CN108520123B - 基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法。本发明通过对大功率离心泵进行全流场的数值计算，并将其得到的主流场激振力及间隙流场激振力代入到离心泵转子系统中进行计算，从而能够分析综合考虑主流场激振力和间隙流场激振力的大功率离心泵转子动力特性。本发明所提出的方法基于离心泵全流场计算的结果，既考虑间隙处流体激振力的作用，又考虑主流场激振力对转子系统的影响，不仅运用CFD分析力的特性，而且探究了激振力对转子系统的影响，具有计算全面，更符合离心泵实际运行工况的优点。

Description

基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法

技术领域

本发明涉及离心泵转子设计领域，具体涉及一种基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法。

背景技术

离心泵是石油化工、化工、煤化工和制药等流程领域的关键设备，将液态工作介质加压输送至系统各个生产环节和操作单元，是整个液体输送系统的心脏。随着流程工业领域的发展，离心泵向大功率密度方面发展，提高工作转速是实现离心泵向大功率(尤其大功率密度)方向发展的主要途径。大功率高速流程离心泵监测参数很多，其中振动是最为关键的参数之一，是在离心泵性能参数满足生产工艺要求的前提下用户最关心的衡量离心泵运行可靠性的指标。中海石油宁波大榭石化低温甲醇洗装置中输送贫甲醇的大功率离心泵，在转子动力设计过程中，由于对系统受力计算不准确，在特定工况下轴向窜量和振动均超标；而在泵运行过程中未能及时监测到相应故障，导致推力瓦烧毁和口环摩擦副碰磨，造成离心泵不能安全运行，严重影响连续化生产。陕西延长石油(集团)柴油加氢项目中制氢装置的锅炉给水泵，由于流体动力及转子动力设计方面的原因，在小流量工况下诱导轮进口处产生了强烈的回流流动，导致诱导轮叶片受力不均匀，曾两次发生诱导轮进口叶片断裂，而在运行期间并未监测到诱导轮的故障，导致装置不能正常运行。

转子系统的振动特性不仅与轴、齿轮和轴承等旋转固体部件有关，而且也与主流场和间隙流场内的流体流动特性紧密关联，主流场和间隙流场激振力将激励转子轴系的不稳定运动。但现有离心泵转子系统动力学特性计算具有以下3个问题：1、现有技术大多只考虑间隙处流体激振力的作用，求解中流场进出口压力及速度边界条件的确定依赖经验公式及经验系数，较少考虑主流场激振力对转子系统振动的影响；2、现有技术中离心泵主流场激振力研究多利用CFD以分析力的特性为主，并未深入探究激振力对转子系统的影响；3、现有技术中离心泵转子系统动力学模型的建立以传统动力学模型为主，较少综合考虑主流场及间隙流场激振力的共同作用。

因此需要对现有技术进行改进。

发明内容

本发明的目的在于提供一种能够综合考虑主流场激振力和间隙流场激振力的大功率离心泵转子动力特性，基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法。

