DOI:10.11990/jheu.201507032
, , , , , , 导叶是一种广泛应用于叶片式水泵中的导流装置，它将叶轮内流出的介质收集起来送入壳体，同时消除介质所具有的环量，将周向速度所对应的动能转化为压能[1-4]，可显著提高泵的效率。导流环广泛应用于风机和汽轮机上，主要起到对来流的整流作用，改变来流方向，但是导流环在水泵领域运用得极少。传统的导叶，流体从导叶出口直接进入壳体，流体在准球形壳体内的流动非常紊乱，导致壳体内损失较大。本文提出在导叶出口连接导流环，通过对导叶出口流体的整流，使流体在导流环内进一步将部分动能转化成压能，减弱流体的旋转，减小流体进入壳体的流速和紊乱程度。
目前针对导叶的研究主要集中于叶片型线、几何参数、叶片数等因素的优化。周艳霞等[5]分析了导叶对叶轮流场和水泵高效区的影响。张勤昭等[6]用Fortran语言编程实现了高比转数混流泵空间导叶的水力设计。Kim Jin-Hyuk等[7]利用神经网络法，通过数值分析研究了导叶叶片长度、导叶扩散面积、叶顶间隙和角度对混流泵水力性能的影响。A.Felix等[8]运用CFD数值计算方法研究了混流泵内部流场结构，并对比了数值计算和试验结果，发现CFD方法可较准确地预测高比转速混流泵的水力性能。B.P.M.vanEsch等[9]通过CFD数值模拟对一混流泵进行了非定常计算，探索了泵内各类损失对整泵性能的影响。Knierim等[10]通过CFD数值模拟研究了模型泵的内部流场，分析指出主泵出液管附近流动状况复杂、紊乱，此处容易产生旋涡、回流等现象，造成流体能量损失。王春林等[11]针对混流式核主泵导叶进口边相对位置对泵性能的影响进行了分析。目前的研究均以叶片沿圆周均匀布置的导叶为研究对象，极少对导叶出口流体进行整流及导叶叶片的布置方式方面进行研究。
本文运用湍流数值分析方法，采用雷诺时均N-S方程和Standardκ-ε湍流模型，运用SIMPLE算法，模拟核主泵水力模型内三维不可压缩湍流流场。研究了导流环及导叶叶片的布置方式对混流式核主泵水力性能的影响，为研究高效核主泵水力模型提供有益的参考。本文设计了不同直径、不同扩散角的导流环和不同导叶叶片排列方式的导叶，并通过数值计算预测了导流环、非对称导叶及两者的不同组合对混流式核主泵模型水力性能的影响。本文称导叶之后连接导流环或者改变导叶叶片布置方式的导叶结构称为导流体。
1 模型基本参数及计算区域 1.1 基本参数、导流环和导叶非对称布置设计方案 1.1.1 基本参数根据相似换算法确定主泵模型泵的设计参数：流量为848 m3/h, 扬程为12.7 m, 转速为1 480 r/min。叶轮和导叶部分几何参数如表 1所示。
| 设计参数 | 数值 |
| 叶轮叶片数Z1 | 4 |
| 叶轮外径D2b/mm | 268 |
| 叶轮出口宽度b2/mm | 84 |
| 叶片中间流线进口安放角β1b/(°) | 25.6 |
| 叶片中间流线出口安放角β2b/(°) | 19 |
| 导叶叶片数Z2 | 12 |
| 导叶外径D4/mm | 480 |
| 导叶出口宽度b4/mm | 76 |
图 1是加导流环的整泵轴面投影图，如图所示在导叶出口后连接导流环(1)。该导流环由导叶前后盖板出口端延伸一段组成，其长度为L, 0＜L＜35 mm。导流环内壁与中心线的夹角为θ, θ的取值范围是0~30°。
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| 图1 加导流环的整泵轴面投影图 Figure 1 The axial plane projection of the integral pump with the diversion ring |
如图 2, 在按传统方法设计完成导叶之后，叶片采用非对称布置方式，正对壳体出口端(3)并且按逆时针排布的两片叶片分别为第一片叶片和第二片叶片。第一片叶片与中心线的夹角为γ1, 第二片叶片与中心线的夹角为γ2, 且γ1=γ2，γ1的取值范围是15~30°，其余10片叶片沿圆周方向均匀布置。
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| 图2 非对称导叶的整泵轴截面投影图 Figure 2 The axial section projection chart of the integral pump with the asymmetric guide vane |
