長(zhǎng)短葉片對(duì)射流式自吸離心泵性能的影響

董亮，潘琦，劉厚林，代翠，徐建紅，徐海良

(1.江蘇大學(xué)流體機(jī)械工程技術(shù)研究中心，江蘇鎮(zhèn)江，212013；2.江蘇大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江，212013；3.君禾泵業(yè)股份有限公司，浙江寧波，315171)

由于自吸泵具有實(shí)現(xiàn)自吸、便于遠(yuǎn)程集中控制、實(shí)行自動(dòng)化操作等優(yōu)點(diǎn)，近幾年來(lái)在農(nóng)業(yè)、消防、市政、電力、礦山、化工等領(lǐng)域得到了普遍的使用，尤其適用于流動(dòng)排灌、移動(dòng)工作、啟動(dòng)頻繁和灌液困難等場(chǎng)合。振動(dòng)噪聲和多工況高效平穩(wěn)運(yùn)行是制約射流自吸泵產(chǎn)業(yè)化的關(guān)鍵技術(shù)問(wèn)題，所以，迫切需要?jiǎng)?chuàng)新家用水泵的相關(guān)技術(shù)，開發(fā)出高性能、低噪聲和高可靠性的新一代家用水泵產(chǎn)品，以提高我國(guó)家用水泵的整體設(shè)計(jì)和生產(chǎn)水平[1-3]。ROSSI 等[3-4]對(duì)射流自吸泵的應(yīng)用及內(nèi)部全流場(chǎng)進(jìn)行研究。王常斌等[5]對(duì)射流泵湍流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬與試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)湍流主要出現(xiàn)在喉管入口處，但并未找到解決射流泵的能量損失的方法。劉建瑞等[6-7]通過(guò)數(shù)值計(jì)算，探討了射流自吸泵自吸過(guò)程中泵體內(nèi)氣液兩相流流動(dòng)規(guī)律，并通過(guò)模擬試驗(yàn)相結(jié)合方式探索了射流噴嘴幾何參數(shù)對(duì)噴灌泵自吸性能的影響。EAMES[8]以射流泵的能量交換原理為理論基礎(chǔ)，提出高性能射流泵的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。趙雪岑等[9]以面積比、喉管長(zhǎng)頸與吼嘴距為參數(shù)對(duì)射流泵水力特優(yōu)化，使得模型泵效率提高6%。王洋等[10-12]研究基于大渦模擬的射流泵內(nèi)部非定常流動(dòng)規(guī)律，通過(guò)數(shù)據(jù)擬合得到正交試驗(yàn)最優(yōu)參數(shù)組合，優(yōu)化模型在額定流量點(diǎn)效率提高約5%。由于喉管、吼嘴等部件是靜止部件，本身處于不做功的狀態(tài)，通過(guò)改變其結(jié)構(gòu)而獲得較大的優(yōu)化比較困難，所以，要獲得較為明顯的優(yōu)化，應(yīng)著重研究葉輪做功部件。盡管許多學(xué)者對(duì)射流自吸泵進(jìn)行水力優(yōu)化來(lái)提高其性能，但大部分優(yōu)化都只是針對(duì)射流部件，而由于定子部件不做功，很難在射流泵優(yōu)化上尤其是水力性能的優(yōu)化上取得重大突破。為此，本文以1臺(tái)模型泵作為實(shí)驗(yàn)對(duì)象，通過(guò)優(yōu)化葉輪后，對(duì)模型泵優(yōu)化前后的外特性進(jìn)行模擬與比較。目前采用大渦模擬湍流模型結(jié)合Lighthill聲類比理論研究水泵流體動(dòng)力噪聲已經(jīng)成為一種普遍方法[13]。DONG等[14]著眼于葉輪尺寸對(duì)離心泵噪聲所產(chǎn)生的影響，并通過(guò)葉片之間設(shè)置短葉片以降低噪聲。耿少娟等[15]通過(guò)數(shù)值方法研究無(wú)短葉片、有長(zhǎng)短葉片和短短葉片3種葉輪的離心泵非定常流情況下的全三維流場(chǎng)，以研究離心泵噪聲。袁壽其等[16]測(cè)試了葉輪參數(shù)及流量下的水動(dòng)力噪聲。劉厚林等[17-19]也利用此種方法研究了葉輪參數(shù)對(duì)離心泵流體噪聲的影響。龍新平等[20]通過(guò)對(duì)喉管低壓區(qū)進(jìn)行補(bǔ)氣來(lái)降低射流泵產(chǎn)生汽蝕時(shí)的振動(dòng)與噪聲。目前關(guān)于射流泵產(chǎn)生噪聲的主要部件與產(chǎn)生噪聲的原因仍然存在較大的爭(zhēng)議，如何降低射流泵噪聲依舊是急需解決的問(wèn)題。為此，本文利用上述方法就額定工況下對(duì)不同葉片形式的射流自吸泵可能誘導(dǎo)噪聲的部件分別進(jìn)行內(nèi)外場(chǎng)噪聲計(jì)算與試驗(yàn)驗(yàn)證，從而得到模型泵貢獻(xiàn)噪聲最主要的部件與降低射流自吸泵噪聲的方法。

