導(dǎo)數(shù),重點(diǎn)考慮空化初生和發(fā)展階段空泡體積變化的影響[11-12].氣液兩相傳遞輸運(yùn)表達(dá)式為

式中:ui為i方向的雷諾平均速度；m+和m-分別為汽泡的產(chǎn)生(汽化)和潰滅(凝結(jié))；P為流場(chǎng)壓力；Pv為水蒸汽飽和壓力,25 ℃下取3 169 Pa；αnuc為成核區(qū)氣相體積分?jǐn)?shù),取5×10-4[13]；Rnuc為空泡半徑,取1.0×10-6；Fvap和Fcond分別為汽化和凝結(jié)過(guò)程的經(jīng)驗(yàn)系數(shù),分別取50和0.01.

2.3 邊界條件與壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)

采用CFX軟件進(jìn)行數(shù)值計(jì)算.固體壁面設(shè)為無(wú)滑移、光滑；出口設(shè)置質(zhì)量流量,進(jìn)口設(shè)置總壓,參考?jí)毫υO(shè)為0；空化條件下進(jìn)口流體設(shè)為體積分?jǐn)?shù)為1的25 ℃純水和體積分?jǐn)?shù)為0的25 ℃水蒸汽,飽和壓力取3 169 Pa.定常計(jì)算時(shí),動(dòng)靜交界面設(shè)為凍結(jié)轉(zhuǎn)子；非定常計(jì)算時(shí),動(dòng)靜交界面設(shè)為瞬態(tài)凍結(jié)轉(zhuǎn)子；將收斂的定常結(jié)果作為非定常計(jì)算的初值.葉輪旋轉(zhuǎn)1周的時(shí)間為T(mén)=60/1 450=0.041 38 s,葉輪每旋轉(zhuǎn)4°計(jì)算1次,時(shí)間步長(zhǎng)為Δt=4T/360=4.597 7×10-4s;計(jì)算6周,總時(shí)長(zhǎng)為t=6T=0.248 27 s,總步數(shù)為540步.葉輪每旋轉(zhuǎn)20°將結(jié)果保存.選取最后旋轉(zhuǎn)周期的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析.通過(guò)逐步減小進(jìn)口總壓來(lái)降低裝置空化余量,從而控制葉輪域內(nèi)空化的劇烈程度.求解器參數(shù)設(shè)置時(shí),瞬態(tài)時(shí)間項(xiàng)選擇二階向后歐拉差分格式,內(nèi)循環(huán)計(jì)算庫(kù)朗數(shù)上、下限分別設(shè)為10和1[14].將殘差平均值作為收斂判據(jù),收斂精度為10-5.

為了分析葉頂間隙尺寸對(duì)葉片表面近輪緣側(cè)壓力脈動(dòng)特性,在葉片表面設(shè)置了如圖3所示的壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn),以分析不同間隙下葉片表面近輪緣側(cè)的壓力脈動(dòng)特性.

圖3 葉片表面壓力監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置Fig.3 Pressure monitoring locations on blade surface

3 計(jì)算結(jié)果與數(shù)值分析

3.1 外特性對(duì)比

實(shí)測(cè)軸流泵葉頂間隙為1 mm,對(duì)比分析實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與模擬結(jié)果,H-Q和η-Q曲線如圖4和圖5所示.可以看出，揚(yáng)程模擬值與實(shí)驗(yàn)值變化趨勢(shì)基本一致且均無(wú)駝峰現(xiàn)象，效率模擬值總體高于實(shí)驗(yàn)值.在不同流量下,H的誤差不超過(guò)3%，η的誤差不超過(guò)5%,驗(yàn)證了數(shù)值模擬的可靠性.誤差產(chǎn)生的主要原因除了實(shí)驗(yàn)測(cè)量精度，還有模擬未考慮壁面粗糙度等,故模擬忽略了部分水力損失.