通过用Creo软件对模型泵进行三维实体建模, 并导入到Fluent软件前处理器Gambit中进行网格划分与边界条件指定等操作。图 3为模型泵的计算区域图。进行数值模拟计算时，把模型泵划分为5个计算区域：进口直管段、叶轮部分、导流体部分、球壳部分和出口直管段。
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| 图3 模型泵计算模型 Figure 3 Model pump computational model |
图 4是在设计工况下整泵4组不同的计算网格数数值模拟计算结果比较。如图所示，当网格数达到670万左右时，计算扬程基本不变，水力效率计算误差约在0.1个百分点以内。由此可认为，整泵网格数达到一定程度时，计算结果与网格数无关，综合考虑，选取整泵网格数约为670万。
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| 图4 不同网格数下的计算结果 Figure 4 Calculation result with the different grid number |
由于此泵叶片扭曲很严重，整个计算流道形状复杂，因此采用适用性强、对复杂边界模型特别有效的非结构化混合四面体网格。经过网格无关性检验，确定进口段网格数约40万，叶轮网格数约250万，导流体网格数约120万，球壳网格数约220万，出口段网格数约40万。
2 控制方程及边界条件 2.1 控制方程及计算算法 2.1.1 控制方程数值模拟采用连续方程、三维定常不可压雷诺时均N-S方程，并以Standard k-ε湍流模型使方程封闭。本文采用有限体积法离散控制方程，各项均采用一阶迎风格式，压力与速度的耦合通过SIMPLE算法。同时求解动量方程和连续方程。
2.1.2 计算算法采用基于节点控制的有限体积法离散控制方程，为保证计算的精度，各控制方程的离散格式均用一阶迎风格式，通过SIMPLER算法实现速度压力的耦合求解，残差精度设为1×10-5。旋转域与静止域之间采用多参考系模型(MFR)处理，叶轮内的流场采用旋转坐标系计算，其他区域采用固定坐标系计算。用有限体积法建立离散方程。
依据计算得到的流场信息，利用下式计算混流泵的扬程、水力效率和导流体、球壳内的水力损失:
| $ H = \frac{{{P_{{\rm{out}}}} - {P_m}}}{{\rho g}} $ | (1) |
| $ {\eta _h} = \frac{{\rho gQH}}{{M\omega }} \times 100\% $ | (2) |
| $ \Delta {\eta _h} - {d_y} = \frac{{{P_{dy - {\rm{in}}}} - {P_{dy - {\rm{out}}}}}}{{{P_{{\rm{out}}}} - {P_{{\rm{in}}}}}} \times 100\% $ | (3) |
| $ \Delta {\eta _h} - qk = \frac{{{P_{dy - {\rm{in}}}} - {P_{dy - {\rm{out}}}}}}{{{P_{{\rm{out}}}} - {P_{{\rm{in}}}}}} \times 100\% $ | (4) |
式中: Pout和Pin为模型泵出口和进口的总压，Pdy-out和Pqk-out分别为导流体出口、球壳出口和导流体进口、球壳进口的总压，Q为流量，H为扬程，M为流体对转轴的力矩，ω为旋转角速度。
2.2 边界条件在计算区域进口，使用均匀来流条件，采用速度进口边界条件，在计算区域进口处给定速度值，且假定进口速度方向垂直于进口管截面。出口采用压力出口边界条件, 出口压力设为环境压力。叶轮的轮毂和叶片设为相对于叶轮旋转域的静止无滑移壁面，其他壁面设为绝对静止无滑移壁面，交界面采用Interface滑移网格接触面。
3 不同结构导流体对模型泵水力性能的影响本文设计了4种不同结构导流体，如表 2所示。
| 方案 | 导流环 | 导叶叶片排列方式 |
| (1) | 无 | γ1=γ2=15°(对称布置) |
| (2) | L=15mm、θ=15° | γ1γ2=15°(对称布置) |
| (3) | 无 | γ1=γ2=24°(非对称布置) |
| (4) | L=15mm、θ=15° | γ1=γ2=24°(非对称布置) |
图 5是在θ=0的条件下，整泵水力效率随L的变化曲线图。由图可知当L=15 mm时，整泵水力效率最高，所以L优化为15 mm。图 6是在L=15 mm的条件下整泵水力效率随θ的变化曲线图。由图可知当θ=15°时，整泵水力效率最高。导流环最终设计方案为L=15 mm、θ=15°。