为解决上述技术问题，本发明提出一种基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法，包括以下步骤：

S1、全流场数值计算与特性分析：对待检测离心泵转子系统内流动进行全流场数值计算；

S2、激振力分析：根据步骤S1中全流场数值计算的结果获取主流场激振力和间隙流场激振力，并对对主流场激振力和间隙流场激振力进行综合分析；

S3、转子动力特性分析：将步骤S2中所得主流场激振力和间隙流场激振力加入转子系统运动方程中，建立转子系统动力学模型，并对转子系统动力特性进行分析求解。

作为本发明基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法的改进：

所述步骤S2中获取主流场激振力的方法为：

基于步骤S1全流场数值计算结果对作用于转子部件表面的流场压力进行面积分，提取作用于转子部件的主流场激振力分量。

作为本发明基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法的进一步改进：

所述间隙流场激振力包括径向间隙流场激振力与轴向间隙流场激振力；

所述步骤S2中获取间隙流场激振力的方法具体包括以下步骤：

2.1、流体微元控制方程组的建立，

建立基于Moody摩擦模型包括周向、轴向、径向动量方程及连续性方程在内的离心泵径向间隙与轴向间隙流体微元控制方程组，公式为：

H为流体局部间隙，单位为(m)；

R为转子半径，单位为(m)；

ρ为流体密度，单位为(kg/m³)；

τ为剪切力，其中τ_r表示转子径向方向的剪切力(N)、τ_z表示转子轴向方向的剪切力(N)、和τ_θ表示转子周向方向的剪切力(N)；

r为转子径向变量，单位为m；

z为转子轴向变量，单位为m；

θ为转子周向变量，单位为rad；

u为速度，其中u_r表示转子径向方向的速度(m/s)、u_z表示转子轴向方向的速度(m/s)、u_θ表示转子周向方向的速度(rad/s)；

t为时间变量，单位为s；

P为离心泵内压力，单位为Pa；

p为离心泵内压力，单位为Pa；

U_r为转子径向方向的速度，单位为(m/s)；

2.2、边界收敛方程的构建：基于步骤S1中获取的全流场数值计算结果构建边界收敛方程；

2.3、微元控制方程组的求解；利用步骤2.2建立的边界收敛方程，求解步骤2.1建立的流体微元控制方程组，获得间隙流道内流体速度、压力分布函数、流体激振力及其等效动力学特性参数。

作为本发明基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法的进一步改进：

所述步骤2.2建立的边界收敛方程如下：

径向间隙进口：

径向间隙出口：

轴向间隙进口：

轴向间隙出口：

其中：

ζ_i为入口压力损失系数；

ζ_e为出口压力恢复系数；

p_i为间隙进口压力，单位为Pa；

p_e为间隙出口压力，单位为Pa。

作为本发明基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法的进一步改进：

所述步骤2.3微元控制方程组的求解方法具体为；

采用摄动法对步骤2.1所得的流体微元控制方程组进行求解取位移偏心小量为摄动变量，将周向速度、轴向速度、压力分布和径向间隙用摄动变量表示，将微元控制方程组简化为关于摄动量的零阶与一阶摄动方程；

结合步骤2.2建立的边界收敛方程，将原方程组的求解化简为一阶微分方程组的数值求解问题，采用打靶法对该方程组进行求解，可得间隙流道内流体速度、压力分布函数、流体激振力及其等效动力学特性参数。

作为本发明基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法的进一步改进：

所述步骤S3中转子系统运动方程为：

其中M为质量矩阵，C为阻尼矩阵，K为刚度矩阵；

F_rin为作用于诱导轮上的流体激振力，F_rim为作用于叶轮上的流体激振力，F_unb为加工、安装误差引起的不平衡质量激励，F_gear为运行过程中传动引起的齿轮啮合力。

作为本发明基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法的进一步改进：

所述步骤S1中对待检测离心泵转子系统内流动进行全流场数值计算的方法为：

1.1、使用三维建模软件UG建立与待分析的离心泵转子系统(即，悬臂式离心泵转子系统)相对应的大功率离心泵全流场的水力模型；

1.2、使用网格划分软件ICEM对步骤1.1中建立的大功率离心泵全流场的水力模型进行网格划分；

1.3、使用FLUENT商用CFD(计算流体动力学)软件对该待分析的大功率离心泵内流动进行全流场数值计算。

作为本发明基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法的进一步改进：

所述基于步骤S1中全流场数值计算的结果对全流场非定常流动特性进行分析的方法为：从大功率离心泵全流场数值计算的结果中提取流体在全流场中的流动压力云图、速度云图、涡量云图及速度矢量图，对其全流场非定常流动特性进行分析。

与现有技术相比，本发明的技术优势在于：

本发明通过全流场数值计算、全流场特性分析、激振力分析和转子动力特性分析能够对不同几何参数下的大功率高速流程离心泵转子动力特性进行分析，同时也能够根据操作人员要求计算分析满足工程运算的大功率高速流程离心泵转子的动力特性，符合实际工程需要。

