雙吸泵交錯葉輪內流誘導噪聲

收稿日期： 2022-10-31； 修回日期： 2023-02-18； 網絡出版時間： 2024-06-21

網絡出版地址： https：//link.cnki.net/urlid/32.1814.TH.20240621.1009.006

基金項目： 國家自然科學基金資助項目（52379090，52179084）

第一作者簡介： 吳賢芳（1980—），女，江蘇大豐人，副教授 （wxftmg@ujs.edu.cn），主要從事現(xiàn)代泵設計與優(yōu)化研究．

通信作者簡介： 王東（1998—），男，貴州畢節(jié)人，碩士研究生（2458141432@qq.com），主要從事兩相流泵設計與優(yōu)化研究．

摘要： 為研究葉輪交錯布置對雙吸泵內流噪聲的影響，根據(jù)葉片夾角設計了4組葉輪交錯方案.在設計工況下，采用標準k-ε湍流模型對雙吸泵內部流動進行了非定常數(shù)值模擬，基于數(shù)值模擬結果提取偶極子聲源，應用直接聲學邊界元法計算了雙吸泵內聲場，分析了不同葉輪交錯方案對泵能量性能、壓力脈動和內流噪聲等的影響規(guī)律.研究結果表明：葉輪交錯布置能夠提高雙吸泵能量性能，揚程和效率最高分別提升3.0%和5.7%；隨著交錯角度增大，壓力脈動峰峰值逐漸減小，最大降幅達79.6%；當交錯角為葉輪夾角的1/2時，蝸殼內流場壓力脈動、偶極子聲源流動噪聲和聲壓頻響曲線的主頻均從1倍葉頻變?yōu)?倍葉頻，且主頻處幅值明顯降低；隨著交錯角增大，吸水室、葉輪和蝸殼表面高聲壓區(qū)范圍逐漸減小，表面聲壓最大值和聲壓頻響曲線逐漸降低，最大降幅分別為9.9%和18.7%.研究結果可為雙吸泵優(yōu)化設計和減振降噪提供一定的理論參考.

關鍵詞： 雙吸泵；交錯葉輪；壓力脈動；偶極子；噪聲

中圖分類號： S277.9；TH311" 文獻標志碼： A" 文章編號： 1674-8530（2024）07-0670-08

DOI：10.3969/j.issn.1674-8530.22.0248

吳賢芳，王東，談明高，等. 雙吸泵交錯葉輪內流誘導噪聲［J］. 排灌機械工程學報，2024，42（7）：670-677.

WU Xianfang，WANG Dong，TAN Minggao，et al. Flow induced noise of double-suction pump with staggered impellers［J］. Journal of drainage and irrigation machinery engineering（JDIME）， 2024， 42（7）： 670-677. （in Chinese）

Flow induced noise of double-suction pump with staggered impellers

WU Xianfang1， WANG Dong1*， TAN Minggao2， LIU Houlin2， SHAO Chen2， PAN Guanghui1

（1. School of Energy and Power Engineering， Jiangsu University， Zhenjiang， Jiangsu 212013， China；2. National Research Center of Pumps， Jiangsu University， Zhenjiang， Jiangsu 212013， China）

Abstract： In order to study the influence of impeller staggered arrangement on the internal flow noise in a double-suction pump， four impeller staggered schemes were designed according to blade angle. Under the design condition， the unsteady numerical simulation of the internal flow in the double-suction pump was carried out by using standard k-ε turbulence model. Based on the numerical simulation results， the dipole sound source was extracted and the sound field in the double-suction pump was calculated by using the direct acoustic boundary element method. The effects of different impeller staggered schemes on pump energy performance， pressure pulsation and internal flow noise were analysed. The results show that the head and efficiency of the double-suction pump with staggered impeller are improved by 3.0% and 5.7%， respectively. With the increase of the staggered angle， the peak value of pressure pulsation decreases gradually， with a maximum decrease of 79.6%. When the staggered angle is half of the impeller wrapping angle， the main frequency of the pressure pulsation in the volute， the flow noise of the dipole sound source and the sound pressure response curve changes from 1 blade passing frequency to 2 blade passing frequency， and the amplitude at the main frequency decreases obviously. With the increase of the staggered angle， the range of the high sound pressure areas on the surface of the suction chamber， impeller and volute decreases gradually， the maximum sound pressure and the frequency response curve of the sound pressure also decrease gradually， with the maximum reduction of 9.9% and 18.7%， respectively. The research results can provide a theoretical reference for the optimization design and vibration and noise reduction of double-suction pumps.

