葉輪出口邊對雙蝸殼泵壓力脈動的影響

操瑞嘉，孔祥序，周以松，孫靜如

(1. 江蘇大學(xué)國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江 212013； 2. 中工工程機械成套有限公司，北京 100070)

為提高艦艇的隱身性能，軍方對艦船用泵等動設(shè)備的振動與噪聲指標(biāo)提出了更高的要求.磁力驅(qū)動離心泵具有無泄漏的特性，在艦船中有一定應(yīng)用[1].磁力驅(qū)動離心泵因其采用水導(dǎo)軸承，機械作用引起的振動與噪聲較常規(guī)的機械密封離心泵低，而水體作用引起的振動和噪聲與常規(guī)的機械密封離心泵相當(dāng)，是產(chǎn)生噪聲的主要因素.

離心泵工作時，葉輪與蝸殼隔舌產(chǎn)生動靜耦合作用，這將影響泵腔內(nèi)的壓力脈動.壓力脈動幅值隨不同流量工況改變，這是影響泵機組振動與噪聲以及泵機組運行穩(wěn)定性與可靠性的主要因素之一.

國內(nèi)外學(xué)者針對壓力脈動及其引發(fā)的誘導(dǎo)噪聲問題進行了大量研究.張帆等[2]針對雙蝸殼式離心泵研究發(fā)現(xiàn)，內(nèi)圈流道的壓力脈動強于外圈流道，且隔舌處出現(xiàn)壓力脈動較大值，大流量工況下雙蝸殼隔舌和出口產(chǎn)生一定回流導(dǎo)致蝸殼內(nèi)該處附近的監(jiān)測點壓力脈動先減小后增大；江偉等[3]提出離心泵葉輪出口邊傾斜布置會對單蝸殼泵的壓力脈動幅值產(chǎn)生影響，但隔舌位置區(qū)域的壓力脈動的周期數(shù)不會發(fā)生改變；代翠等[4]提出通過將葉片傾斜布置可有效改善泵作為透平時流激噪聲；SPENCE等[5]對離心泵幾個主要參數(shù)對壓力脈動的影響進行了評估；BERTEN等[6]針對非設(shè)計工況下高速泵上葉輪出口邊射流尾跡引起的壓力脈動現(xiàn)象進行了相應(yīng)研究，表明葉輪與蝸殼間因動靜干涉引起的壓力脈動現(xiàn)象可歸因于葉輪流道出口邊的流動分離現(xiàn)象.

盡管已有文獻[3]研究表明采用傾斜葉片出口邊可有效降低單蝸殼泵隔舌位置處的壓力脈動效應(yīng)，并且在文獻[4]中標(biāo)明，傳統(tǒng)出口邊垂直的葉片變?yōu)閮A斜時，會因葉片掃掠隔舌位置處“線與線”變?yōu)椤包c與點”的位置關(guān)系，進而降低壓力脈動及其引發(fā)的誘導(dǎo)噪聲，但對傾斜葉片出口邊在雙蝸殼泵內(nèi)的具體性能缺少詳盡的研究.

雙蝸殼型離心泵能較好地平衡徑向力，在流量變動范圍寬、揚程相對較高的工作環(huán)境下運行具有明顯的優(yōu)勢，即使在損管條件下也能應(yīng)急運行.因此，雙蝸殼型磁力驅(qū)動離心泵在船舶上有較好的推廣應(yīng)用前景[7].

文中以雙蝸殼泵為計算模型，針對葉輪出口邊與前后蓋板基本面垂直的葉輪(以下簡稱直葉片葉輪)以及與前后蓋板基本面傾斜的葉輪(以下簡稱斜葉片葉輪)在雙蝸殼內(nèi)的性能進行對比研究，初步揭示傾斜葉片在雙蝸殼泵的壓力脈動特性，為船用無泄漏磁力泵應(yīng)用雙蝸殼水力模型實現(xiàn)減振降噪提供一定理論依據(jù).

