【摘要】目前国内设计制造的大流量双吸泵转速普遍较低，无法满足市场的需求。针对这一现状，大耐泵业有限公司成功研制出高转速、大流量、高扬程的双吸泵。该类型泵设计难度极大，对制造和装配工艺要求较高。本文基于三维设计和CFD技术，详细介绍了设计及优化过程。样机经试验验证，确认效率等关键参数达到国际领先水平。

      【关键词】 大流量 高转速 高扬程 双吸泵 数值模拟 效率 国际领先

       一、前言

       管线增压泵是一种水平中开、单级双吸、大流量、高转速的化工泵，API610标准BB1型泵。目前市场上该类型泵，大部分采用四级或六级转速。低转速泵设计难度低，但泵头尺寸比较大，制造成本高。大耐泵业有限公司研制的该类型泵为二级转速，在相同的流量下，具有更高的单级扬程。由于对泵效率的要求极其严苛，必须达到国标A线标准，使得该泵的水力设计成为难点中的难点。

      如今，CFD技术已经广泛应用于水泵性能的预测、水力部件的设计和优化。本文基于数值模拟技术，结合大耐泵业双吸泵设计制造的成熟经验，对某规格的管线增压泵进行水力设计并提出优化方案。经试验验证，确认综合性能达到国际领先水平。

      二、叶轮设计与性能预测

      设计参数如下

      流量Q：3600 m3/h 扬程H：230 m 转速r：2990 rpm 必需汽蚀余量NPSHr：35m

      1.叶轮设计

      计算比转速，并且比照已有成熟高效的水力模型，决定通过相似换算的方法来设计叶轮。
             

      对通过相似换算得出的叶轮进行三维造型，如图1所示。之后使用网格生成软件ICEM 对叶轮三维模型进行网格划分，如图2所示。叶轮采用非结构四面体网格，对叶片工作面、背面和叶片入口这样流动参数变化剧烈的位置进行网格加密。自动生成网格，自动或手动修改网格，使网格整体质量达到0.4以上，最终网格数量为602681。将网格导入CFX-pre 软件，设置叶轮入口面属性为inlet流速v=13.7m/s，叶轮出口面属性为open，转速n=2980rpm，使用标准k-ε湍流模型，单独模拟叶轮，计算在100步内收敛。

      计算数据导入CFX-post软件中进行分析。观察叶片与前后盖板压力分布情况，叶轮流线，如图3、4。可以确定叶轮整体性能良好，压力均匀变化，流线稳定无漩涡。利用CFX-POST软件中自带Liquid Pump Performance模块，得到叶轮效率为96.9%。由于单独对叶轮进行模拟，只观察流场和压力分布情况，得到的扬程外特性并不准确，在此忽略。

      三、泵体水力设计与性能预测
       1.压出室设计
       基圆直径D3
       参考模型泵体水力模型相似换算，并由结构参数选取
       基圆D3=1.1×D2=1.1×470=517 mm，圆整后取520mm。
       压水室进口宽度
       经相似换算后，取涡室截面宽度b3=146mm
       涡室各断面面积的计算
       因该规格泵体需要配0.5 Q、0.7 Q、Q、1.25 Q 四种规格转子，故在相似换算的基础上，适当放大了喉部截面的面积，以适应大流量转子的性能要求。根据D3、b3及各断面面积就可以算得各断面径向尺寸。由起始截面开始，每45°取一个截面，保证涡壳断面面积均匀变化。泵体初步水力设计结束。
       2.泵体水力性能预测
       为了验证泵体水力性能，对泵体部件进行三维造型。将已设计的叶轮与泵体部件配合后以*.stp格式输出，导入ICEM软件中进行网格划分，如图5。进出口管道流体区域采用结构化网格，叶轮、涡壳、半螺旋型吸入室采用非结构四面体网格，并对涡壳隔舌处进行加密处理，手动修改网格使网格整体质量达到0.4以上。整体网格数量为2486227，其中出水段为98400，叶轮563092，进口段141825，涡壳917451，吸入室417790。

      网格导入CFX-pre软件，使用标准k-ε湍流模型，进口边界按流量设置进口速度，出口边界设置为open，目标压力设23atm。每两个相邻模型体间设置交接面（interface），非旋转体与非旋转体间interface models设置为general connection，frame change model设置为none，非旋转体与旋转体间interface models设置为general connection，frame change model设置为frozen rotor。该模型在0.6Q，0.8Q 0.9Q，1.0Q，1.1Q，1.2Q这6个流量点进行模拟计算。计算2000步，虽然计算不收敛但是进出口压力长时间稳定，计算数据可以使用。
       计算数据导入CFX-post软件中进行分析。使用Liquid pump performance模块得出外特性参数，结果低于设计要求，对涡壳内压力分布和流线进行分析，如图6。

      流体在扩散管处产生了很大的漩涡，从第Ⅵ断面开始，压力分布没有均匀变化。也就是说，涡壳水力设计存在缺陷，造成大量能量损失，这是该水力设计效率偏低的直接原因。
       四、泵体水力优化与预测
       基于对流场的分析，决定改变涡壳第Ⅳ断面以后的断面面积，并且增大隔舌螺旋角，以提高能量回收效率。重新设计涡壳后，用同样的方法对新方案进行模拟分析，优化后的涡壳压力分布和流线情况如图7所示。涡壳的压力分布明显变得均匀，没有出现明显漩涡，可见能量高效的由速度能转化为压能，效率提高。外特性参数与优化前对比，如图8示。优化方案已经达到设计要求。

      五、性能试验及对比分析
       经过全尺寸样机的试制及试验，实测结果与理论计算的对比如下表：

       六、结语
      试验结果表明，本文所述的设计和优化方法，对大流量、高扬程、高转速双吸泵的设计有一定的指导作用，并且得出以下几点结论：
      1. 额定点扬程比设计值高。是因为设计时人为增大相似系数和放大喉部面积导致的；
      2. 以相似换算为基础的设计方法，在一定范围内，可以保证实型泵效率达到或超过模型泵的效率，这需要依据实型泵的流量范围而定。
      3. CFD技术在对泵的水力设计有较大的促进作用，但如何选择合适的湍流模型，尚需要进一步摸索。