基于熵产和叶片载荷联合约束的离心泵叶轮及其设计方法与流程

本发明涉及离心泵叶轮技术领域，具体是一种基于熵产和叶片载荷联合约束的离心泵叶轮设计方法，以及一种离心泵叶轮。

背景技术：

离心泵内部复杂的三维非定常湍流，常导致一些影响离心泵运行特性的不良现象，如压力脉动、流动分离、水力振动等，严重影响机组的运转稳定性及工作寿命。

目前，传统的离心泵设计方法在对离心泵进行设计时，都是定义叶片几何，然后进行CFD仿真，反复实验性地修改叶片几何，且CFD计算结果和如何修改叶片几何无必然联系，其中大部分修改是错误的或者多余的，主要依赖工程师的设计经验，造成时间和人力的浪费。

技术实现要素：

本发明要解决的技术问题是克服上述背景技术的不足，提供一种离心泵叶轮设计方法，能够提高设计效率，节省设计成本，根据该设计方法设计的离心泵叶轮，可以在保障扬程和效率的同时，降低离心泵能量损失，以提高离心泵的寿命及运转稳定性。

本发明采用的技术方案是：一种基于熵产和叶片载荷联合约束的离心泵叶轮设计方法，其特征在于，包括以下步骤：

1)在计算机的CFD系统中对原型泵进行仿真，根据计算公式确定流道叶片载荷分布；

式中：p⁺和p^-分别为叶片压力面和吸力面压力，单位Pa；z为叶片数；W_mbl为叶片流线上的相对速度，单位m/s；ρ为水的密度；为速度环量，单位m²/s；m为相对轴面流线长度；为叶片载荷；

2)根据载荷分布情况，在确定两条叶片载荷曲线后，根据叶片型线微分方程绘制出叶片几何模型；

3)对绘制出的叶片几何模型进行CFD仿真验证是否符合物理要求；

4)若叶片模型不满足物理要求，则返回步骤1)，调整叶片载荷分布，重新绘制叶片；

5)若设计的叶轮满足物理要求，则基于能量熵理论，根据公式计算出叶片的能量损失分布情况；

S″′_D的值由雷诺平均N-S方程获得，S″′_D′可由式得出，其中κ和ω分别是SSTκ-ω模型中的湍动能和特征频率,α＝0.09为经验常数，V代表流道体积，T为离心泵内部温度；

6)根据叶片的能量损失分布情况，在叶片上发生能量损失的主要位置开至少一个圆形的平衡孔，平衡孔半径为叶片出口端宽度的1/5～1/6，平衡孔轴向位置位于叶片中截面；

7)对开孔后的叶片模型进行CFD仿真验证，若叶片的能量损失仍不满足要求，则改变叶片载荷分布，返回步骤2)，直到设计出满足能量损失要求的叶片为止。

作为优选，一种离心泵叶轮，其特征在于：包含六个叶片，每个叶片上分别开有平衡孔，平衡孔半径为4～5mm，所述平衡孔位于叶片轴向的中截面位置，平衡孔的中心到叶片进口的距离为叶片长度的70％～80％。

作为优选，所述叶片厚度为2～3mm，叶片进口直径为300～320mm，叶片出口直径为600～640mm,叶片出口的宽度为20～25mm,叶片进口安放角为29-30度，叶片出口安放角为20～24度。

本发明的有益效果是：

1)采用能量熵的方法，分析出叶轮能量损失的主要区域，为载荷分布的调整提供参考；

2)基于熵产和叶片载荷理论联合约束，来求解离心泵水力设计问题，提高了设计效率，缩短了离心泵设计周期；

3)基于叶片载荷理论的全三维反设计方法，通过调整叶片载荷分布计算出满足最优化的流量分布的叶片几何，大幅提高设计速度，节省大量人力和时间；

4)不再强烈依赖于工程师的设计经验，新手也可尝试进行设计；

5)通过本优化设计方法设计的叶轮，能有效的降低离心泵的能量损失，提高泵的运转稳定性和运行寿命。

附图说明

图1是本发明所述设计方法的设计流程图；

图2是叶轮轴面剖视图；

图3是叶轮主视图；

图4是叶片载荷曲线；

图5是叶轮优化前后性能曲线对比图；

图6是叶轮优化前后能量损失分布对比图。

其中：1、叶片；2、平衡孔；3、前盖板；4、流道；5、后盖板；6、转轴。

具体实施方式

下面对本发明作进一步说明，但本发明并不局限于以下实施例。

参见图1到图6，本发明提供的一种基于熵产和叶片载荷联合约束的离心泵叶轮设计方法，其原型泵设计流量为Q_d＝0.008m³/s,H_d＝0.1m,n＝40r/min。

