對旋式軸流泵后置葉輪水力性能分析

徐添，蔡一平，楚士冀，石麗建*，朱軍，江宇航

(1. 揚州大學水利科學與工程學院，江蘇 揚州 225100；2. 江蘇省水利科學研究院，江蘇 南京 210000；3. 國際小水電中心，浙江 杭州 310002)

近年來，軸流泵在農業(yè)灌溉、城市供水、跨流域調水等大型泵站工程方面得到廣泛的應用，其典型特點是流量大、揚程低[1].而工程用泵常常需要滿足大流量、高揚程的要求，此時單葉輪軸流泵就難以滿足應用需求.對旋式軸流泵是一種特殊的軸流泵，它是由2個旋轉方向相反的葉輪構成.對旋式葉片在直升機、通風機及潛艇的動力裝置上應用成熟，對旋式軸流泵克服了雙級軸流泵軸向尺寸較大的問題，但由于其結構復雜，在泵站工程較少采用.但由于其具有流量大、揚程高、運行高效區(qū)寬等特點，在工程上具有較好的應用前景，有利于推動流體機械及水利事業(yè)的進一步發(fā)展.

目前，對旋式軸流泵受到了眾多國內外學者的普遍重視.王德軍等[2]、孫壯壯等[3]和王俊[4]均以對旋式軸流泵為研究對象，對其內部流場進行分析，研究并總結出對旋式軸流泵擁有較為優(yōu)秀水力性能的結論.孫壯壯[5]、王國玉等[6]采用數值模擬的方法研究了串列式軸流泵的內部流場，得出前、后置葉輪的水力性能明顯不同.CAO等[7]研究了對旋式軸流泵后置葉輪的設計方法，考慮了后置葉輪葉尖處來流的速度缺陷，通過優(yōu)化進一步提高了后置葉輪的性能.FURUKAWA等[8]對前后置葉輪進行組合試驗，提出了對旋式軸流泵的運行高效區(qū)比普通軸流泵寬23%.宋娟娟[9]、幸欣等[10]和程德磊等[11]研究了改變對旋風機前后置葉輪安放角后其性能的變化，得出第二級葉輪葉片安放角的改變對運行效率的影響較大.CHOI等[12]、SHI等[13-14]基于數值模擬的方法，采用k-ε紊流模型，證明了數值模擬技術的可靠性.當前對于對旋式軸流泵的研究較少，特別是對于對旋式軸流泵后置葉輪水力性能的研究十分匱乏.

文中基于前人的研究思路，采用數值模擬和模型試驗相結合的方法，研究對旋式軸流泵的水力性能，并進一步與ZML水泵模型的性能進行比較，進而研究后置葉輪對其水力性能的影響，擬為對旋式軸流泵裝置的優(yōu)化設計提供參考.

1 研究對象

1.1 計算模型

對旋式軸流泵模型是由進水直管、前置葉輪、后置葉輪、出水彎管這4個部分組成.其中前、后置葉輪模型均為ZML高效軸流泵模型葉輪，翼型均采用NACA06翼型.葉輪水力模型主要設計參數：設計流量Qd=360 L/s，設計揚程Hd=5.5 m，轉速n=1 450 r/min，葉輪直徑D=300 mm，前置葉輪葉片數為4片，后置葉輪葉片數為4片.計算模型如圖1所示.

圖1 泵裝置模型

1.2 控制方程及邊界條件

利用ANSYS CFX商業(yè)軟件進行數值計算，控制方程采用雷諾時均N-S方程，紊流模型采用標準k-ε模型.標準k-ε湍流模型是在工業(yè)應用中被普遍使用的湍流模型，其計算收斂性和精確性能夠符合工程計算要求.考慮到對旋式軸流泵裝置內部流線并無較大彎曲，且主要預測其裝置外特性，因此采用標準k-ε模型計算.最大迭代步數為1 500步，收斂精度為10-5.進口邊界條件設置為總壓進口，壓力設為1.013×105Pa；出口邊界條件設置為質量流量出流；葉輪設置為旋轉域，其他區(qū)域為靜止域.固體壁面邊界包括葉片表面、輪轂表面、葉輪輪緣的內表面等，采用滿足黏性流體的無滑移條件，近壁區(qū)采用標準壁面函數邊界條件.對于靜止域和旋轉域及旋轉域和旋轉域之間的動靜交界面采用Stage模型，其余各交界面均采用None交界面.

