隔舌對離心泵壓力脈動特性及內部流場的影響

牟介剛，劉劍，鄭水華，谷云慶，代東順，馬藝

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隔舌對離心泵壓力脈動特性及內部流場的影響

牟介剛，劉劍，鄭水華，谷云慶，代東順，馬藝

(浙江工業大學機械工程學院，浙江杭州，310014)

為了明確隔舌對離心泵內部流場影響，采用滑移網格技術，對離心泵不同隔舌蝸殼情況下的外特性進行數值模擬，并結合試驗分析隔舌形狀對離心泵效率和揚程的影響。同時，對不同工況下單隔舌蝸殼、雙隔舌蝸殼離心泵壓水室各截面上壓力脈動特性及其內部流場特性進行研究。研究結果表明：雙隔舌蝸殼相比于單隔舌蝸殼對離心泵外特性的影響很?。粏胃羯辔仛?、雙隔舌蝸殼離心泵壓水室各截面的壓力脈動頻率以葉片通過頻率為主，各壓力脈動幅值以近隔舌處尤為激烈；采用雙隔舌蝸殼時壓水室各截面壓力脈動幅值明顯減小，壓力脈動頻率多集中在中低頻；在偏離設計工況下，單隔舌蝸殼離心泵的某些截面上壓力脈動幅值有銳增現象，雙隔舌蝸殼時其壓力脈動最大降幅達45.5%；雙隔舌蝸殼離心泵內部流場流動狀態較好，隔舌處速度梯度變化均勻，更利于流體流動。

離心泵；雙隔舌；數值模擬；壓力脈動；非定常流場

離心泵運行過程中，由于存在流體分離、汽蝕以及水力振動等現象，使得離心泵內部流場異常復雜，嚴重影響著離心泵的穩定運行。而離心泵內非定常壓力脈動，被認為是誘導振動主要因素，且該脈動誘導振動帶來的噪聲嚴重的影響設備本身及周邊環境[1]。當前，針對離心泵內因流體誘發壓力脈動的研究表明，離心泵內部流場的壓力脈動、徑向力與隔舌及隔舌與葉輪之間的間隙有關[2?4]。竇唯等[5]分析了不同厚度隔舌對高速離心泵壓力脈動的作用，推導出流體激振力的幅值與其隔舌厚度成正比。瞿麗霞等[6]通過數值模擬方法，研究了不同隔舌間隙對雙吸離心泵內部非定常流場的影響，發現隔舌間隙對壓水室內壓力分布有著明顯的作用?MAJIDI[7]通過對離心泵內部流場進行數值模擬發現，蝸殼和葉輪內的流動呈現一定周期性，且在蝸殼內和葉輪出口處壓力脈動體現尤為激烈。王洋等[8]對離心泵內部不穩定流場壓力脈動特性分析表明，隔舌是產生壓力脈動的主要脈動源。MAKAGAWA等[9]通過分析離心泵內部壓力波動，指出離心泵內部的壓力波動主頻與葉片通過頻率相當。PARRONDO-GAYO等[10]的研究表明，在蝸殼的壓力脈動和噪聲方面起主要作用的是葉輪和隔舌之間的動靜干涉。施衛東等[11]的研究表明，隔舌安放角對離心泵性能具有一定影響，適當的隔舌安放角更利于離心泵內部流動狀態。劉厚林等[12]對多級離心泵各級導葉流道內壓力脈動規律進行了研究，發現壓力波動幅值隨泵級數增加而降低。袁壽其等[13]則直接對隔舌模型展開研究，研究了2種不同型式的隔舌對離心泵性能的影響。祝磊等[14?15]采用階梯隔舌的降噪原理分析了階梯隔舌對離心泵葉輪進口處與蝸殼出口處的壓力脈動特性。為了明確不同工況下隔舌對離心泵壓水室各截面上壓力脈動特性的影響，本文作者以單隔舌和雙隔舌為研究對象，在蝸殼壓水室重要截面上選取監測點，通過數值模擬方法，研究不同工況下各監測點壓力脈動特性及離心泵內部流場的流動特性。