附图说明

下面结合附图对本发明的具体实施方式作进一步详细说明。

图1为本发明基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法的流程框图；

图2是实施例1中悬臂式离心泵转子系统的结构简图；

图3是图2中悬臂式离心泵转子系统的受力简图。

具体实施方式

下面结合具体实施例对本发明进行进一步描述，但本发明的保护范围并不仅限于此。

实施例1、基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法，如图1-3所示，该方法内容包括对待分析的离心泵转子系统进行全流场数值计算；根据全流场数值计算的结果中获取主流场激振力和间隙流场激振力，并将所得主流场激振力和间隙流场激振力加入转子系统运动方程中，建立转子系统动力学模型，从而综合主流场激振力和间隙流场激振力进行分析，从而实现对该待分析的离心泵转子系统动力特性进行分析求解。

本实施例中，待分析的离心泵转子系统以图2所示的悬臂式离心泵转子系统为例，对其离心泵转子动力特性进行分析，由于对其他离心泵转子系统进行动力特性分析的方法均与对上述悬臂式离心泵转子系统进行动力特性分析的方法相同，故在本说明中仅对悬臂式离心泵转子系统进行动力特性分析的方法进行详细介绍。如图2所示，悬臂式离心泵转子系统包括诱导轮1、前口环间隙2、前盖板间隙3、后盖板间隙4、后口环间隙5、叶轮6、轴承Ⅰ7、轴承Ⅱ8和齿轮9，其中转子部件包括诱导轮1、叶轮6和齿轮9。

大功率离心泵转子动力特性分析方法具体包括如下步骤：

步骤1、全流场数值计算与特性分析；对悬臂式离心泵内流动进行全流场数值计算，并基于全流场数值计算的结果对该悬臂式离心泵内流场非定常流动特性进行分析。

全流场数值计算的方法包括依次进行的以下步骤：

1.1、使用三维建模软件UG分别建立与每个待分析的离心泵转子系统(即，悬臂式离心泵转子系统)相对应的大功率离心泵全流场的水力模型；

1.2、使用网格划分软件ICEM对步骤1.1中建立的大功率离心泵全流场的水力模型进行网格划分；

1.3、使用FLUENT商用CFD(计算流体动力学)软件对该待分析的离心泵内流动进行全流场数值计算。本实施例中，具体采用FLUENT商用CFD软件中的LES(Large eddysimulation，大涡模拟)模块进行全流场数值计算，LES模块具有计算效率高、消耗系统资源少，且计算结果更精确的优点。

注：全流场数值计算的结果包括：间隙流场边界条件、主流场激振力数据，以及压力云图、速度云图、涡量云图及速度矢量图。

间隙流场边界条件包括：间隙流场进出口压力，间隙流场进出口速度。

主流场激振力数据包括：作用在诱导轮1上的诱导轮流体激振力分量F_rxin和F_ryin、作用在叶轮6上的叶轮流体激振力分量F_rxim和F_ryim。

上述步骤1.1至步骤1.3均为现有技术，故不对水力模型的建立、网格划分以及全流场数值计算的方法进行详细阐述。

全流场非定常流动特性分析的方法为：从上述步骤1.3全流场数值计算所获得的结果中提取流体在全流场中的流动压力云图、速度云图、涡量云图及速度矢量图，从而实现对其全流场非定常流动特性进行分析(分析方法为现有技术，故不对其进行详细阐述)。

上述全流场数值计算的计算域包括主流场及间隙流场。

步骤2、激振力分析；激振力分析为主流场激振力和间隙流场激振力的综合分析。

由步骤1.3全流场数值计算的结果中提取主流场激振力和间隙流场的边界条件，根据间隙流场的边界条件求解间隙流场激振力，从而实现对主流场激振力和间隙流场激振力进行综合分析。