圖4 H-Q曲線對(duì)比Fig.4 H-Q curves comparison

圖5 η-Q曲線對(duì)比Fig.5 η-Q curves comparison

對(duì)比分析葉頂間隙為1～5mm時(shí)的模擬結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，隨著葉頂間隙的增加,泵的揚(yáng)程和效率會(huì)降低,特別在大間隙與小流量工況條件下,揚(yáng)程、效率減幅明顯.大流量對(duì)由間隙增大引起的揚(yáng)程下降有一定的補(bǔ)償作用;除間隙為5 mm外,設(shè)計(jì)流量以上揚(yáng)程有所降低,且變化均勻,曲線走勢(shì)一致.而小流量下出現(xiàn)了隨著流量減小揚(yáng)程也減小的現(xiàn)象,且間隙越大這種現(xiàn)象越明顯;這表明隨著間隙的增大,軸流泵小流量工況下流動(dòng)失穩(wěn)現(xiàn)象明顯加強(qiáng),揚(yáng)程曲線開(kāi)始出現(xiàn)駝峰現(xiàn)象.

隨著間隙的增大,輪緣處的二次回流逐漸加劇,如圖6所示.泄漏渦的存在加劇了水力損失[15],流動(dòng)不穩(wěn)定性也隨之增加,故各工況點(diǎn)效率均降低,小流量時(shí)尤為明顯.間隙為2 mm時(shí),0.8Q工況的效率明顯降低；此后隨著間隙的增大,效率下降幅度逐漸變大；間隙為5 mm時(shí),效率顯著下降.因此，為避免出現(xiàn)揚(yáng)程駝峰現(xiàn)象以及保證效率和泵運(yùn)行的穩(wěn)定性,葉頂間隙應(yīng)不超過(guò)2 mm.為進(jìn)一步探究葉頂間隙對(duì)軸流泵外特性和空化性能的影響,將間隙確定在0～2 mm進(jìn)行細(xì)化研究.

圖6 葉頂間隙回流Fig.6 Tip clearance reflux

3.2 空化特性對(duì)比

裝置空化余量NPSHa表達(dá)式為

(8)

式中:Pin為進(jìn)口壓力;Pv為汽化壓力；vin為進(jìn)口速度;g為重力加速度.

空化實(shí)驗(yàn)在某公司閉式實(shí)驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行.實(shí)驗(yàn)裝置示意圖如圖7所示.

圖7 軸流泵閉式實(shí)驗(yàn)臺(tái)示意圖Fig.7 Schematic diagram of closed test bed for axial flow pump

通過(guò)真空泵降低進(jìn)口壓力，從而改變裝置空化余量，并進(jìn)行相關(guān)空化實(shí)驗(yàn).真空泵運(yùn)行時(shí),打開(kāi)真空閥門(mén),關(guān)閉進(jìn)、出口閥門(mén)；當(dāng)真空示數(shù)快達(dá)到所需值時(shí),先關(guān)閉真空閥門(mén),再停止真空泵,最后打開(kāi)進(jìn)、出口閥門(mén)進(jìn)行實(shí)驗(yàn).

模擬的葉頂間隙分別為1、1.5、2 mm,在設(shè)計(jì)工況下進(jìn)行空化計(jì)算，以實(shí)現(xiàn)對(duì)不同間隙下軸流泵空化性能的對(duì)比研究,得到的曲線如圖8所示.軸流泵葉片少且葉片間重疊小,總有部分處于高壓作用,因而性能曲線在整個(gè)范圍內(nèi)只是緩慢下降[16].因3種間隙相差僅為1 mm,故揚(yáng)程差距較小,走勢(shì)基本一致.與實(shí)驗(yàn)值相比,誤差在3 %以?xún)?nèi),驗(yàn)證了數(shù)值模擬的可靠性.

圖8 空化特性曲線Fig.8 Cavitation characteristic curves

由圖8可以看出,隨著裝置空化余量的降低,揚(yáng)程先基本不變,然后略微上升,最后明顯下降.主要原因是:空化初生,空泡數(shù)量很少,對(duì)揚(yáng)程基本無(wú)影響；空化發(fā)展,一定數(shù)量的空泡附著于葉片表面,在近壁面形成了水力光滑區(qū),降低了葉片表面的流阻損失,揚(yáng)程略微上升；完全階段,大量的空泡從葉片表面脫落,堵塞流道,液體流動(dòng)受阻,揚(yáng)程明顯下降.