1.3 網格劃分及無關性分析

文中根據伯努利能量方程計算對旋式軸流泵揚程H，由數值模擬計算得到的速度場和壓力場以及葉輪上作用的扭矩來預測軸流泵葉輪的水力性能.

對旋式軸流泵揚程的計算公式為

H=(pTout-pTin)/(ρg)，

(1)

式中：pTout為出口斷面總壓，Pa；pTin為進口斷面總壓，Pa；ρ為液體密度；g為重力加速度.

對旋式軸流泵效率的計算公式為

(2)

式中：M1和M2分別為電動機軸作用于前置葉輪和后置葉輪的力矩，N·m；ω為葉輪旋轉角速度，rad/s；Q為流量，L/s；H為揚程，m.

由于計算精度受網格的質量影響較大，文中采用Turbo-Grid軟件對前、后置葉輪進行網格劃分，其余部件采用ICEM軟件進行結構化網格劃分，最終保證網格質量均在0.3以上.通過網格無關性驗證滿足數值模擬計算要求時，得到各部件網格數量，其中進水管道網格數量為24萬，出水管道網格數量為35萬，前置葉輪與后置葉輪網格數量均為58萬.葉輪部件及出水管道網格圖如圖2所示.

圖2 網格劃分

對旋式軸流泵在運行時，前、后置葉輪起主導作用，因此前、后置葉輪的網格數量對數值模擬計算結果的精確性起決定性作用，故需對葉輪總網格數進行網格無關性分析，如圖3所示.由圖3可以看出，前、后置葉輪總網格數在110萬時，網格數量的增加對泵裝置效率的影響很小，為了減少計算工作量和節(jié)約計算資源，最終選取前、后置葉輪總網格數為116萬左右.

圖3 對旋式軸流泵葉輪網格無關性分析

2 數值結果驗證

模型泵采用ZML水泵水力模型.ZML模型泵由ZML葉輪和DYZML導葉組成.名義葉輪直徑D1=300 mm，實際葉輪直徑D2=299.65 mm. ZML葉輪實物如圖4a所示，其輪轂比為 0.4，葉片數為4，葉輪采用黃銅材料經數控加工成形.DYZML導葉如圖4b所示，其輪轂直徑為110 mm，葉片數為7，采用鋼質材料焊接成形.

圖4 試驗部件及系統(tǒng)實物圖

圖5為ZML水泵模型裝置試驗和數值模擬外特性對比情況.從圖中可以看出，ZML水力模型數值模擬的Q-H和Q-η曲線均與對應試驗曲線吻合得較好.設計工況Q=360 L/s時，ZML水力模型測試效率為84.48%，揚程為5.15 m.數值模擬最高效率為84.13%，試驗測試最高運行效率為84.60%，偏差為0.47%.總體而言，數值模擬結果是準確可靠的.

圖5 ZML水泵模型裝置試驗與數值模擬外特性對比

將ZML水力模型葉輪數值模擬結果與對旋式軸流泵前置葉輪數值模擬結果進行對比，其外特性曲線如圖6所示.ZML水力模型葉輪數值模擬結果與對旋式軸流泵裝置前置葉輪數值模擬結果整體趨勢一致，偏差較小.文中對旋式軸流泵的后置葉輪與前置葉輪為同一個葉輪.在性能上，前置葉輪水力性能與正常水泵葉輪性能一致，但后置葉輪與前置葉輪差別較大.文中針對后置葉輪的水力性能進行詳細分析.