1 研究對(duì)象

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

試驗(yàn)在君禾泵業(yè)有限公司的試驗(yàn)臺(tái)開展。圖1所示為試驗(yàn)臺(tái)現(xiàn)場(chǎng)示意圖，試驗(yàn)裝置包括水池、進(jìn)出口水路管、射流自吸泵、電動(dòng)機(jī)、電磁流量計(jì)、壓力表、電動(dòng)調(diào)節(jié)閥、水聽器、泵產(chǎn)品參數(shù)測(cè)量?jī)x及高性能數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)等。

圖1 試驗(yàn)臺(tái)現(xiàn)場(chǎng)裝置示意圖Fig.1 Schematic diagram of device on site of test bench

采用INV3020C型高性能24位數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采集內(nèi)聲場(chǎng)噪聲信號(hào)，然后對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理分析。對(duì)內(nèi)聲場(chǎng)噪聲信號(hào)的測(cè)量選用RHSA-10 型水聽器，其頻率線性工作范圍為20～100 kHz，靈敏度為188 dB。水聽器的安裝方式一般分為3種類型：內(nèi)置式安裝、平齊式安裝和管道-容腔式結(jié)構(gòu)。每種安裝方式各有利弊，平齊式安裝能夠可靠地測(cè)量水管中脈動(dòng)聲場(chǎng)，同時(shí)對(duì)管中流場(chǎng)影響最小，不足之處是測(cè)量會(huì)受到管壁邊界層噪聲影響。馮濤等[21]認(rèn)為邊界層噪聲相比脈動(dòng)噪聲量級(jí)很小，可認(rèn)為水聽器監(jiān)測(cè)值即為泵內(nèi)部流動(dòng)噪聲。且由于水聽器靈敏度較高，容易受泵出口壓力脈動(dòng)影響，因此，需布置在遠(yuǎn)場(chǎng)端，一般位于距離泵出口法蘭6～8倍管徑處。故聲場(chǎng)測(cè)點(diǎn)位置位于距離泵出口法蘭8倍管徑處，采用與管道平齊式安裝法。

1.2 模型泵參數(shù)

原葉片與長(zhǎng)短葉片的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。所用射流泵結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：葉片數(shù)Z為6片，葉輪進(jìn)口直徑D1為28.5 mm，葉輪出口直徑D2為121 mm。其額定工況主要參數(shù)如下：額定流量Qd為2.4 m3/h，揚(yáng)程Hd為14.5 m，額定轉(zhuǎn)速n為2 750 r/min，額定功率P為800 W，比轉(zhuǎn)速ns為34。

表1 射流自吸泵主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Table1 Main geometry parameters of the jet self-priming pump