1 數值計算方法及外特性分析

1.1 計算模型

以IS80-50-250型離心泵為模型泵，其主要參數為：葉輪出口直徑2=252 mm，葉輪進口直徑1= 80 mm，葉片數=5；流量=50 m3/h，揚程=80 m，轉速=2 900 r/min，比轉速n=46.63。在研究過程中，以單隔舌和雙隔舌為研究對象，為了不改變離心泵外特性參數，必須確保兩隔舌蝸殼的基圓半徑、喉部斷面面積、葉輪出口面積均保持一致；且模型泵單隔舌徑向距離D=130 mm；雙隔舌中上隔舌與下隔舌徑向距離分別為1.1D和1.03D，上下隔舌軸向距離為20 mm。其中雙隔舌中上隔舌的大間隙可以減緩流道中壓力脈動，改善流體對隔舌的沖擊情況，而下隔舌則可以避免蝸殼內的流體進行不必要的循環。雙隔舌蝸殼的上下隔舌不僅能保證葉輪與隔舌之間必需的間隙，而且能在一定程度上改善離心泵內部流場的脈動特性。監測離心泵內部壓力脈動的面，需要在壓水室壓力脈動中具有代表性的位置，故取第Ⅰ，Ⅲ，Ⅴ，Ⅶ和Ⅷ斷面，分別對應于監測點1，2，3，4和5。計算模型的隔舌位置及監測點示意圖如圖1所示。

(a) 單隔舌；(b) 雙隔舌；(c) 監測點位置

圖1 隔舌位置及監測點示意圖

Fig. 1 Locations of tongue and schematic diagrams of monitoring stations

分析壓力脈動情況中，引入壓力脈動系數C：

式中：Δ為監測點的瞬時靜壓與葉輪旋轉1周的平均壓力差；為葉輪出口處圓周方向速度；為流體密度。

1.2 網格劃分及邊界條件設置

為保證葉輪進口來流速度的均勻性，將葉輪進口延長為進口直徑的2倍，蝸殼出口處進行同樣處理。考慮到隔舌、葉輪、蝸殼處網格劃分較為復雜，選取適應性強的四面體非結構化網格對計算域進行網格劃分，在隔舌處采取局部加密的做法，確保計算的準確性。因網格數對數值計算的結果影響頗大，故選擇揚程進行網格無關性分析。圖2所示為揚程隨網格數變化的分布趨勢，綜合計算準確性和計算機資源可知：當網格數為150萬左右時，預測結果較為合理。最終確定單隔舌和雙隔舌情況下全流道模型網格總數分別為1 404 368和1 439 142個。

圖2 揚程隨網格數變化的分布趨勢

離心泵全流道非定常數值計算采用Fluent軟件；選取SIMPIEC算法，在一定精度條件下，選用高效、經濟的標準?雙方程湍流模型；采用有限體積法離散控制方程，對流項和擴散項的離散均采用一階迎風差分格式。進口采用速度進口，出口選用自由出流邊界條件；流體為常溫的水，外界常溫常壓；壁面設置為固壁無滑移邊界條件；收斂精度設置為10?4。

標準?模型的偏微分方程中，有效黏度e為分子黏度與湍流黏度t之和。

式中：C為經驗系數；為湍動能；為耗散率。

葉輪流道為旋轉體，蝸殼為非旋轉體，針對兩者之間動靜干涉，引入滑移網格模型，即葉輪區域設置為滑移網格坐標，蝸殼區域處于靜止網格坐標。在定常數值模擬計算收斂的基礎上，開始非定常數值計算。非定常時間步長設定：葉輪每旋轉3°為1個時間步長，即Δ=173 μs，葉輪總共需旋轉4個周期，即總耗時= 83 ms。計算模型在迭代9 600步后，壓力的變化滿足周期性要求，選取葉輪旋轉的第4周作為統計分析監測數據。

1.3 離心泵外特性分析

在0.6，0.8，1.0，1.2和1.4工況下，采用數值模擬及試驗的方法[16]，對離心泵的外特性進行分析。其中試驗在開式試驗臺上進行，該裝置由電磁流量計測流量，壓力傳感器測揚程，開式試驗裝置結構簡圖如圖3所示。