圖6 ZML數值模擬與對旋泵前置葉輪外特性對比

3 計算結果分析

3.1 對旋式軸流泵外特性分析

對不同工況下對旋式軸流泵進行數值模擬，獲取其不同工況下的水力性能，其性能曲線如圖7所示.從圖7可以看出，泵裝置最優(yōu)工況對應的流量為360 L/s，其最優(yōu)效率為87.57%，揚程為11.32 m；而ZML水泵模型最優(yōu)工況點流量為360 L/s，揚程為5.06 m，效率為84.13%.可見，在最優(yōu)工況下，較ZML水泵模型對旋式軸流泵在最優(yōu)工況點揚程提高了6.26 m，效率提高了3.44%.在小流量工況下，流量為300 L/s時，泵提前進入馬鞍區(qū)，此時泵揚程為14.06 m，效率為79.48%；在大流量工況下，流量為440 L/s時，泵揚程為2.24 m,效率為54.16%.對旋式軸流泵裝置高效區(qū)(最高效率點下降5.00%的2個點所對應的流量點之間的范圍[14-15])范圍更寬，揚程提高了約一倍.

圖7 對旋泵與ZML水泵模型外特性對比

從數值模擬結果發(fā)現(xiàn)，在揚程方面，各工況下對旋式軸流泵的揚程明顯大于普通軸流泵；在效率方面，對旋式軸流泵效率曲線更加平坦、穩(wěn)定，高效區(qū)范圍更寬，且高效區(qū)往大流量偏移，高效區(qū)范圍約為ZML水泵模型的1.5倍，最高效率為87.57%.

3.2 前、后置葉輪外特性對比分析

圖8為對旋式軸流泵前、后置葉輪外特性曲線.從圖8可以看出，在設計工況Q=360 L/s時，前、后置葉輪效率相差約1.02%，但后置葉輪揚程較前置葉輪揚程高3.01 m，進口流場的旋轉會增加葉輪葉片的做功能力.后置葉輪Q-H曲線明顯高于前置葉輪，以揚程開始出現(xiàn)正斜率時為臨界點，后置葉輪提前進入馬鞍區(qū).

圖8 對旋式軸流泵前、后置葉輪外特性對比

3.3 壓力云圖分布

圖9，10分別為不同流量下前、后置葉輪的壓力分布云圖.由圖可知，在各個流量工況下，后置葉輪吸力面與壓力面的平均壓差為711 795 Pa，大于前置葉輪的平均壓差602 964 Pa，這也解釋了對旋式軸流泵后置葉輪比前置葉輪揚程高的原因.在小流量工況下，對旋泵前、后置葉輪壓力面的壓力值沿輪轂到輪緣均逐漸升高，而吸力面的壓力值沿葉片進口到出口逐漸升高.隨著流量的增大，前、后置葉輪壓力梯度變化較小，吸力面的壓力值沿葉片進口到出口呈先減小后增大的趨勢，且在葉片吸力面的中部存在明顯的低壓區(qū)，后置葉輪吸力面的壓力梯度變化較大.在大流量工況下，對旋泵前、后置葉輪的壓力面的進口處均存在明顯低壓區(qū)，這說明水流經過前置葉輪后其射流角度在后置葉輪背面.在設計流量工況下，對旋泵后置葉輪背面的壓力梯度較前置葉輪變化較大，分布不均勻，使得后置葉輪效率明顯低于前置葉輪效率.

圖9 對旋泵前置葉輪葉片壓力云圖

圖10 對旋泵后置葉輪葉片壓力云圖

3.4 流場分析

對旋式軸流泵不同流量下前、后置葉輪的二維流線圖如圖11所示.由圖11可以看出，在小流量工況下，后置葉輪內存在局部旋渦，且脫流現(xiàn)象嚴重，這會增加后置葉輪的水力損失，降低整個泵段的效率.隨著流量增大，旋渦區(qū)域逐漸減小，在設計工況和大流量工況下，后置葉輪區(qū)域流態(tài)基本平順，沒有明顯的脫流和旋渦區(qū)域.在小流量工況下，后置葉輪的進口液流角不合理，導致后置葉輪進口流場條件較差，從而干擾了后置葉輪出口處的流場分布.隨著流量的增大，后置葉輪進口液流角分布逐漸合理，進水條件明顯改善，后置葉輪內流態(tài)不斷改善，無脫流和旋渦現(xiàn)象.