由于需要在不改變現(xiàn)有設(shè)備條件的情況即功率與流量不變的情況下提高模型泵揚(yáng)程，故選擇對(duì)葉輪進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。本文葉輪葉片采用添加分流葉片形式，即所謂的長(zhǎng)短葉片交叉布置，而添加分流葉片雖然提高了揚(yáng)程，但功率也會(huì)隨之增加，所以，必須在葉片參數(shù)上進(jìn)行細(xì)化設(shè)計(jì)，采用4個(gè)長(zhǎng)葉片4個(gè)短葉片交叉布置。而短葉片的相關(guān)尺寸參數(shù)是設(shè)計(jì)的著重點(diǎn)，由文獻(xiàn)[1]可知，短葉片主要設(shè)計(jì)參數(shù)為短葉片進(jìn)口直徑Dsi、周向偏置度θ以及偏轉(zhuǎn)角α。理論上，短葉片長(zhǎng)度越長(zhǎng)，揚(yáng)程就會(huì)越高，而短葉片過(guò)長(zhǎng)則會(huì)堵塞流道，揚(yáng)程反而降低。通過(guò)多次的設(shè)計(jì)對(duì)比后，選擇短葉片圓弧長(zhǎng)度s1為38.5 mm，選擇短葉片進(jìn)口直徑Dsi約為84.2 mm。本文采用短葉片向長(zhǎng)葉片背面偏置的手段，這樣有利于改善葉輪出口的流動(dòng)情況。通過(guò)多次對(duì)比設(shè)計(jì)本文采用短葉片向長(zhǎng)葉片背面的偏置角度θ為30°，短葉片偏轉(zhuǎn)角度α為5。優(yōu)化前后葉輪出口寬度不變都為4 mm，而外徑由原來(lái)的121 mm減小到117 mm。圖2所示為長(zhǎng)短葉片設(shè)計(jì)二維結(jié)構(gòu)圖。

圖2 長(zhǎng)短葉片二維結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Two-dimensional structure diagram of long and short blade

2 數(shù)值計(jì)算

2.1 建模以及網(wǎng)格劃分

圖3所示為射流式自吸泵的2 種不同葉片形式葉輪的三維水體剖面圖。

圖3 射流自吸泵三維水體剖面圖Fig.3 3D flow profile of jet self-priming centrifugal pump

將計(jì)算域?qū)隒FD ICEM 進(jìn)行網(wǎng)格劃分，由于結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，采用適應(yīng)度較強(qiáng)的非結(jié)構(gòu)四面體網(wǎng)格，經(jīng)過(guò)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性檢查最終確定網(wǎng)格數(shù)約為350 萬(wàn)個(gè)，可以保證數(shù)值計(jì)算準(zhǔn)確性。

2.2 流場(chǎng)計(jì)算

利用流體計(jì)算軟件CFX 對(duì)射流式自吸泵計(jì)算定常和非定常數(shù)值[24]，計(jì)算域包括6個(gè)部分：進(jìn)口延長(zhǎng)段、射流器水體、葉輪水體、導(dǎo)葉水體、腔體及出口延長(zhǎng)段。其中，葉輪流場(chǎng)采用旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，其余流場(chǎng)都設(shè)置為靜止坐標(biāo)系，邊界條件分別設(shè)為進(jìn)口為1.0132 5 kPa，出口為質(zhì)量流量，壁面條件采用無(wú)滑移不考慮粗糙度壁面條件，湍流模型選取SST(shear stress transport)模型。在動(dòng)靜部件間使用交界面進(jìn)行數(shù)據(jù)交換，其中對(duì)于定常計(jì)算，使用凍結(jié)轉(zhuǎn)子交界面(frozen rotor interface)，而對(duì)非定常計(jì)算，采用瞬態(tài)動(dòng)靜交界面(transient rotor/stator interface)，網(wǎng)格關(guān)聯(lián)采用GGI 方式；本文共選取計(jì)算0.2Qd，0.4Qd，0.6Qd，0.8Qd，1.0Qd及1.2Qd共6 個(gè) 工 況 流 場(chǎng) 信 息。計(jì)算收斂條件的收斂標(biāo)準(zhǔn)為殘差小于10-4。

采用物理時(shí)間步進(jìn)行定常計(jì)算，時(shí)間步長(zhǎng)為3.636 4 ms，非定常數(shù)值計(jì)算中，時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)置ΔT為60.61 ms，即葉輪旋轉(zhuǎn)1°所需時(shí)間。當(dāng)流場(chǎng)呈現(xiàn)出明顯周期性且達(dá)到穩(wěn)定之后，提取8個(gè)旋轉(zhuǎn)周期數(shù)據(jù)以作為噪聲計(jì)算的激勵(lì)源。