3.3 空泡體積分?jǐn)?shù)分布

在葉片背面,輪緣間隙處和葉片進(jìn)口邊是易發(fā)生空化的位置.不同空化余量時(shí),對(duì)比分析不同葉頂間隙下葉片背面空泡體積分?jǐn)?shù),如圖9所示.相比進(jìn)口邊近輪緣側(cè),空化先發(fā)生在葉片進(jìn)口邊近輪轂側(cè)[17].主要原因是:葉片進(jìn)口處發(fā)生的是翼型空化,進(jìn)口處葉片尚未做功,壓力主要受來(lái)流條件影響.根據(jù)葉片進(jìn)口扭曲方向,葉片進(jìn)口與輪轂連接處更靠近前端進(jìn)水喇叭,受來(lái)流影響較大；葉片進(jìn)口與輪轂連接處受葉片安放角影響,動(dòng)靜交涉較大；再加上輪轂側(cè)前端有結(jié)構(gòu)零件隨軸轉(zhuǎn)動(dòng),合速度更大,壓力更低.故葉片進(jìn)口與輪轂連接處較先出現(xiàn)空泡.

圖9 葉片背面空泡體積分?jǐn)?shù)分布Fig.9 Cavity volume fraction distribution on the back of blade

輪緣間隙空化首先出現(xiàn)在葉片中部,而不是葉片進(jìn)口.主要原因是:輪緣處發(fā)生的是間隙空化,結(jié)合文獻(xiàn)[18-19],空化起點(diǎn)位置與流量和葉頂區(qū)的壓差有關(guān)；隨著流量的增大,空化起點(diǎn)逐漸遠(yuǎn)離葉片進(jìn)口,空化位置由葉片葉頂區(qū)的壓差決定.設(shè)計(jì)工況流量較大,葉頂區(qū)葉片前緣兩側(cè)壓差??；經(jīng)葉片做功,葉頂區(qū)葉片中部?jī)蓚?cè)壓差大.因此,模擬結(jié)果是合理的.葉頂區(qū)的壓差加上葉片輪緣與壁面的相對(duì)運(yùn)動(dòng),產(chǎn)生了與主流方向相反的葉頂間隙流；葉頂間隙流與主流在吸力面相互作用,發(fā)生卷吸,消耗能量,形成葉頂泄漏渦[20-21].輪緣處流動(dòng)更為復(fù)雜紊亂,因此,相比進(jìn)口邊翼型空化,輪緣處間隙空化更為明顯劇烈.

空化余量為5.31 m時(shí),葉片前緣附近出現(xiàn)不連續(xù)空化起點(diǎn).主要原因是:設(shè)計(jì)工況下,流量較大,主流具有一定整合作用,使得泄漏渦接近葉片背面,在葉片表面形成低壓區(qū),誘導(dǎo)空化.隨著間隙的增大,這種現(xiàn)象逐漸減弱.主要原因是:間隙增大,泄漏量增加,主流整合作用減弱,泄漏渦逐漸遠(yuǎn)離葉片背面,低壓區(qū)逐漸影響相鄰葉片工作面.不同空化余量時(shí),對(duì)比不同葉頂間隙模型發(fā)現(xiàn)，在1～2 mm內(nèi),隨著間隙的增大,輪緣處空化程度不斷增強(qiáng),進(jìn)口邊空化程度反而有所減輕.主要原因是:輪緣處的間隙流和泄漏渦干擾流場(chǎng)結(jié)構(gòu),消耗能量,導(dǎo)致相鄰葉片工作面壓力降低,從而使相鄰葉片壓力面和吸力面的壓差變小,對(duì)進(jìn)口邊翼型空化造成影響.根據(jù)軸流泵組裝結(jié)構(gòu),從保護(hù)輪轂葉輪體的角度考慮,在1～2 mm內(nèi),選擇較大間隙更好.