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| 图5 模型泵水力效率随L的变化曲线 Figure 5 Hydraulic efficiency curve of model pump with L |
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| 图6 整泵水力效率随θ的变化曲线 Figure 6 Hydraulic efficiency curve with angle θ |
图 7是方案(1)和方案(2)模型泵的流量-扬程、流量-效率曲线，其中Q0为设计工况点流量。由图可知：在相同流量情况下，两种方案扬程基本不变。在设计工况下，方案(2)水力效率值较方案(1)提高了0.204个百分点。这可能是因为通过对导叶出口流体的整流，使流体在导流环内进一步将部分动能转化成压能，减弱流体的旋转。减小流体在准球形壳体内的紊乱程度，改善了导流体与准球形壳体的水力匹配性能，进而提高了整泵的水力效率。
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| 图7 (1)、(2)方案模型泵的流量-扬程、流量-效率曲线 Figure 7 Flow rate-hydraulic, flow rate-efficiency head curve of the model (1), (2) pump schemes |
图 8是在不加导流环、只改变导叶叶片周向布置方式条件下，整泵水力效率随γ1的变化曲线图，由图可知当γ1=24°时，模型泵水力效率值最高。叶片排列方式最终方案为γ1=24°，其余10片叶片沿圆周方向均匀布置。
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| 图8 模型泵水力效率随γ1的变化曲线 Figure 8 Hydraulic efficiency curve of model pump with angle γ1 |
图 9是方案(1)和方案(3)模型泵的流量-扬程、流量-效率曲线。在设计工况下，方案(3)水力效率值较方案(1)提高了0.301个百分点。本文认为是由于通过扩大正对压水室出口两叶片之间的夹角，让更多的流体从导流体出口直接进入准球形壳体出口，减小流体在准球形壳体内因旋涡、回流造成的损失，改善了导流体与准球形壳体的水力匹配性能，进而提高了整泵的水力效率。
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| 图9 (1)、(3)方案模型泵的流量-扬程、流量-效率曲线 Figure 9 Flow rate-hydraulic, flow rate-efficiency head curve of the model (1), (3)pump schemes |
图 10是导流环方案：L=15 mm、θ=15°时，整泵水力效率随γ1的变化曲线图，由图可知当导流环方案：L=15 mm、θ=15°，叶片排列方式γ1=24°时，整泵水力效率最高。
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| 图10 导流环方案：L=15 mm、θ=15°时，整泵水力效率随γ1的变化曲线 Figure 10 when the scheme of guide ring is L=15 mm、θ=15°, hydraulic efficiency curve with angle γ1 |
图 11是叶片排列方式：γ1=24°，导流环方案：L=15 mm时，整泵水力效率随θ的变化曲线。由图可知当导流环参数L=15 mm、θ=15°，叶片排列方式γ1=24°时，整泵水力效率最高。考虑不同因素的交互影响，确定最佳的组合方案是：导流环方案：L=15 mm、θ=15°、叶片排列方式γ1=24°。
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| 图11 叶片排列方式：γ1=24°，导流环方案：L=15 mm时，整泵水力效率随θ的变化曲线 Figure 11 When the angle γ1is 24°and the scheme of guide ring is L=15 mm, hydraulic efficiency curve with angle θ |