Key words： double-suction pump;staggered impeller;pressure pulsation;dipole;noise

雙吸泵具有揚程高、流量大等特點，廣泛應用于農業(yè)灌溉、石油化工以及船舶工程等領域［1-3］.雙吸泵在運行過程中，葉輪與蝸殼間的動靜干涉作用是誘發(fā)泵內壓力脈動和噪聲的重要因素之一.與普通離心泵不同，雙吸泵可通過葉輪交錯布置降低泵的壓力脈動及其噪聲.

黃霄霖潔等［4］基于CFD方法研究了葉片交錯對雙吸泵內流的影響，表明葉輪交錯布置能夠有效抑制旋渦與回流，從而提高泵的效率.徐占國等［5］、劉建瑞等［6］分別采用RNG k-ε湍流模型分析了3種葉輪交錯布置方案對雙吸泵蝸殼內壓力脈動的影響，發(fā)現(xiàn)隨著葉輪交錯角增大，蝸殼流道內的壓力脈動逐漸降低，靜壓分布也趨于均勻.JIN等［7］采用計算流體動力學和遺傳算法相結合的方法對雙吸泵進行了優(yōu)化設計，指出優(yōu)化蝸殼截面形狀可進一步提高泵的性能.GANGIPAMULA等［8］以低比轉數(shù)雙吸離心泵為研究對象，采用瞬態(tài)分離渦模擬法分析了不同葉輪尾緣對泵內流動的影響，表明改進后的泵內壓力脈動幅值明顯降低.CAPURSO等［9］提出一種高效雙吸離心泵迭代設計方法，并結合數(shù)值數(shù)模和試驗測試驗證該方法的有效性.

在泵噪聲研究方面，王春林等［10］基于間接聲學邊界法分別研究了透平工況和泵工況下的雙吸泵內聲場分布，結果表明流體噪聲主要由偶極子聲源產生.程效銳等［11］基于RNG k-ε湍流模型和聲學邊界元法研究了葉片尾緣開縫對離心泵聲場的影響，結果表明葉輪開縫能夠降低泵的內外聲場噪聲.余昊謙等［12］數(shù)值研究了多工況下旋渦自吸泵流致噪聲的產生原因及變化規(guī)律，指出將葉片尾緣設計為鋸齒結構能夠降低蝸殼與隔舌處的壓力脈動.GANGIPAMULA等［13］以低比轉數(shù)離心泵為研究對象，采用分離渦模型進行內流非定常數(shù)值模擬，并依據(jù)壓力脈動計算結果預測了泵內水噪聲.KAYA等［14］測量了空化條件下離心泵噪聲變化規(guī)律.SI等［15］基于數(shù)值計算研究了離心泵全流場流動和輻射噪聲，并提出了一種低噪聲泵的設計方法.

綜上所述，目前國內外針對雙吸泵交錯葉輪的研究主要集中于交錯葉輪對泵外特性和壓力脈動的影響，同時有關噪聲的研究主要集中于單吸離心泵內外聲場的分析.文中采用標準k-ε湍流模型對不同交錯葉輪下雙吸泵內流進行非定常數(shù)值模擬，并基于內流模擬結果采用直接聲學邊界元法（DBEM）對泵內流體誘導噪聲進行研究，分析不同交錯角度下壓力脈動和流動噪聲變化規(guī)律，以期為雙吸泵噪聲特性優(yōu)化提供一定依據(jù).