1 計算模型

雙蝸殼泵的主要設(shè)計參數(shù)分別為額定流量Qd=140 m3/h，額定揚程Hd=40 m，泵轉(zhuǎn)速n=3 000 r/min.直葉片根據(jù)原有中南水力模型SM-130-10比轉(zhuǎn)數(shù)為ns=133.1 的泵進行換算設(shè)計得到.斜葉片可參照文獻[8]給出的設(shè)計方法進行設(shè)計.2種葉片結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，表中D1為葉輪進口直徑，D2為葉輪出口直徑，Φ為葉片包角，β1為葉片進口安放角，β2為葉片中間流線出口安放角，Z為葉片數(shù)，Dh為葉輪輪轂直徑，b2為葉片出口寬度.

表1 葉片的主要幾何參數(shù)

使用的同一種蝸殼主要幾何參數(shù)分別為基圓直徑D4=210.0 mm，進口直徑D5=125.0 mm，隔舌安放角φ=32.7°，蝸殼斷面為梨形.

采用三維造型軟件Pro/E繪制水體模型如圖1所示.計算水體區(qū)域包括進口段、簡化后的葉輪水體域、間隙域、蝸殼域以及加長的出口段.

圖1 三維水體圖

為清晰表明所研究的直出口邊與傾斜出口邊葉輪的差別，單獨顯示出2種葉輪的水體圖見圖2.

圖2 葉輪出口水體圖

2 CFD數(shù)值模擬

2.1 前處理條件設(shè)定

應(yīng)用ANSYS 18.0下的CFX模組，選用RNGk-ε湍流模型，對船用雙蝸殼型磁力驅(qū)動離心泵進行數(shù)值計算.非定常計算時選用的對流項為“High Re-solution”，瞬態(tài)項采用“Second Order Backward Euler”.由于泵運行時在第6—8圈時才達到穩(wěn)定，因此選擇第8圈計算結(jié)果進行分析.

考慮到泵在實際運行時因軸端負(fù)載而造成的“掉轉(zhuǎn)”現(xiàn)象，計算時設(shè)置的轉(zhuǎn)速為n=2 950 r/min.設(shè)置葉輪每旋轉(zhuǎn)3°為一個計算時間步長，則每一步的計算時間為1.695×10-4s，總的計算步數(shù)為960，選取第840—960步進行分析.計算時選用總壓進口、質(zhì)量流量出口的邊界條件，參考壓力設(shè)為0.1 MPa.考慮泵過流件實際鑄造質(zhì)量(過流件表面粗糙度)，設(shè)置壁面粗糙度為0.05 mm.

2.2 網(wǎng)格無關(guān)性

應(yīng)用ANSYS 18.0軟件的ICEM CFD模組進行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分.在網(wǎng)格劃分過程中，對流體的邊界層處進行網(wǎng)格局部加密，如圖3所示.

圖3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分時，試驗了2大類共10種網(wǎng)格劃分方案，用以驗證計算精度.表2為網(wǎng)格劃分的具體方案，分別給出了2種葉輪形式的網(wǎng)格數(shù).

表2 網(wǎng)格數(shù)目

對網(wǎng)格數(shù)進行無關(guān)性驗證，計算不同網(wǎng)格數(shù)N時泵的揚程，如圖4所示.可以看出，當(dāng)網(wǎng)格總數(shù)大于140萬時，網(wǎng)格數(shù)對計算結(jié)果影響可以忽略不計.因此，選擇方案4的網(wǎng)格數(shù)進行數(shù)值計算.

2.3 監(jiān)測點布置

為研究泵內(nèi)的壓力脈動變化情況，在雙蝸殼上布置9個監(jiān)測點，各監(jiān)測點位置如圖5所示.其中，在蝸殼截面的基圓處順時針布置了監(jiān)測點a—f；在Ob向外射線與蝸殼隔板內(nèi)外交點處，即蝸殼隔板的內(nèi)側(cè)和外側(cè)布置了監(jiān)測點g和h；在蝸殼隔板出口處布置了監(jiān)測點i.

3 數(shù)值模擬結(jié)果與分析

3.1 泵外特性試驗及數(shù)值計算結(jié)果驗證

為驗證數(shù)值計算結(jié)果的正確性，進行泵的外特性試驗.試驗在江蘇振華泵業(yè)制造有限公司的開式B級精度試驗臺進行.試驗過程中，由儀表盤讀出相應(yīng)的流量、揚程、效率、功率等數(shù)據(jù)，經(jīng)計算機處理后，與數(shù)值計算的相關(guān)數(shù)據(jù)進行比較，如圖6所示.可以看出，泵外特性計算值與試驗值之間誤差在7%內(nèi)，可以認(rèn)為，該數(shù)值計算方法是可靠的.