2.1、主流场激振力的提取：

基于步骤1.3中获取的全流场数值计算结果，对作用于转子部件(即，诱导轮1、叶轮6)表面的流场压力进行面积分，提取作用于上述转子部件的主流场激振力分量(N)。

如图3所示，离心泵转子系统不仅要考虑支撑与传动引起的轴承支撑力F_rb和齿轮啮合力F_rg，更要考虑流体激振力，具体包括作用于诱导轮上的流体激振力F_rin、叶轮口环间隙激振力F_rkh、叶轮上的流体激振力F_rim、叶轮盖板间隙激振力F_rgb以及叶轮不平衡质量引起的激励力F_runb等。上述转子部件的主流场激振力分量包括作用在诱导轮1上的诱导轮流体激振力分量F_rxin和F_ryin、作用在叶轮6上的叶轮流体激振力分量F_rxim和F_ryim。

注：主流场激振力是处于流体环境中的转子部件由于周期性的流体流动引起的，图3中处于流体环境中的转子部件为诱导轮1、叶轮6，而齿轮9和轴承Ⅰ7和轴承Ⅱ8都不是处于流体环境中，所以齿轮9和轴承Ⅰ7和轴承Ⅱ8没有主流场流体流动引起的流体激振力。齿轮处的齿轮啮合力F_rg和轴承处的轴承支撑力F_rb是由支撑与传动引起，F_rxb1和F_ryb1、F_rxb2和F_ryb2分别为轴承Ⅰ7处的轴承支撑力F_rb1和轴承Ⅱ8处的轴承支撑力F_rb2在X、Y方向上的分力，F_rxg和F_ryg为作用在齿轮9上的齿轮啮合力F_rg在X、Y方向上的分力。

2.2、间隙流场的边界条件的提取及间隙流场激振力的求解：

间隙流场激振力包括径向间隙流场激振力与轴向间隙流场激振力，即，求解对象具体包括径向间隙流场激振力与轴向间隙流场激振力。本实施例中径向间隙为由前口环间隙2和后口环间隙5构成的叶轮口环间隙，轴向间隙为前盖板间隙3和后盖板间隙4构成的盖板间隙。

基于步骤1.3全流场数值计算结果，对作用于上述叶轮口环间隙与盖板间隙进行的间隙流场激振力进行求解。

如图3所示，上述间隙流场激振力分量包括作用在叶轮口环间隙上的流体激振力分量F_rxkh和F_rykh，以及作用在盖板间隙上的流体激振力分量F_rxgb和F_rygb。根据实际情况，待分析的离心泵转子系统可能还具有平衡鼓间隙(平衡鼓间隙为径向间隙)，此时可根据上述间隙流场激振力分量的提取方式提取作用在平衡鼓间隙上的流体激振力分量F_rxbp和F_rybp。

如图3所示，作用在该悬臂式离心泵转子系统上的力还包括不平衡质量激励，该不平衡质量激励分量为F_rxunb和F_ryunb。

求解步骤如下：

1)、流体微元控制方程组的建立；

将径向动量方程引入径向间隙流体微元控制方程组中；将轴向动量方程引入轴向间隙处流体微元控制方程组中。建立基于Moody摩擦模型包括周向、轴向、径向动量方程及连续性方程在内的离心泵径向间隙与轴向间隙流体微元控制方程组(即，流体微元控制方程组)，公式为：