1" 數(shù)值計算

1.1" 計算模型

所研究雙吸離心泵模型如圖1所示，該泵主要設計性能參數(shù)分別為流量Qd=31.5 m3/h，揚程H=15.5 m，轉速n=1 450 r/min.葉輪主要幾何參數(shù)分別為進口直徑D1=64 mm，出口直徑D2=242 mm，葉片數(shù)Z=6.蝸殼主要幾何參數(shù)分別為基圓直徑D3=243 mm，進口寬度b3=32 mm.

傳統(tǒng)雙吸泵是將離心葉輪背靠背對稱布置（即交錯角為0°），交錯葉輪則是在背靠背對稱葉輪的基礎上錯開一定角度.考慮葉輪葉片數(shù)為6，相鄰葉片間的夾角為60°，為減少計算方案，將葉輪交錯角θ分別設置為0°，10°，20°和30°，交錯葉輪布置方案如圖2所示.

為獲取流場內壓力脈動信息，分別在蝸殼和隔舌處設置4個壓力脈動監(jiān)測點，如圖3a所示，其中P1，P2，P3為蝸殼周向監(jiān)測點，P4為蝸殼隔舌處監(jiān)測點.為獲取雙吸泵隔舌處和進出口處內流誘導噪聲場點信息，設置如圖3b所示的監(jiān)測點，其中F1處于雙吸泵出口流道中部位置，F(xiàn)2處于雙吸泵入口流道中部位置，F(xiàn)3處于葉輪與隔舌間的位置.

1.2" 網格劃分

為降低網格數(shù)的影響，以揚程為判據(jù)，劃分5套雙吸泵網格進行相關性驗證.表1為不同網格相關性驗證結果，表中N為網格數(shù)，εH為揚程相對變化率.可以看出，隨著網格數(shù)增大，雙吸泵揚程逐漸降低，當網格數(shù)達到886萬并繼續(xù)增大時，揚程相對變化率小于0.52%.故最終選用網格數(shù)為886萬的方案進行后續(xù)計算.

采用DBEM進行聲場計算時必須保證計算網格封閉，且對網格尺寸有嚴格要求.稀疏的網格會導致計算結果粗糙以及聲場分布的局部特征不明顯，而網格過于精細則會導致計算報錯等現(xiàn)象.因此在劃分聲學網格時，網格單位長度L需滿足

L≤c6 fmax，（1）

式中：c為聲音傳播速度； fmax為可計算的最大頻率.

由于雙吸泵噪聲主要集中在中低頻段，將計算的最高頻率設置為1 000 Hz，聲速設置為1 500 m/s，經過計算得到網格單位長度不大于25 mm即可滿足要求.因此定義網格單位長度為15 mm，劃分的聲學網格數(shù)為22萬.雙吸泵CFD計算域網格及DBEM聲學網格如圖4所示.

1.3" 計算方法

采用雷諾時均N-S方程并結合標準k-ε模型對雙吸泵內部流場進行數(shù)值計算，其中標準k-ε模型方程為

kt+ujkxj=xjν+νtσkkxj+vtuixj+ujxjuixj-ε，（2）

εt+ujkxj=xjν+νtσεεxj+Cε1εkvtuixj+ujxjuixj-Cε2ε2k，（3）

式中：k為湍動能；ε為耗散率；νt為湍流渦黏性系數(shù)；ui為瞬時速度u在坐標軸xi方向上分量；uj為瞬時速度u在坐標軸xj方向上分量；ν為流體的運動黏度系數(shù)；t為時間；σk=1.0，σε=1.3，Cε1=1.44，Cε2=1.92.