2.3 聲場(chǎng)計(jì)算

整個(gè)計(jì)算過(guò)程均在LMS Virtual.Lab 平臺(tái)實(shí)現(xiàn)，采用DBEM(direct boundary element method)求解聲場(chǎng)[25]。在噪聲計(jì)算過(guò)程中，利用快速傅里葉變換將時(shí)域脈動(dòng)轉(zhuǎn)換為頻域脈動(dòng)，并映射至聲學(xué)網(wǎng)格。以加速度作為邊界條件，進(jìn)出口定義為全吸聲屬性，其余表面假設(shè)為全反射壁面，特性聲阻抗Z=1.5×106kg/(m2?s)，聲速為1 500 m/s[26]。場(chǎng)點(diǎn)設(shè)置在距離泵出口法蘭8倍管徑處(與試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)相同)，并進(jìn)行聲壓級(jí)換算。本文通過(guò)對(duì)射流泵可能誘發(fā)噪聲的部件分別計(jì)算，從而可以得出每個(gè)部件對(duì)模型泵所做的噪聲比例[27-28]。通過(guò)模擬算出不同頻率下定子部件與轉(zhuǎn)子部件的聲壓后，最后通過(guò)總聲壓級(jí)Lp計(jì)算公式計(jì)算出各部件的總聲壓級(jí)以及泵體的總聲壓級(jí)。其中總聲壓級(jí)Lp計(jì)算公式為：

式中：Δfi為計(jì)算時(shí)最小分辨率；f0和fmax分別為計(jì)算頻率的上限和下限；pi為有效聲壓，Pa；p0為參考聲壓，水中通常取1×10-6Pa。

由于射流泵結(jié)構(gòu)的特殊性，本文在建立聲學(xué)計(jì)算模型時(shí)，射流器部分需要單獨(dú)建立模型，其他定子部件與葉輪所提供的噪聲則利用相同模型來(lái)計(jì)算。本文聲學(xué)面網(wǎng)格如圖4所示。

為了獲得離心式射流自吸泵外聲場(chǎng)聲壓級(jí)在不同方向的分布情況，射流泵外部以泵體為中心設(shè)置直徑1 m的標(biāo)準(zhǔn)圓場(chǎng)點(diǎn)并以泵出口中心線和軸心線交點(diǎn)為中心，分別在xy,yz和zx面建立1 m×1 m的聲學(xué)監(jiān)測(cè)面，在每個(gè)監(jiān)測(cè)面上距中心1 m 處設(shè)置36 個(gè)間隔為10°的監(jiān)測(cè)點(diǎn)。文獻(xiàn)[22]表明由葉輪扇聲源所產(chǎn)生的外場(chǎng)輻射噪聲極小，可以忽略，因此，本文主要研究射流泵各定子部件額定工況下所產(chǎn)生的外場(chǎng)輻射噪聲。圖5所示為射流泵外場(chǎng)面場(chǎng)點(diǎn)及圓場(chǎng)點(diǎn)。

圖4 聲學(xué)面網(wǎng)格及測(cè)點(diǎn)Fig.4 Acoustic surface grids and measuring points

圖5 模型泵外場(chǎng)面場(chǎng)點(diǎn)及圓場(chǎng)點(diǎn)Fig.5 Surface and circular field points of model pump