圖11 對旋式軸流泵葉展方向0.2斷面的二維流線分布

3.5 葉展方向進口液流角分布分析

設計工況下ZML葉輪斷面翼型安放角與對旋泵前、后置葉輪從輪轂到輪緣方向的進口液流角α分布如圖12所示.圖中span表示葉輪葉展方向跨度，其中，輪轂處為0，輪緣處為1.0.從圖中可看出，在設計工況下，前、后置葉輪進口液流角α變化趨勢與ZML葉輪斷面翼型安放角變化趨勢一致，進口液流角從輪轂到輪緣呈現(xiàn)減小趨勢.前置葉輪的進口液流角與ZML葉片進口角更為貼近，最大差別位于輪轂區(qū)域，相差約為12.69°，這在一定程度上說明了前置葉輪進口水流流態(tài)好，做功能力的穩(wěn)定性好，流量-效率曲線高效區(qū)范圍比較寬.后置葉輪進口液流角與ZML葉片安放角相差較大，在輪轂區(qū)域，ZML葉輪葉片安放角比后置葉輪進口液流角高了約20.64°；而在輪緣區(qū)域，后置葉輪和前置葉輪的進口水流均為負沖角，但后置葉輪進口液流角更接近葉片安放角，基本屬于無沖擊入流，這就導致了后置葉輪在大流量工況下效率要優(yōu)于前置葉輪.總體上，后置葉輪的水流進口沖角要大于前置葉輪，導致后置葉輪葉片做功能力增強，后置葉輪揚程增大.

圖12 對旋式軸流泵葉展方向進口液流角分布

3.6 后置葉輪安放角的影響分析

后置葉輪角度為0°時，水流經過前置葉輪進入后置葉輪的沖角較大，導致后置葉輪翼型工作能力下降.由于安放角越大，沖角越大，葉輪產生較大的脫流現(xiàn)象.為達到前置葉輪的水力性能，減小沖角，提高后置葉輪的水力性能，文中選擇將后置葉輪安放角角度調整為-2°.外特性對比如圖13所示，后置葉輪安放角為-2°時，其Q-H曲線略低于后置葉輪安放角為0°時，在設計工況Q=360 L/s時，兩者揚程相差1.18 m.在小流量工況下，后置葉輪安放角為-2°時，其Q-η曲線略高于后置葉輪安放角為0°時，而在大流量工況下，后置葉輪安放角為-2°時，Q-η曲線略低于后置葉輪安放角為0°時，兩者最大相差15.68%.這是由于后置葉輪安放角變小后，在輪緣處產生負沖角，壓力面頭部產生了較大的脫流現(xiàn)象，導致后置葉輪的做功能力降低，揚程曲線降低，效率曲線反而沒有后置葉輪安放角為0°時穩(wěn)定、高效.改變后置葉輪安放角，特別在小流量工況下，后置葉輪的馬鞍區(qū)同樣提前，后置葉輪的進口液流角幾乎相同，未達到改變安放角理想效果.因此后置葉輪不能同前置葉輪設計相同，需要重新調整進口角度.

圖13 對旋式軸流泵后置葉輪0°，-2°外特性對比

4 結 論

1) 對旋式裝置最優(yōu)工況對應的流量為360 L/s，其最優(yōu)效率為87.57%，揚程為11.32 m;ZML水泵模型最優(yōu)工況點流量為360 L/s，其揚程為5.06 m，效率為84.13%.故在最優(yōu)工況下對旋式軸流泵揚程較ZML水泵模型提高了6.26 m，效率提高了3.44%.

2) 較普通軸流泵，對旋式軸流泵各工況下的揚程明顯提高.效率曲線更加平坦、穩(wěn)定，高效區(qū)范圍更寬廣，且高效區(qū)往大流量偏移，高效區(qū)范圍約為普通軸流泵的1.5倍.