上述流体微元控制方程组中的公式从上至下依次为周向动量方程、轴向动量方程、径向动量方程以及连续性方程。

其中：

H为流体局部间隙，单位为(m)；

R为转子半径，单位为(m)；

ρ为流体密度，单位为(kg/m³)；

τ为剪切力，其中τ_r表示转子径向方向的剪切力(N)、τ_z表示转子轴向方向的剪切力(N)、和τ_θ表示转子周向方向的剪切力(N)；

r为转子径向变量，单位为m；

z为转子轴向变量，单位为m；

θ为转子周向变量，单位为rad；

u为速度，其中u_r表示转子径向方向的速度(m/s)、u_z表示转子轴向方向的速度(m/s)、u_θ表示转子周向方向的速度(rad/s)；

t为时间变量，单位为s；

P为离心泵内压力，单位为Pa；

p为离心泵内压力，单位为Pa；

U_r为转子径向方向的速度，单位为(m/s)；

2)、边界收敛方程的构建与完善；

基于步骤1.3中获取的全流场数值计算结果构建边界收敛方程，具体包括以下内容：

根据实际待分析的离心泵转子系统及其全流场数值计算结果建立径向间隙流场进出口压力与速度边界与工况参数的关系函数f_1P(n,Q,v₀)与f_2v(n,Q,v₀)，以及轴向间隙流场进出口压力与速度边界与工况参数的关系函数f_3P(n,Q,P_okh,V_okh)与f_4v(n,Q,P_okh,V_okh)。

注：上述关系函数的建立为现有技术，即，相关技术领域的人员能够根据依照本发明的方法获取其全流场数值计算结果，且无需告知其具体函数式能够自行构建上述关系函数。

f_1P(n,Q,v₀)为径向间隙流场进出口压力与工况参数的关系函数，f_2v(n,Q,v₀)为径向间隙流场速度边界与工况参数的关系函数，其中n表示转子转速(rpm，转/min)，Q表示该离心泵的流量(m³/s)，v₀表示流体介质入口流速(m/s)。

f_3P(n,Q,P_okh,V_okh)为轴向间隙流场进出口压力与工况参数的关系函数，f_4v(n,Q,P_okh,V_okh为轴向间隙流场速度边界与工况参数的关系函数，其中n表示转子转速(rpm，转/min)，Q表示该离心泵的流量，P_okh表示口环进口处压力(Pa)，V_okh表示口环进口处流速；

本实施例中径向间隙为由前口环间隙2和后口环间隙5构成的叶轮口环间隙，轴向间隙为前盖板间隙3和后盖板间隙4构成的盖板间隙。上述口环指的是叶轮口环间隙，轴向间隙流场中的间隙指盖板间隙。

函数f_1P(n,Q,v₀)与f_3P(n,Q,P_okh,V_okh)分别修正径向与轴向间隙进出口收敛方程中的压力项，f_2v(n,Q,v₀)与f_4v(n,Q,P_okh,V_okh)分别修正径向与轴向间隙进出口收敛方程中速度项，由间隙入口压力损失效应与出口压力恢复效应构建新的径向与轴向间隙边界收敛方程如下所示：

径向间隙进口：

径向间隙出口：

轴向间隙进口：

轴向间隙出口：

其中：

ζ_i为入口压力损失系数，根据实际情况于0～0.5之间取值；

ζ_e为出口压力恢复系数，根据实际情况于0～0.5之间取值；

p_i为间隙(轴向间隙和径向间隙)进口压力，单位为Pa；

p_e为间隙(轴向间隙和径向间隙)出口压力，单位为Pa。

3)、微元控制方程组的求解；

采用摄动法对步骤1)所得的流体微元控制方程组进行求解，求解方法为：取位移偏心小量为摄动变量，将周向速度、轴向速度、压力分布和径向间隙用摄动变量表示，将微元控制方程组简化为关于摄动量的零阶与一阶摄动方程，结合步骤2)建立的边界收敛方程，将原方程组的求解化简为一阶微分方程组的数值求解问题，采用打靶法对该方程组进行求解，可得间隙流道内流体速度、压力分布函数、流体激振力及其等效动力学特性参数。

3、转子动力特性分析；

将步骤2所得的主流场激振力和间隙流场激振力加入转子系统运动方程中，建立转子系统动力学模型，从而综合主流场激振力和间隙流场激振力进行分析，实现对该待分析的离心泵转子系统动力特性进行分析求解。本发明基于有限元法，通过节点的离散、受力单元的识别与定位等方法，构建大功率高速流程离心泵转子系统动力学模型(构建动力学模型为现有技术)。