3 結(jié)果與討論

3.1 外特性結(jié)果

圖6所示為模型泵優(yōu)化前后外特性曲線。由圖6可見：模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果都表明優(yōu)化模型對(duì)比原模型在各個(gè)工況點(diǎn)的揚(yáng)程都有明顯提高。模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果在小流量與大流量的工況下擬合效果比較差，這是射流泵結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性和極限工況的不穩(wěn)定性所致。而在額定工況下(Qd=2.4 m3/h)，模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果擬合較接近。在額定工況下試驗(yàn)數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚(yáng)程較原模型揚(yáng)程提高12.6%，模擬數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚(yáng)程較原模型揚(yáng)程提高11.63%；在0.8Qd下，試驗(yàn)數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚(yáng)程較原模型揚(yáng)程提高14.28%，模擬數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚(yáng)程較原模型揚(yáng)程提高13.0%；在1.2Qd下，試驗(yàn)數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚(yáng)程較原模型揚(yáng)程提高20.5%，模擬數(shù)據(jù)優(yōu)化模型揚(yáng)程較原模型揚(yáng)程提高19.6%。由上述結(jié)論可得額定流量點(diǎn)附近模擬結(jié)果與數(shù)值結(jié)果揚(yáng)程變化相對(duì)誤差皆小于2%，而大流量工況下相對(duì)誤差小于5%。因此，預(yù)測(cè)結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果在揚(yáng)程上升的比例方面基本一致，而模擬與試驗(yàn)的結(jié)果也表明優(yōu)化模型較原模型提高了揚(yáng)程。

圖6 模型泵外特性曲線Fig.6 The pump characteristic curve

從圖6可見：優(yōu)化后模型在各個(gè)工況點(diǎn)的效率較原模型都提高，在額定工況下，原模型試驗(yàn)效率為16.4%，優(yōu)化模型試驗(yàn)效率為17.2%，泵效率提高了0.8%；對(duì)比模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果，額定流量點(diǎn)附近效率變化誤差小于3%，大流量工況下誤差小于5%。圖6中試驗(yàn)的泵效率是低于數(shù)值計(jì)算的泵效率，這是由于數(shù)值計(jì)算未考慮容積損失與機(jī)械摩擦損失。由此驗(yàn)證了本文采用的網(wǎng)格及模型能夠較準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)該泵揚(yáng)程的變化與效率的變化，為數(shù)值計(jì)算的準(zhǔn)確性提供保證。

3.2 內(nèi)流計(jì)算

圖7所示是設(shè)計(jì)工況下模型泵優(yōu)化前后射流器以及葉輪內(nèi)流湍動(dòng)能云圖。由射流器內(nèi)部湍動(dòng)能可知，高湍動(dòng)能區(qū)域往往出現(xiàn)在喉管進(jìn)口與喉管出口處，而原模型喉管內(nèi)部湍動(dòng)能分布規(guī)律與優(yōu)化模型是一致的，原模型內(nèi)部湍動(dòng)能稍大，由此說(shuō)明原模型在喉管處能量耗散相對(duì)較大。而由圖7中葉輪處湍動(dòng)能分布可得，湍動(dòng)能峰值出現(xiàn)在葉輪進(jìn)口處，葉輪進(jìn)口是能量耗散較大的區(qū)域，對(duì)比2個(gè)葉輪內(nèi)湍動(dòng)能分布，原模型整個(gè)葉輪流道湍動(dòng)能分布不均勻，其與優(yōu)化模型相比也存在較大的湍動(dòng)能損失，從而使射流泵的效率受到影響。優(yōu)化模型由于能量損失小，因此，射流泵的效率得到提高。

圖7 模型泵射流器葉輪內(nèi)流湍動(dòng)能云圖Fig.7 Turbulent kinetic energy cloud diagram of jet and impeller

由圖7可見：優(yōu)化前后射流器部分流體流態(tài)相似，且出現(xiàn)的渦流都在同一區(qū)域，渦流最大區(qū)域出現(xiàn)在射流器下游靠近出口處。產(chǎn)生這種現(xiàn)象的原因是流體經(jīng)過(guò)喉管時(shí)，因喉管內(nèi)部與外部存在壓差從而產(chǎn)生射流，射流的作用將流體高速推射出喉管，由于結(jié)構(gòu)與流體的碰撞進(jìn)而在出口處形成高速回流。而對(duì)于優(yōu)化前后葉輪處流體流線，原模型出現(xiàn)渦流區(qū)域在長(zhǎng)葉片的工作面進(jìn)口稍后區(qū)域，而優(yōu)化模型出現(xiàn)渦流的區(qū)域在短葉片背面進(jìn)口靠后區(qū)域。