圖3 開式試驗裝置結構簡圖

不同工況下離心泵的效率揚程曲線如圖4所示。由圖4可知：單隔舌離心泵的數值計算值與試驗值及其變化趨勢基本一致；在設計工況下，兩者的效率均達較高點，揚程處于理想狀態，此時揚程數值計算值稍大于試驗值，而兩者效率相當；在大流量工況下，兩者效率均有所下降，效率數值計算值在=60 m3/h時略小于試驗值，在=70 m3/h時大于試驗值；揚程數值計算值則一直高于試驗值；在小流量工況下，揚程較高，效率較低，效率呈現上升的變化趨勢，且數值計算值均比試驗值略高；揚程在=30 m3/h時差別較小，在=40 m3/h時，計算值高于試驗值。離心泵外特性的數值計算與試驗值的相對誤差均在3%以內，說明數值計算結果能夠準確地預測泵的外特性。同時，各工況下雙隔舌離心泵的揚程和效率的數值計算值相比于單隔舌離心泵略有下降，但在各工況下其降幅保持在1.5%以內，說明采用雙隔舌后，對離心泵的外特性參數影響很小。

1—單隔舌模擬值；2—雙隔舌模擬值；3—單隔舌試驗值；4—單隔舌模擬值；5—雙隔舌模擬值；6—單隔舌試驗值。

圖4 離心泵效率揚程曲線圖

Fig. 4 Curves of efficiency and head

2 壓力脈動特性分析

2.1 設計工況下各監測點壓力脈動

圖5所示為設計工況(1.0)下，單隔舌與雙隔舌的各個監測點壓力脈動時域圖。由圖5可知：兩者在各個監測點的變化趨勢均一致，均呈現5個周期，且周期性脈動十分明顯；1處的壓力脈動最為強烈，2~5的壓力脈動依次減弱，并且在3處最弱。對于采用雙隔舌蝸殼，其壓力脈動幅值較單隔舌蝸殼更小，其中在1，2和5處表現最為明顯，其壓力脈動幅值分別為單隔舌蝸殼壓力脈動幅值的79.3%，80%和73.7%；3處雙隔舌幅值略微低于單隔舌幅值，且兩者的脈動幅值都處于較低水平。壓力脈動幅值不同的原因在于1和5點距離隔舌較近，受隔舌影響最大；3點遠離隔舌，使得該處壓力脈動較小，同時兩者對比結果沒有差異，說明隔舌對該處的影響較小。除3點外，其他4點的脈動幅值均不是對稱分布，原因是旋轉葉輪與蝸殼水流之間的動靜干涉以及隔舌對流體的擾動作用，使得蝸殼內水流流動呈明顯的不均勻性和三維紊流特征，且周期性波動十分強烈[17]，致使壓水室內流體呈漩渦流形態。

圖6所示為對設計工況下5個監測點進行快速傅里葉變換[18]得到各監測點的壓力脈動頻域圖。由圖6可知：各監測點的脈動主頻率均為241.7 Hz，與葉輪通過頻率241.5 Hz基本一致；各監測點主頻處脈動幅值1處最高，其余點次之，5處最低。采用雙隔舌蝸殼的頻域圖高頻部分明顯減少，在4和5處壓力脈動主要集中在低中頻附近；主頻率處，采用雙隔舌蝸殼的脈動幅值較單隔舌脈動幅值更低。在1與3處，采用雙隔舌幅值略低于單隔舌幅值；2，4和5處雙隔舌幅值分別為單隔舌幅值的78.5%，84%和82%。以上分析表明，在設計工況下，雙隔舌蝸殼能夠較好地改善離心泵壓水室各截面上的脈動情況。