采用CFD-DBEM耦合方法進行聲學仿真時，大致可分為2個流程：首先基于CFD對內部流場進行非定常數(shù)值模擬以獲取流場壓力脈動信息；然后將壓力脈動信息轉換為等價聲源，采用DBEM法進行聲學仿真.

1.4" 邊界條件

進口設置為總壓進口，出口設置為質量流量出口.將整體計算域分為旋轉域和靜止域，其中葉輪為旋轉域，其余部件均為靜止域.壁面設置為非旋轉無滑移壁面，近壁處采用標準壁面函數(shù).

定義葉輪每旋轉1°為一個時間步長，即Δt=0.115 0 ms，共計算12個周期，總時長為0.496 8 s，取最后一個穩(wěn)定的周期數(shù)據(jù)進行分析.

為消除管道對雙吸泵內部流動噪聲的影響，將進出口邊界設置為全吸聲屬性，定義聲阻抗為水的聲阻抗（Z=1.5×106 Pa·s/m3），其余壁面設置為全反射屬性.

1.5" 數(shù)值計算方法的可靠性驗證

為驗證數(shù)值計算方法的可靠性，搭建如圖5所示的試驗系統(tǒng)，對雙吸泵進行性能測試.試驗在江蘇大學國家水泵及系統(tǒng)工程技術研究中心完成.

圖6為對稱葉輪布置下，數(shù)值計算和試驗得到的雙吸泵揚程、效率曲線對比.

由圖6可以看出：數(shù)值計算和試驗的性能曲線規(guī)律相同，即隨著流量增大，揚程逐漸降低，而效率先增大后降低，在額定工況時達到最大；數(shù)值計算結果略高于試驗結果，這是由于試驗過程中存在流量泄漏，造成一定的體積損失；在額定工況下，揚程和效率的預測誤差均小于4.5%，這表明文中所采用的數(shù)值計算方法是可靠的.

2" 計算結果及分析

2.1" 外特性分析

泵揚程H和效率η可根據(jù)下式［16］進行計算，

H=（p2-p1）/ρg，（4）

η=ρgQH/N，（5）

N=ωM，（6）

式中：p2為泵出口總壓；p1為泵進口總壓；N為軸功率；ω為葉輪旋轉角速；M為葉輪扭矩.

表2為不同流量工況及不同交錯角下雙吸泵的揚程和效率，可以看出：當葉輪交錯角度為葉片夾角的1/2，即θ=30°時，雙吸泵的揚程和效率達到最高；在設計工況下，相比于對稱葉輪布置的雙吸泵，葉輪交錯布置的雙吸泵的揚程和效率最高分別提升了3.0%和5.7%.

2.2" 壓力脈動分析

圖7為不同葉輪布置方案下泵內各監(jiān)測點的壓力脈動時域圖，可以看出：設計工況下，在一個旋轉周期內，對稱葉輪、葉輪交錯10°、葉輪交錯20°的各監(jiān)測點均出現(xiàn)6個波峰和波谷；葉輪交錯30°的隔舌處監(jiān)測點P4出現(xiàn)6個波峰和波谷，但在蝸殼周向的監(jiān)測點出現(xiàn)了12個波峰和波谷，這是由于交錯角為30°的雙吸葉輪與隔舌的動靜干涉作用類似于一個12葉片的葉輪周期性掃過蝸殼隔舌；整體上，隨著交錯角的增大，監(jiān)測點P1和P4處的壓力脈動峰峰值逐漸減小，監(jiān)測點P2和P3處的壓力脈動峰峰值有增有減，并在方案4下取得最??；壓力脈動均值隨交錯角增大呈先減小后增大再減小的趨勢，方案2，3，4的蝸殼內壓力脈動均值較方案1分別降低了1.22%，0.37%，1.34%， 表明葉輪以30°交錯布置能夠有效降低泵內壓力脈動的幅值和均值.