圖8所示為模型泵優(yōu)化前后導(dǎo)葉內(nèi)部流體的壓力云圖。由圖8可知：模型泵優(yōu)化前后導(dǎo)葉處的流態(tài)相似，無(wú)明顯變化，且無(wú)明顯的漩渦區(qū)域；導(dǎo)葉處壓力較大的區(qū)域往往是在A區(qū)與導(dǎo)葉葉片出口處。對(duì)比可得，優(yōu)化后A區(qū)處壓力較原模型更加均勻。但在導(dǎo)葉出口發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后模型的壓力明顯大于原模型的壓力，這說(shuō)明經(jīng)過(guò)優(yōu)化后的葉片在相同條件下較原葉片做功更大。

圖8 模型泵導(dǎo)葉內(nèi)流壓力云圖Fig.8 Pressure cloud diagram of guide vane of model pump

圖9 模型泵腔體內(nèi)流壓力云圖Fig.9 Pressure cloud diagram of cavity of model pump

圖9所示為模型泵優(yōu)化前后腔體內(nèi)流壓力云圖。由圖9可知：優(yōu)化后腔體內(nèi)壓力整體比原模型的大，而腔體中壓力陡變出現(xiàn)在腔體與射流器的交界處，而此處出現(xiàn)壓力陡變的原因是腔體內(nèi)壓力與射流其內(nèi)部壓力存在很大的壓差，從而使得流體由腔體進(jìn)入射流器的喉管時(shí)產(chǎn)生射流作用。由圖9可以看出腔體內(nèi)產(chǎn)生渦流的區(qū)域往往出現(xiàn)在腔體的下游區(qū)域，這是因?yàn)榇藚^(qū)域靠近射流器部件，導(dǎo)致流體流經(jīng)此處時(shí)流速陡然上升，從而出現(xiàn)流態(tài)紊亂。對(duì)比優(yōu)化前后模型可知腔體內(nèi)流線規(guī)律是一致的，但優(yōu)化模型在腔體下游漩渦區(qū)域較原模型更小，因此，優(yōu)化模型較原模型腔體內(nèi)流態(tài)較好。

3.3 內(nèi)場(chǎng)噪聲計(jì)算結(jié)果及試驗(yàn)驗(yàn)證

模型泵定子部件包括泵體、導(dǎo)葉以及射流器，轉(zhuǎn)子部件為葉輪。由于轉(zhuǎn)子部件和定子部件所誘發(fā)的內(nèi)場(chǎng)流體動(dòng)力噪聲計(jì)算方法不同，故需要分別求解。圖10所示為模型泵各部件聲源頻譜分布。從圖10(a)可見：原模型泵內(nèi)導(dǎo)葉部件貢獻(xiàn)的噪聲最大，而與定子部件相比葉片處貢獻(xiàn)噪聲相對(duì)較小，可以忽略其對(duì)泵體整體噪聲的影響。泵體噪聲往往在葉頻(葉片通過(guò)頻率)及其倍頻處出現(xiàn)幅值，原模型定子部件與轉(zhuǎn)子部件的噪聲在2倍葉頻(550 Hz)之前相對(duì)較高，2倍葉頻后趨于平穩(wěn)，而由圖10(a)可以看出定子部件主要出現(xiàn)了5個(gè)比較明顯的峰值，而這些峰值都出現(xiàn)在葉片通過(guò)頻率處，由此可以得出葉頻是影響射流泵噪聲的主要因素。所以，降低葉頻干擾因素是降低射流泵內(nèi)場(chǎng)噪聲的最有效的方法。