构建转子系统运动方程：

M为质量矩阵，包括叶轮口环间隙、平衡鼓间隙及盖板间隙激振力引起的等效质量矩阵M_kh、M_bp、M_gb及叶轮6、诱导轮1、齿轮9、轴承Ⅰ7和轴承Ⅱ8等固体部件的质量矩阵；

C为阻尼矩阵：包括叶轮口环间隙、平衡鼓间隙及盖板间隙激振力引起的等效阻尼矩阵C_kh、C_bp、C_gb及轴承阻尼矩阵；

刚度矩阵K包括包括叶轮口环间隙、平衡鼓间隙及盖板间隙激振力引起的等效刚度矩阵K_kh、K_bp、K_gb及轴承刚度矩阵；

本实施例中无平衡鼓间隙，因此M_bp记为0；

其中上述质量矩阵M、阻尼矩阵C和刚度矩阵K均根据步骤2中流体微元控制方程组求解所得的F_rkh、F_rbp、F_rgb进行求取。此部分为现有技术，相关技术领域的技术人员能够根据上述公式进行数据求取。系数B₁、B₂、B₃和B₄根据离心泵结构参数以及实际运行情况确定。

F_rin为作用于诱导轮上的流体激振力，F_rim为作用于叶轮上的流体激振力，F_unb为加工、安装误差引起的不平衡质量激励，F_gear为运行过程中传动引起的齿轮啮合力。F_rin、F_rim等主流场激振力是通过步骤3中对大功率离心泵内流动进行全流场数值计算后，直接从后处理中提取的。F_unb、F_gear是通过实验测量出来的实时数据。

注：上述后处理指：F_rin、F_rim等全流场激振力的分力是全流场数值计算的结果，该结果可直接通过全流场数值计算结果文件中输出，由其激振力分力可获得对应全流场激振力。

如：F_rxim和F_ryim即F_rim在X方向和Y方向上的全流场激振力分力。

F_rkh代表前口环间隙2和后口环间隙5构成的叶轮口环间隙上的流体激振力；F_rbp代表平衡鼓间隙上的流体激振力(本实施例中无平衡鼓间隙，因此上述M_bp、C_bp和K_bp均记为0)；F_rgb代表前盖板间隙3和后盖板间隙4构成的盖板间隙上的流体激振力。

上述质量矩阵M、阻尼矩阵C和刚度矩阵K均根据步骤2中流体微元控制方程组求解所得的F_rkh、F_rbp、F_rgb进行求取。

U为未知量，通过求取该矩阵方程(转子运动方程)的特征值(即，未知量)，可以进而求得转子系统的临界转速、响应等动力学特性与行为，转子运动方程的计算分析为现有技术，相关技术领域的技术人员能够根据上述公式进行数据求取。

综上，本发明通过对大功率离心泵进行全流场的数值计算，并将其得到的主流场激振力及间隙流场激振力代入到离心泵转子系统中进行计算，从而能够分析综合考虑主流场激振力和间隙流场激振力的大功率离心泵转子动力特性，证明本发明与现有技术相比具有计算全面，更符合离心泵实际运行工况的优点。现有技术还没有考虑到离心泵全流场的数值计算中主流场激振力以及间隙流场激振力对离心泵转子系统的综合影响，而本发明所提出的方法是基于离心泵全流场计算的结果，既考虑间隙处流体激振力的作用，又考虑主流场激振力对转子系统的影响，不仅运用CFD分析力的特性，而且探究了激振力对转子系统的影响。

Claims (6)