采用快速傅里葉變換將4個監(jiān)測點的壓力脈動時域特性轉化為頻域特性，如圖8所示，可以看出：方案1，2，3的各監(jiān)測點主頻均出現(xiàn)在1倍葉頻處，2倍和3倍葉頻處同樣具有較高的脈動幅值；當葉輪交錯30°時，葉片與蝸殼的動靜干涉作用類似于12葉片的葉輪掃過蝸殼隔舌，使得主頻處幅值遷移至2倍葉頻處；整體上，隨著交錯角增大，監(jiān)測點P1和P4的主頻處脈動幅值有增有減，監(jiān)測點P2和P3的主頻處脈動幅值逐漸減??；當葉輪交錯角度為30°時，各監(jiān)測點的主頻處脈動幅值均降至最低，相比方案1，4個監(jiān)測點的主頻處脈動幅值分別降低了84.19%，32.64%，70.46%和30.80%，降幅明顯.

綜上所述，不同葉輪布置方案下雙吸泵內壓力脈動均呈現(xiàn)一定的周期性，且隨著交錯角度增大，壓力脈動峰值逐漸減小，最大降幅可達79.6%.對稱葉輪、葉輪交錯10°、葉輪交錯20°的主頻處幅值均出現(xiàn)在1倍葉頻處.當葉輪交錯角為葉片夾角1/2時，壓力脈動主頻變?yōu)?倍葉頻，主頻處脈動幅值明顯降低.

2.3" 聲壓云圖分析

圖9為不同交錯角下吸水室的聲壓Lp云圖，可以看出：吸水室表面高聲壓區(qū)主要分布在出口區(qū)域，這主要是由于葉輪和吸水室之間的動靜干涉作用造成的；1倍葉頻下，吸水室表面高聲壓區(qū)范圍最廣，表面聲壓極值最大；隨著頻率增大，吸水室表面聲壓逐漸減小.

隨著葉輪交錯角增大，吸水室表面高聲壓區(qū)和表面聲壓最大值均逐漸減小.1倍葉頻下，相比于對稱葉輪布置，當葉輪交錯角分別為10°，20°和30°時，吸水室表面聲壓最大值降幅分別達0.7%，1.4%和9.9%，這是由于葉輪和吸水室之間的動靜干涉作用隨葉輪交錯角增大而減弱所致.

圖10為不同交錯角下葉輪的聲壓云圖，可以看出：葉輪表面的高聲壓區(qū)分布較廣，這主要是因為葉輪作旋轉運動時，葉輪進口同吸水室出口、葉輪出口同蝸殼間會產生劇烈的動靜干涉作用；1倍葉頻下，葉輪表面高聲壓區(qū)和聲壓級值最大；隨著頻率增大，葉輪表面聲壓級值逐漸減小，偶極子特性逐漸減弱.

隨著葉輪交錯角增大，葉輪表面高聲壓區(qū)范圍和最大聲壓值逐漸減小.1倍葉頻下，相比于對稱葉輪布置，當葉輪交錯角度分別為10°，20°和30°時，葉輪表面最大聲壓值降幅分別達3.8%，4.7%和4.9%，這是由于隨著葉輪交錯角增大，葉輪和蝸殼之間的動靜干涉作用逐漸減弱，葉輪出流得到優(yōu)化，反映在聲場上則意味著最大聲壓幅值有所降低.

由圖11可以看出：蝸殼表面聲壓呈現(xiàn)偶極子特性，高聲壓區(qū)主要分布在蝸殼出口及隔舌區(qū)域，高聲壓區(qū)的形成同樣主要受葉輪和蝸殼之間動靜干涉作用的影響；隨著交錯角增大，蝸殼與葉輪交接處聲壓幅值明顯降低；1倍葉頻下，蝸殼表面高聲壓區(qū)范圍和聲壓極值最大；隨著頻率增大，蝸殼表面高聲壓區(qū)范圍逐漸減小，表面聲壓逐漸降低.