圖10 模型泵各部件聲源頻譜分布Fig.10 Components sound spectrum distribution of model pump

由圖10(b)可見：優(yōu)化后泵內(nèi)導(dǎo)葉部件仍然是貢獻(xiàn)噪聲最大部件，而葉片依舊是貢獻(xiàn)噪聲最小的部件。對(duì)比圖10(a)可見：加入短葉片后明顯改善了葉頻對(duì)噪聲的影響，在整個(gè)噪聲頻帶上都比較平穩(wěn)，圖中只有1 處明顯峰值，出現(xiàn)在916 Hz 處，此時(shí)導(dǎo)葉處噪聲數(shù)值為114 dB，腔體處噪聲數(shù)值為111 dB，射流器處噪聲數(shù)值為107 dB。而在原模型中各個(gè)葉頻處各定子部件噪聲均值在110 dB 以上，且原模型主要噪聲集中在1倍葉頻(275 Hz)之前以及各倍葉頻處，而優(yōu)化模型主要噪聲集中在1 倍葉頻(375 Hz)之前，在整個(gè)寬頻帶上聲壓級(jí)比較平穩(wěn)，很好地降低了原模型在各個(gè)葉頻處的聲壓級(jí)。對(duì)比各個(gè)部件內(nèi)場(chǎng)噪聲聲源進(jìn)出場(chǎng)點(diǎn)頻響曲線可以看出模型泵噪聲主要集中在導(dǎo)葉部分，其次是腔體，最后是射流器，為了更加清楚地了解各部件對(duì)泵體所貢獻(xiàn)噪聲的具體情況，需要通過(guò)公式(1)計(jì)算得出各部件所產(chǎn)生的總聲壓級(jí)。表2所示為泵體不同部件內(nèi)聲場(chǎng)總聲壓級(jí)對(duì)比表。

表2 泵體不同部件內(nèi)聲場(chǎng)總聲壓級(jí)對(duì)比Table1 Comparison of total sound pressure levels of pump internal sound field in different parts of pump body dB

由表2可知：優(yōu)化模型與原模型相比，各個(gè)部件的噪聲貢獻(xiàn)都降低，尤其是射流器部分降低最為明顯，總聲壓級(jí)下降8.2 dB；腔體部分聲壓級(jí)降幅較小，優(yōu)化后降低2 dB 左右；導(dǎo)葉部分也下降4.8 dB。而根據(jù)式(1)可以知道，泵體內(nèi)部總聲壓級(jí)降低4.8 dB左右。本文還通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，從而進(jìn)一步說(shuō)明計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性與理論推論的正確性。本文模擬結(jié)果如下：原模型泵體內(nèi)部總聲壓級(jí)為178.82 dB，優(yōu)化模型泵體內(nèi)部總聲壓級(jí)為174 dB。試驗(yàn)結(jié)果如下：原模型泵體內(nèi)部總聲壓級(jí)為186.62 dB，優(yōu)化模型泵體內(nèi)部總聲壓級(jí)為183.6 dB，可見數(shù)值計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相對(duì)誤差小于5%，文中所述數(shù)值計(jì)算方法具有較高的精度。通過(guò)上述數(shù)據(jù)可以得出聲壓模擬結(jié)果比試驗(yàn)結(jié)果小，這是因?yàn)閿?shù)值模擬時(shí)未考慮實(shí)際情況下的聲固耦合作用。

3.4 外場(chǎng)噪聲計(jì)算結(jié)果

在進(jìn)行外聲場(chǎng)模擬計(jì)算前，先計(jì)算模型泵的結(jié)構(gòu)模態(tài)。由于模型泵的泵體和支架、管道是連為一體的，但其材質(zhì)不同，所以，在建模過(guò)程中需要分別定義材料屬性，模擬中為降低問(wèn)題的復(fù)雜性，忽略小尺寸的結(jié)構(gòu)。圖11所示為射流自吸泵體結(jié)構(gòu)三維圖。

圖11 射流自吸泵體結(jié)構(gòu)三維圖Fig.11 3-dimensional diagram of structure of jet self-priming pump body

為分析不同定子部件作用下對(duì)模型泵的外場(chǎng)流動(dòng)噪聲的影響，選取不同定子部件下指向性場(chǎng)點(diǎn)聲壓數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。圖12所示為模型泵不同定子部件作用下的流動(dòng)輻射噪聲聲壓指向性分布。