该设计方法包括以下步骤：

1)对现有的原型泵，在计算机的CFD系统中进行数值模拟(仿真),由根据计算公式计算出原型泵叶轮流道4靠近前盖板3、后盖板5位置的叶片载荷分布，从而根据叶片载荷分布情况确定靠近前盖板的叶片载荷曲线以及靠近后盖板的叶片载荷曲线，其前后盖板载荷分布为：前加载点m1＝0.38，后加载点m2＝0.82，中间主加载区斜率k＝0.8；式中：p⁺和p^-分别为叶片压力面和吸力面压力，单位Pa；z为叶片数；W_mbl为叶片流线上的相对速度，单位m/s；ρ为水的密度；为速度环量，单位m²/s；m为相对轴面流线长度；为叶片载荷；

2)根据前后盖板的两条叶片载荷曲线(前盖板、后盖板各一条叶片载荷曲线)分布情况，由叶片型线微分方程绘制出叶片几何模型；式中：v_m是轴面流速，f为叶片包角，ω为叶片旋转角速度，r为叶片上节点的半径，V_θ为节点的圆周分速度，s为轴面流线长度，

3)对绘制出的叶片模型进行CFD仿真验证，其符合物理要求；

4)由CFD系统计算结果，由以下公式计算离心泵内部能量损失S”'分布情况：

${\stackrel{\·}{S}}^{\′\′\′}={\stackrel{\·}{S}}_D^{\′\′\′}+{\stackrel{\·}{S}}_{D^{\′}}^{\′\′\′}$

${\stackrel{\·}{S}}_D^{\′\′\′}=\frac{\mathrm{\μ}}{T}(2\[{\left(\frac{\∂\stackrel{\‾}{u}}{\∂x}\right)}^2+{\left(\frac{\∂\stackrel{\‾}{v}}{\∂y}\right)}^2+{\left(\frac{\∂\stackrel{\‾}{w}}{\∂z}\right)}^2\]+{\left(\frac{\∂\stackrel{\‾}{u}}{\∂y}+\frac{\∂\stackrel{\‾}{v}}{\∂x}\right)}^2+{\left(\frac{\∂\stackrel{\‾}{u}}{\∂z}+\frac{\∂\stackrel{\‾}{v}}{\∂x}\right)}^2+{\left(\frac{\∂\stackrel{\‾}{v}}{\∂z}+\frac{\∂\stackrel{\‾}{w}}{\∂y}\right)}^2)$

${\stackrel{\·}{S}}_{D^{\′}}^{\′\′\′}=\frac{\mathrm{\μ}}{T}(2\[{\left(\frac{\∂u^{\′}}{\∂x}\right)}^2+{\left(\frac{\∂v^{\′}}{\∂y}\right)}^2+{\left(\frac{\∂w^{\′}}{\∂z}\right)}^2\]+{\left(\frac{\∂u^{\′}}{\∂y}+\frac{\∂v^{\′}}{\∂x}\right)}^2+{\left(\frac{\∂u^{\′}}{\∂z}+\frac{\∂v^{\′}}{\∂x}\right)}^2+{\left(\frac{\∂v^{\′}}{\∂z}+\frac{\∂w^{\′}}{\∂y}\right)}^2)$

总熵产生率为

式中：u代表沿x轴的速度分量，v代表沿y轴的速度分量，w代表沿z轴的速度分量，μ是动力粘度。

式中，S″′_D的值由雷诺平均N-S方程获得，S″′_D′可由式得出，其中κ和ω分别是SSTκ-ω模型中的湍动能和特征频率,α＝0.09为经验常数，V代表流道体积，T为离心泵内部温度(离心泵内部为等温流动，T指的也是这个恒定的温度)；

通过分析计算，可得出总能量损失分布情况；

5)在轴向的叶片中截面(几何上的叶片轴向中间的位置)，径向相对叶片流线的75％长度位置处开半径为5mm的平衡孔2(即沿着叶片流线，平衡孔与叶片入口的距离为叶片流线总长度的75％位置)，通过平衡孔，冲散此区域不稳定流动涡，以降低能量损失；

6)调整载荷曲线分布，对叶轮进行优化，当前加载点m1＝0.4,后加载点m2＝0.78,主加载区斜率k＝-4时，能量损失最小，同时可得出其能量损失分布情况；通过优化设计，设计出的叶轮其扬程和效率不降低的情况下，能量损失明显降低(降低10％到20％的能量损失)。

本发明还提供一种根据上述设计方法设计的离心泵叶轮，包含转轴6以及六个叶片1，每个叶片上分别开有平衡孔2，平衡孔半径为4～5mm，所述平衡孔位于叶片轴向的中截面位置；沿着叶片流线，平衡孔的中心到叶片进口的距离为叶片长度的70～80％。

所述叶片厚度为2～3mm，叶片进口直径为300～320mm，叶片出口直径为600～640mm,叶片出口的宽度为20～25mm,叶片进口安放角为29-30度，叶片出口安放角为20～24度。

最后，需要注意的是，以上列举的仅是本发明的具体实施例。显然，本发明不限于以上实施例，还可以有很多变形。本领域的普通技术人员能从本发明公开的内容中直接导出或联想到的所有变形，均应认为是本发明的保护范围。