1.基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法，其特征包括以下步骤：

S1、全流场数值计算与特性分析：对待检测离心泵转子系统内流动进行全流场数值计算；

S2、激振力分析：根据步骤S1中全流场数值计算的结果获取主流场激振力和间隙流场激振力，并对主流场激振力和间隙流场激振力进行综合分析；

获取主流场激振力的方法为：

基于步骤S1全流场数值计算结果对作用于转子部件表面的流场压力进行面积分，提取作用于转子部件的主流场激振力分量；

间隙流场激振力包括径向间隙流场激振力与轴向间隙流场激振力；

获取间隙流场激振力的方法包括以下步骤：

2.1、流体微元控制方程组的建立，

建立基于Moody摩擦模型包括周向、轴向、径向动量方程及连续性方程在内的离心泵径向间隙与轴向间隙流体微元控制方程组，公式为：

H为流体局部间隙，单位为(m)；

R为转子半径，单位为(m)；

ρ为流体密度，单位为(kg/m³)；

τ为剪切力，其中τ_r表示转子径向方向的剪切力(N)、τ_z表示转子轴向方向的剪切力(N)、和τ_θ表示转子周向方向的剪切力(N)；

r为转子径向变量，单位为m；

z为转子轴向变量，单位为m；

θ为转子周向变量，单位为rad；

u为速度，其中u_r表示转子径向方向的速度(m/s)、u_z表示转子轴向方向的速度(m/s)、u_θ表示转子周向方向的速度(rad/s)；

t为时间变量，单位为s；

P为离心泵内压力，单位为Pa；

p为离心泵内压力，单位为Pa；

U_r为转子径向方向的速度，单位为(m/s)；

2.2、边界收敛方程的构建：基于步骤S1中获取的全流场数值计算结果构建边界收敛方程；

2.3、微元控制方程组的求解；利用步骤2.2建立的边界收敛方程，求解步骤2.1建立的流体微元控制方程组，获得间隙流道内流体速度、压力分布函数、流体激振力及其等效动力学特性参数；

S3、转子动力特性分析：将步骤S2中所得主流场激振力和间隙流场激振力加入转子系统运动方程中，建立转子系统动力学模型，并对转子系统动力特性进行分析求解。

2.根据权利要求1所述的基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法，其特征在于：

所述步骤2.2建立的边界收敛方程如下：

径向间隙进口：

径向间隙出口：

轴向间隙进口：

轴向间隙出口：

其中：

ξ_i为入口压力损失系数；

ξ_e为出口压力恢复系数；

p_i为间隙进口压力，单位为Pa；

p_e为间隙出口压力，单位为Pa。

3.根据权利要求2所述的基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法，其特征在于：

所述步骤2.3微元控制方程组的求解方法具体为；

采用摄动法对步骤2.1所得的流体微元控制方程组进行求解取位移偏心小量为摄动变量，将周向速度、轴向速度、压力分布和径向间隙用摄动变量表示，将微元控制方程组简化为关于摄动量的零阶与一阶摄动方程；

结合步骤2.2建立的边界收敛方程，将原方程组的求解化简为一阶微分方程组的数值求解问题，采用打靶法对该方程组进行求解，可得间隙流道内流体速度、压力分布函数、流体激振力及其等效动力学特性参数。

4.根据权利要求1-3任一所述的基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法，其特征在于：

所述步骤S3中转子系统运动方程为：

其中M为质量矩阵，C为阻尼矩阵，K为刚度矩阵；

F_rin为作用于诱导轮上的流体激振力，F_rim为作用于叶轮上的流体激振力，F_unb为加工、安装误差引起的不平衡质量激励，F_gear为运行过程中传动引起的齿轮啮合力。

5.根据权利要求4所述的基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法，其特征在于：

所述步骤S1中对待检测离心泵转子系统内流动进行全流场数值计算的方法为：

1.1、使用三维建模软件UG建立与待分析的离心泵转子系统相对应的大功率离心泵全流场的水力模型；

1.2、使用网格划分软件ICEM对步骤1.1中建立的大功率离心泵全流场的水力模型进行网格划分；

1.3、使用FLUENT商用CFD软件对该待分析的大功率离心泵内流动进行全流场数值计算。

6.根据权利要求5所述的基于全流场计算的大功率离心泵转子动力特性分析方法，其特征在于：

所述基于步骤S1中全流场数值计算的结果对全流场非定常流动特性进行分析的方法为：从大功率离心泵全流场数值计算的结果中提取流体在全流场中的流动压力云图、速度云图、涡量云图及速度矢量图，对其全流场非定常流动特性进行分析。

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