由圖12可知：原模型3個(gè)定子部件所誘發(fā)的輻射噪聲在軸頻(APF)時(shí)輻射最廣，在各個(gè)方向均起主要作用，而在優(yōu)化模型中這種現(xiàn)象有所變化。優(yōu)化模型外場(chǎng)流動(dòng)噪聲在3倍軸頻(3APF)時(shí)平均輻射最廣，這種情況在導(dǎo)葉部件最為明顯。由原模型泵腔體部件的外場(chǎng)流動(dòng)噪聲聲壓分布規(guī)律可知。前3倍軸頻聲壓分布規(guī)律相似，對(duì)比優(yōu)化模型可知優(yōu)化模型腔體也滿足這種規(guī)律，且優(yōu)化模型前3倍軸頻外場(chǎng)流動(dòng)噪聲輻射范圍基本持平。對(duì)比原模型，優(yōu)化模型在各軸頻葉頻下噪聲輻射范圍普遍小。為了更直觀地對(duì)比模型降低的外場(chǎng)噪聲效果，用各部件聲壓曲線來(lái)進(jìn)行對(duì)比，并通過(guò)計(jì)算得到優(yōu)化前后泵體外場(chǎng)總聲壓。

圖13所示為模型泵不同定子部件聲源作用下的外場(chǎng)輻射聲壓級(jí)頻率曲線。從圖13(a)可見：對(duì)泵整體外場(chǎng)噪聲影響最大的是導(dǎo)葉部分，其整個(gè)寬頻聲壓一直較高，并無(wú)明顯下降趨勢(shì)，且在3 倍葉頻(825 Hz)處出現(xiàn)峰值，此時(shí)聲壓為100 dB。而腔體與射流器部分聲壓隨著頻率增加有下降的趨勢(shì)，射流器部分下降更為明顯，與泵中各個(gè)定子部件相比，射流器部分對(duì)整個(gè)泵體的外場(chǎng)聲壓貢獻(xiàn)最小。從圖13(b)可見：優(yōu)化后，對(duì)泵整體外場(chǎng)噪聲影響最大的仍然是導(dǎo)葉部分，但其整體聲壓與原模型相比有了明顯降低，而射流器部分的聲壓對(duì)整個(gè)泵體的外場(chǎng)聲壓貢獻(xiàn)仍然最小。優(yōu)化模型各定子部件在900～1 000 Hz都出現(xiàn)了峰值，且出現(xiàn)峰值的頻率很接近，說(shuō)明在這個(gè)頻率下泵體內(nèi)產(chǎn)生的能量還是很大。與原模型相比，優(yōu)化模型在各個(gè)定子部件在整個(gè)寬頻帶上都降低。本文通過(guò)總聲壓級(jí)的概念來(lái)論證結(jié)果的可行性，表3所示為泵體不同部件外聲場(chǎng)總聲壓級(jí)對(duì)比表。

圖12 模型泵流動(dòng)輻射噪聲聲壓指向性分布Fig.12 Directivity distribution of acoustic pressure of flow radiation noise of model pump optimization

圖13 模型泵不同定子部件聲源作用下的輻射聲功率頻率曲線Fig.13 Radiated sound power frequency curves of different stator components of model pump optimization

由表3可知：優(yōu)化模型與原模型相比，各個(gè)部件的外聲場(chǎng)輻射聲壓級(jí)都降低；而與原模型整體外聲場(chǎng)輻射聲壓級(jí)相比，優(yōu)化模型降低了2%。

表3 泵體不同部件外聲場(chǎng)輻射總聲壓級(jí)對(duì)比表Table1 Comparison of total sound pressure levels of pump external sound field in different parts of pump body dB

4 結(jié)論

1)優(yōu)化葉片后泵模型與原葉片泵模型相比在各個(gè)工況下?lián)P程與效率都有了顯著提高。在額定工況下，揚(yáng)程提高12.6%，效率提高0.8%。

2)泵優(yōu)化前后導(dǎo)葉偶極子聲源誘發(fā)的水動(dòng)力噪聲對(duì)內(nèi)場(chǎng)噪聲貢獻(xiàn)最大，起主要作用。而葉片扇聲源誘導(dǎo)的水動(dòng)力噪聲對(duì)內(nèi)場(chǎng)噪聲貢獻(xiàn)最小。

3)葉片通過(guò)頻率是影響泵噪聲的主要因素，優(yōu)化模型有效降低了葉頻處的聲壓級(jí)峰值。

4)模型泵優(yōu)化后泵體內(nèi)場(chǎng)噪聲降低1.6%，外場(chǎng)噪聲降低2%，且與原模型相比，各個(gè)部件產(chǎn)生的噪聲都有所降低。