3.4 壓力分布與壓力脈動(dòng)

為分析間隙尺寸對(duì)葉片表面絕對(duì)壓力分布的影響,在輪轂與輪緣間用半徑比分別為r1/Δh=0.1、r2/Δh=0.5、r3/Δh=0.9(Δh為葉片高度)的圓周截面S1、S2、S3將葉片截?cái)?如圖10所示.將所得截面S2展開(kāi),形成平面直列葉柵,如圖11所示.隨著空化余量的降低,所選截面絕對(duì)壓力整體下降；葉片背面低壓區(qū)逐漸擴(kuò)大,葉片工作面高壓區(qū)明顯縮小,即工作面壓力變化更為明顯.主要原因是:輪緣處的垂直云狀空化渦不斷向相鄰葉片的工作面移動(dòng),阻塞了流道.相同空化余量時(shí),間隙增加,葉片工作面高壓范圍變小.從穩(wěn)定揚(yáng)程、提高做功能力的角度考慮,在1～2 mm內(nèi),選擇較小間隙更好.

圖10 圓周截面位置

圖11 絕對(duì)壓力分布Fig.11 Absolute pressure distribution

為進(jìn)一步分析間隙尺寸對(duì)葉片表面壓力脈動(dòng)的影響,將葉片正、背面輪緣處監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)時(shí)域特性作FFT變換.空化余量為5.31 m時(shí),2種間隙各監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻域如圖12所示.圖中，橫坐標(biāo)為轉(zhuǎn)頻的倍數(shù)，主頻為最大脈動(dòng)幅值所對(duì)應(yīng)頻率.為細(xì)致研究,不同空化余量時(shí),各間隙模型在設(shè)計(jì)流量下的壓力脈動(dòng)主頻幅值如圖13所示.可以看出:流動(dòng)穩(wěn)定時(shí),脈動(dòng)變化小;監(jiān)測(cè)點(diǎn)SS3處空化較弱,監(jiān)測(cè)點(diǎn)SS6處完全空化,流動(dòng)皆較為穩(wěn)定,故壓力脈動(dòng)不明顯;監(jiān)測(cè)點(diǎn)PS3靠近進(jìn)口邊,為做功起點(diǎn),動(dòng)靜干涉明顯；監(jiān)測(cè)點(diǎn)PS6位于葉片中部,兩側(cè)壓差較大,泄漏流動(dòng)明顯.監(jiān)測(cè)點(diǎn)PS3和PS6流動(dòng)皆不穩(wěn)定,故壓力脈動(dòng)明顯;對(duì)比葉片輪緣處監(jiān)測(cè)點(diǎn)發(fā)現(xiàn),工作面的壓力脈動(dòng)幅值遠(yuǎn)大于背面的,但葉片出口處除外.主要原因是:根據(jù)渦軌跡,泄漏渦從葉片中部開(kāi)始脫離葉片背面,向相鄰葉片工作面移動(dòng)[22]；監(jiān)測(cè)點(diǎn)SS9處泄漏渦逐漸遠(yuǎn)離葉片背面,影響相鄰葉片正面.隨著空化的發(fā)展,監(jiān)測(cè)點(diǎn)SS9脈動(dòng)主頻規(guī)律由間隙大、幅值大變?yōu)殚g隙大、幅值小.主要原因是:間隙越大,輪緣空化向出口發(fā)展蔓延得越快；大間隙下,該處空化先發(fā)展,也先發(fā)展完全.空化余量為5.31 m時(shí),對(duì)比不同間隙下的同一監(jiān)測(cè)點(diǎn)發(fā)現(xiàn)：間隙為1 mm和1.5 mm時(shí),各監(jiān)測(cè)點(diǎn)脈動(dòng)幅值相近;間隙為2 mm時(shí),各監(jiān)測(cè)點(diǎn)脈動(dòng)幅值突變,顯著增強(qiáng).因此，間隙在1.5～2 mm內(nèi)有臨界值,超過(guò)該值后,泄漏渦穩(wěn)定性降低,誘導(dǎo)壓力脈動(dòng).

圖12 壓力脈動(dòng)頻域Fig.12 Pressure pulsation frequency domain

圖13 壓力脈動(dòng)主頻幅值Fig.13 Main frequency of pressure pulsation

3.5 空泡體積變化

在最后旋轉(zhuǎn)周期內(nèi),葉輪域內(nèi)總空泡體積隨時(shí)間的變化曲線如圖14所示.圖中,虛線為周期內(nèi)空泡體積平均值.可以看出:空化余量為6.32 m時(shí),空化較弱,各間隙下周期內(nèi)空泡體積變化較小;隨著空化的發(fā)展,間隙為1 mm和1.5 mm時(shí),空泡體積均值接近且周期內(nèi)變化平穩(wěn);間隙為2 mm時(shí),空泡體積均值明顯增大且周期內(nèi)變化幅值較大.再次說(shuō)明,間隙在1.5～2 mm內(nèi)有臨界值,超過(guò)該值后,空化不穩(wěn)定加強(qiáng).空化余量為4.78 m時(shí),即完全空化階段,各間隙下周期內(nèi)空泡體積變化明顯.