圖6 外特性曲線

3.2 泵內(nèi)部壓力脈動分析

考慮損管條件等極端工況，艦船用泵的流量區(qū)域都要求比較寬，故本研究的工況點取值為0.4Qd，1.0Qd和1.4Qd，即小流量工況點略大于泵的最小連續(xù)流量點，最大工況點略小于損管條件工作點.針對上述3種工況條件，計算監(jiān)測點的壓力脈動情況.

為便于對比分析在不同流量工況下的壓力脈動情況，將脈動幅值轉(zhuǎn)化為同一坐標(biāo)系下進行比較，將壓力脈動的強度變化定義壓力脈動系數(shù)Cp，即

(1)

同時，為研究各點壓力脈動幅值的大小，定義壓力脈動幅值CA為

CA=Cpmax-Cpmin，

(2)

式中：Cpmax為葉輪旋轉(zhuǎn)一周內(nèi)脈動幅值最大值；Cpmin為葉輪旋轉(zhuǎn)一周內(nèi)脈動幅值最小值.

3.2.1 脈動幅值分析

圖7為根據(jù)式(2)所繪制的各監(jiān)測點在3種不同流量工況下分別采用直葉片與斜葉片時泵內(nèi)部壓力脈動的幅值大小.

由圖7可以看出：在監(jiān)測點a，d(隔舌處)，泵內(nèi)使用傾斜葉片葉輪時，壓力脈動的幅值較直葉片葉輪明顯降低；對于蝸殼出口處監(jiān)測點g，h，i，傾斜葉片對蝸殼內(nèi)的壓力脈動影響與直葉片幾乎一致，差別不大，說明葉輪形式對蝸殼流道的遠端幾乎無影響；在監(jiān)測點b，e處，斜葉片葉輪較直葉片葉輪在相同流量工況下的脈動幅值顯著增加，為后者的3～5倍；泵內(nèi)采用直葉片葉輪時，壓力脈動的最大幅值為0.4Qd工況下的點f處，而采用斜葉片葉輪時，壓力脈動的最大幅值位為1.0Qd工況下的點e處.

由此可見，采用傾斜葉片的葉輪改變了蝸殼腔體內(nèi)葉輪出口附近流體的運動狀態(tài)，有效降低了隔舌處壓力脈動的幅值.雖然采用傾斜葉片的葉輪會使其他位置的脈動幅值最大值增大，以及流量工況點均發(fā)生了改變，但這些變化由于泵腔內(nèi)流體的彈性作用，對外表現(xiàn)較弱.

3.2.2 壓力脈動時域分析

圖8為泵腔內(nèi)9個監(jiān)測點在3種流量工況下采用直葉片與斜葉片時的壓力系數(shù)時域圖，圖中橫坐標(biāo)φ表示在第8圈內(nèi)，葉輪的轉(zhuǎn)動角度.由圖8可以看出：2種葉片形式泵的壓力脈動規(guī)律在泵腔內(nèi)各監(jiān)測點處有明顯的周期性，壓力脈動的峰值在葉輪每旋轉(zhuǎn)60°出現(xiàn)1次，即葉輪每轉(zhuǎn)1圈其波動的周期數(shù)為6，恰好為葉輪的葉片數(shù)；在1個波動周期內(nèi)，存在2～3個周期數(shù)的小型“駝峰”現(xiàn)象，這種次波動的“駝峰”現(xiàn)象在監(jiān)測點a,d(隔舌位置處)表現(xiàn)的最為明顯，當(dāng)采用傾斜葉片葉輪時，其脈動幅度低于直葉片葉輪，其絕對值小于直葉片葉輪.

圖8 壓力脈動時域分布

綜上所述，采用傾斜葉片出口邊的葉輪無疑優(yōu)于傳統(tǒng)的直葉片布置方式，不僅在關(guān)鍵監(jiān)測點上脈動幅度低于直葉片葉輪，同時抑制了各監(jiān)測點在不同流量工況下脈動系數(shù)的小型“駝峰”現(xiàn)象.