图 12是方案(1)和方案(4)模型泵的流量-扬程、流量-效率曲线。在设计工况下，方案(4)模型泵水力效率值较方案(1)提高了0.621个百分点。
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| 图12 (1)、(4)方案模型泵的流量-扬程、流量-效率曲线 Figure 12 Flow rate-hydraulic, flow rate-efficiency head curve of the model (1), (4) pump schemes |
图 13为4种方案模型泵球壳内水力损失对比图，图 14是4种方案模型泵导流体内水力损失对比图，横坐标1、2、3、4分别代表方案(1)、(2)、(3)、(4)。由图可知：球壳内水力损失大小排序为(1)>(2)>(3)>(4)，导流体内水力损失4种方案变化不大，由此可认为方案(2)、(3)、(4)模型泵水力效率的提高主要由于球壳内水力损失的减小所导致。
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| 图13 各方案球壳内水力损失对比 Figure 13 Hydraulic loss comparison chart in sphericalshell of the each scheme |
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| 图14 各方案导流体内水力损失对比 Figure 14 Hydraulic loss comparison chart in guide vane of the each scheme |
图 15给出了各方案模型泵D-D截面速度矢量图，由于叶轮做功，流体流经叶轮能量增加，经过导流体，导流体将流体的动能转化为压力能，流体的速度明显减小。而球壳出口段逐渐收缩，流体速度稍微有所增大。由图可知，方案(1)和方案(2)在图中所示区域存在明显的旋涡，方案(3)和方案(4)内流场较好。
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| 图15 各方案模型泵D-D截面速度矢量 Figure 15 D-D section velocity vector of the each scheme model pump |
图 16是各方案模型泵球壳内部三维流线图。从图中可以看出在方形区域流线缠绕严重，说明该区域流动状况紊乱，由此造成的损失较大。从图中直观地看，四种方案方形区域流线紊乱程度最严重的是方案(1)，紊乱程度最低的时方案(4)，方案(2)和方案(3)差别不大。从能量损失角度，正好印证了方案(4)水力性能最好。
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| 图16 各方案模型泵球壳内部三维流线 Figure 16 Three-dimensional streamline diagram of spherical shell of the each scheme model pump |
本文基于雷诺时均N-S方程和Standard κ-ε湍流模型，通过数值模拟对不同结构导流体混流式核主泵水力模型内流场进行了水力性能预测，得出以下结论：
1) 对于加导流环、导叶叶片对称布置的导流体模型泵，当导流环方案优化为L=15 mm、θ=15°时，模型泵水力效率值最高；对于不加导流环、导叶叶片非对称布置的导流体模型泵，随着γ1的增大，模型泵水力效率先增大后减小，当γ1取24°时，水力效率值最高。方案(1)、(3)与方案(1)相比，在设计工况下，扬程基本不变，水力效率值有所增大。
2) 对于导流环和导叶叶片布置方式的不同组合方案，当导流环方案为L=15 mm、θ=15°、导叶叶片布置方式为γ1=24°时，模型泵水力效率值最高。方案(4)与方案(1)相比，在设计工况下，扬程基本不变，水力效率值有所增大。
3) 总体看，4种方案导叶内的损失大于球壳内的损失。但是4种方案导叶内的损失变化不明显，球壳内的损失变化较大。认为，加导流环、改变导叶叶片布置方式主要是减小了球壳内的水力损失。
通过对4种方案模型泵内流场的数值模拟，揭示了导流环、导叶叶片布置方式和两者的不同组合对混流式核主泵水力性能的影响，为以后分析反应堆主冷却剂循环泵的性能，以提高实型泵的水力效率，提供了有益的参考。
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