圖14 周期內(nèi)空泡體積變化Fig.14 Variations of the cavity volume during the period

3.6 葉片載荷與軸向力

為分析間隙對(duì)近輪緣處葉片吸力面和壓力面載荷分布的影響,選取S3截面的某個(gè)葉片,其吸力面和壓力面靜壓分布如圖15所示.圖中，橫坐標(biāo)0對(duì)應(yīng)葉片進(jìn)口,1對(duì)應(yīng)葉片出口,定義葉片載荷為相同半徑處壓力面與吸力面壓力之差.可以看出：不同空化余量時(shí),葉片載荷總體呈現(xiàn)出先增大后減小的趨勢(shì);進(jìn)口邊位于動(dòng)靜交界處,壓力梯度大，故靜壓波動(dòng)較大;間隙為2 mm時(shí)波動(dòng)尤為明顯,反復(fù)出現(xiàn)峰值;而間隙為1 mm和1.5 mm時(shí),曲線較為接近.隨著間隙的增大,葉片凈載荷降低,背面壓力上升推遲,工作面壓力波動(dòng)變大.工作面壓力的波動(dòng)是由相鄰葉片背面空化導(dǎo)致流動(dòng)不穩(wěn)定而造成的.背面曲線上升推遲說(shuō)明，間隙越大空化蔓延越快.從運(yùn)行的穩(wěn)定性考慮,實(shí)驗(yàn)泵葉頂間隙值應(yīng)該小于2 mm.

圖15 S3截面流線載荷分布Fig.15 Loading distribution on the streamline of S3 section

葉輪軸向力隨空化余量的變化如圖16所示.可以看出：葉輪整體所受軸向力先增加后減少,有明顯的波動(dòng);空化余量在5.31～5.81m時(shí),間隙為1 mm與1.5 mm的軸向力差值要明顯大于間隙為1.5 mm和2 mm的軸向力差值.泵軸承的選擇與軸向力的大小有關(guān),在完整的空化過(guò)程中,間隙為2 mm時(shí)軸向力的波動(dòng)最小.主要原因是:間隙越大,流體泄漏量越大,泄漏流會(huì)降低葉片壓力面和工作面的壓差,導(dǎo)致軸向力減小.從保護(hù)軸承并延長(zhǎng)其使用壽命的角度考慮,間隙在1～2 mm內(nèi),大間隙更優(yōu).同時(shí)考慮葉片載荷的穩(wěn)定性,選擇間隙為1.5 mm最合適.

4 結(jié)論

1) 隨著間隙的增大,泵揚(yáng)程和效率降低;對(duì)于實(shí)驗(yàn)泵,間隙超過(guò)2 mm后,小流量工況下流動(dòng)失穩(wěn)現(xiàn)象明顯加強(qiáng),揚(yáng)程曲線會(huì)出現(xiàn)駝峰現(xiàn)象；在1～2 mm內(nèi),隨著間隙的增大,進(jìn)口邊空化程度反而有所減輕;從保護(hù)輪轂葉輪體的角度考慮,兼顧做功能力和運(yùn)行穩(wěn)定性,選擇間隙為1.5 mm較為合適.

2) 空化先發(fā)生在葉片進(jìn)口邊近輪轂側(cè)；設(shè)計(jì)流量下,輪緣間隙空化首先出現(xiàn)在葉片中部,而不是葉片進(jìn)口.

3) 葉片背面空化會(huì)影響相鄰葉片工作面壓力分布；存在臨界間隙值,超過(guò)該值后,空化穩(wěn)定性降低,誘導(dǎo)壓力脈動(dòng);對(duì)于實(shí)驗(yàn)泵,該值在1.5～2 mm.