3.2.3 壓力脈動頻域分析

脈動幅值分析時，在所設(shè)置的監(jiān)測點中，由于蝸殼內(nèi)隔板的作用，壓力脈動的波動在動靜耦合區(qū)域(葉頂間隙區(qū)域)內(nèi)波動較為劇烈，遠離葉輪的區(qū)域相對平穩(wěn).本節(jié)著重研究在動靜耦合區(qū)監(jiān)測點a,b,c,d,e,f的頻域變化情況.

圖9為監(jiān)測點a,b,c,d,e,f在3種工況下分別采用直葉片與斜葉片的壓力脈動經(jīng)傅里葉變換得到的頻域圖,圖中fb,fs分別為葉頻、軸頻.葉輪內(nèi)6個葉片均布，則葉頻為軸頻的6倍.由于監(jiān)測點b,e的壓力脈動時域變化較為特殊，因而在對b,e進行頻域分析時，采用軸頻作為單位時間刻度進行分析.對監(jiān)測點a,c,d,f采用葉頻進行分析，兩者的縱坐標(biāo)表示脈動幅值.

圖9 壓力脈動頻域分布

由圖9可以看出：對于監(jiān)測點b，e，采用直葉片時，壓力脈動能量峰值在各流量點工況下出現(xiàn)在6倍軸頻及其倍頻處(或者說葉頻及其倍頻處)，且在6倍葉頻后，各流量點的脈動能量幅值基本趨于0；采用斜葉片時，壓力脈動能量峰值在各流量點工況下相較于使用直葉片時明顯升高，且峰值出現(xiàn)在2倍軸頻處及其倍頻處，脈動能量幅值呈現(xiàn)出周期性降低的態(tài)勢，6倍葉頻后，壓力脈動能量幅值的變化規(guī)律與采用直葉片時的變化規(guī)律逐漸一致，壓力脈動幅值能量基本不再發(fā)生改變，能量幅值逐漸趨于0，而監(jiān)測點a,c,d,f的脈動能量幅值均出現(xiàn)在葉頻及其倍頻處，由葉頻決定，與使用直葉片相同.

結(jié)合圖8中各監(jiān)測點的時域脈動性能可知，采用斜葉片時，監(jiān)測點b，e的壓力脈動變化規(guī)律與采用直葉片變化規(guī)律產(chǎn)生極大差異，表現(xiàn)為這2點的峰值脈動頻率出現(xiàn)在2倍軸頻及其倍頻處.這表明采用斜葉片時，該點處的射流尾跡較采用直葉片時產(chǎn)生了相當(dāng)大的改變，考慮到葉輪軸旋轉(zhuǎn)1周，通過上下隔舌各1次，因而這2點的壓力脈動變化與隔舌密切相關(guān).

4 結(jié) 論

1) 采用傾斜葉片葉輪較采用直葉片葉輪可以明顯降低泵腔內(nèi)隔舌處的壓力脈動幅值，改善壓力脈動的次波動點的“駝峰”現(xiàn)象，并減小脈動峰值的出現(xiàn)頻率，這有益于泵的減振降噪.

2) 同傾斜葉片在單蝸殼泵中所呈現(xiàn)的壓力系數(shù)性能不同，在雙蝸殼泵中采用直葉片葉輪時，內(nèi)部各點的壓力脈動周期數(shù)主要受葉輪葉片數(shù)影響.但當(dāng)采用傾斜葉片時，會因為從葉輪甩出的射流尾跡發(fā)生較大的改變，致使在隔舌稍前位置處的監(jiān)測點b,e處的周期數(shù)與脈動幅值發(fā)生改變.根據(jù)頻域圖，2點的壓力脈動變化主要受隔舌影響.

3)采用傾斜葉片葉輪較采用直葉片葉輪會使得出現(xiàn)壓力脈動的最大幅值的工況流量不同，也會使得出現(xiàn)壓力脈動最大幅值的蝸殼內(nèi)的位置發(fā)生了改變，但這種改變對泵的振動噪聲不構(gòu)成重要影響.