隨著葉輪交錯角增大，蝸殼表面高聲壓區(qū)范圍和表面最大聲壓值呈減小趨勢.1倍葉頻下，相比于對稱葉輪布置，當葉輪交錯角分別為10°，20°和30°時，蝸殼表面最大聲壓值降幅分別達3.0%，6.6%和6.9%，這是由于隨著交錯角增大，泵內流動得到較大改善，葉輪和蝸殼間的動靜干涉作用減弱，蝸殼內流體受上游的影響進一步減弱，使得蝸殼表面聲壓最大值降低.

2.4" 聲壓頻響曲線分析

圖12為不同交錯角下泵內場點聲壓頻響曲線，可以看出，各監(jiān)測點處的聲壓頻響幅值SPL隨頻率增大而降低，其中葉輪與蝸殼的連接處聲壓幅值最大，說明葉輪同蝸殼間的動靜干涉所引發(fā)的噪聲最大.

當葉輪交錯角小于30°時，各監(jiān)測點處均出現(xiàn)1個主頻聲壓頻響幅值和5個諧頻聲壓頻響幅值.當交錯角為30°時，各監(jiān)測點處出現(xiàn)1個主頻聲壓頻響幅值和2個諧頻聲壓頻響幅值，同時主頻移至2倍葉頻處，這同樣是由于葉輪與蝸殼間的動靜干涉作用隨交錯角增大而發(fā)生變化所致.

相比于對稱葉輪主頻處聲壓頻響幅值，隨著葉輪交錯角增大，葉輪主頻處聲壓頻響幅值逐漸降低.通過主頻處聲壓頻響幅值可以看出，各監(jiān)測點的聲壓頻響大小依次為F3，F(xiàn)1，F(xiàn)2.各監(jiān)測點幅值變化相似，以幅值變化最為劇烈的監(jiān)測點F3進行分析，當葉輪交錯角分別為10°，20°，30°時，隔舌處（F3）聲壓頻響降幅分別達15.4%，17.1%和18.7%.隔舌處噪聲的產生與發(fā)展主要受葉輪與隔舌間動靜干涉的影響，隨著交錯角增大，該區(qū)域動靜干涉程度逐漸減弱，使得聲壓頻響幅值降低.

綜上所述，在葉輪與蝸殼的交接處，因動靜干涉使得流體流動所產生的流致噪聲波動程度最為劇烈，出口處（F1）受到該交接處輻射噪聲及流動不穩(wěn)定的影響，聲壓頻響曲線略低于隔舌處（F3），進口處（F2）受影響較低，因此聲壓頻響曲線最低.

3" 結" 論

為改善雙吸泵壓力脈動和噪聲特性，采用CFD-DBEM耦合方法對不同葉輪交錯布置的雙吸泵內流場進行數(shù)值模擬，得到如下結論：

1） 隨著葉輪交錯角從0°增大至30°時，泵揚程和效率均得到提高，揚程最大提高3.0%，效率最大提高5.7%.

2） 不同葉輪交錯角布置下蝸殼內壓力脈動均呈周期性變化，當交錯角為葉片夾角1/2時，蝸殼內的壓力脈動峰峰值、壓力脈動均值和壓力脈動主頻處幅值均降至最低，且壓力脈動主頻由原來的1倍葉頻變?yōu)?倍葉頻.

3） 葉輪交錯布置可使吸水室出口、葉輪、葉輪與蝸殼交界處高聲壓區(qū)減少，表面聲壓幅值降低.當葉輪交錯角為30°時，各偶極子聲源流動噪聲主頻由1倍葉頻演變?yōu)?倍葉頻，主頻處高聲壓范圍和表面聲壓幅值降至最低.

4） 當葉輪交錯角為30°時，3個聲場測點的聲壓頻響曲線均降至最低，主頻處聲壓頻響幅值由1倍葉頻處移至2倍葉頻處，諧頻峰值數(shù)減至2個.

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（責任編輯" 陳建華）