監測點：(a)1；(b)2；(c)3；(d)4；(e)51—單隔舌蝸殼；2—雙隔舌蝸殼。

圖5 1.0時各監測點壓力脈動時域圖

Fig. 5 Pressure pulsation time-domain diagram of monitoring stations at 1.0

監測點：(a)1；(b)2；(c)3；(d)4；(e)51—單隔舌蝸殼；2—雙隔舌蝸殼。

圖6 1.0時各監測點壓力脈動頻域圖

Fig. 6 Pressure pulsation frequency-domain diagram of monitoring stations at 1.0

2.2 小流量工況下各監測點壓力脈動

圖7所示為小流量(0.8)工況下，單隔舌與雙隔舌的各個監測點壓力脈動時域圖對比。由圖7可知：1處脈動最為強烈，2，3，4和5處脈動依次減弱。與設計工況下各監測點脈動幅值相比，1點為脈動最激烈處，其余各點按照各自規律變化。當離心泵處于小流量工況下時，泵內湍流會出現強烈的不規則性，表現為壓水室各截面出現較突兀的峰值，尤其體現在1，2及5測點處，說明離心泵在小流量工況運行時，壓力脈動遞增明顯。與單隔舌蝸殼相比，雙隔舌蝸殼壓力脈動降幅更為突出，其中1，2和5處的降幅分別45.5%，55.6%和51.7%。采用雙隔舌蝸殼不僅可以降低小流量工況下壓水室各截面上的壓力脈動情況，更能消除由于偏離設計工況而帶來的壓力脈動幅值突變。

圖8所示為對小流量工況下各個監測點進行快速傅里葉變換得到各監測點的壓力脈動頻域圖。由圖8可知：1，2和4點主頻處脈動幅值相當，3點主頻處脈動幅值略小，5點各頻率處脈動幅值均比以上各點的低。1~4點的壓力脈動頻率仍以葉片通過頻率為主，采用雙隔舌蝸殼時高頻減少特別明顯，特別是在1和2處；1~4在主頻處脈動幅值分別為單隔舌蝸殼脈動幅值的70%，58.1%，98%和81.4%。5處單隔舌時主頻為483.4 Hz，次主頻為241.7 Hz，采用雙隔舌時主頻為241.7 Hz，次主頻為483.4 Hz；其原因是流體進入壓水室后，流體的速度能逐漸轉化成壓力能，靜壓的增加使壓力脈動持續上升，但雙隔舌的結構卻能很好的對壓力脈動削弱。以上分析表明，除因遠離隔舌而壓力脈動不明顯的3點外，采用雙隔舌蝸殼在小流量工況下也能較好地改善壓水室各截面的脈動情況。

2.3 大流量工況下各監測點壓力脈動

圖9所示為大流量工況(1.2)下，單隔舌與雙隔舌的各個監測點壓力脈動時域圖對比。由圖9可知，1處壓力脈動遠大于其余各點脈動幅值，其余各監測點脈動幅值基本都處于較低水平，且各幅值偏離不大。單隔舌蝸殼壓水室的某截面上壓力脈動幅值出現瞬間的峰值，這是由于大流量對隔舌的沖擊振動更強烈。但采用雙隔舌蝸殼時，壓水室各截面上的壓力脈動幅值相比于單隔舌蝸殼顯然降低，其中3處壓力只有微弱降低，1，2，4，5監測點上壓力脈動幅值分別為單隔舌蝸殼壓力脈動幅值的70%，40%，67.4%和58.3%。以上分析表明，在大流量工況下，采用雙隔舌能夠抑制壓水室各截面上的脈動情況，故可以減緩由于偏離設計流量而帶來的壓力脈動的銳增。

圖10所示為對大流量工況下5個監測點通過快速傅里葉變換得到各監測點的壓力脈動頻域圖。由圖10可知：1點主頻處脈動幅值最大，3，4，5點在主頻處的脈動幅值基本處于同一水平，2處脈動幅值則處于相對較低值。各監測點的脈動頻率基本以葉片通過頻率為主，采用雙隔舌時高頻比單隔舌更少。2點處單隔舌時主頻為483.4 Hz，次主頻為241.7 Hz，高頻部分顯著增多；采用雙隔舌時主頻為241.7 Hz，次主頻為483.4 Hz，高頻脈動部分幅值更??；其原因在于：隨著流體流量增加，在葉輪經過隔舌后，部分流體仍在葉輪內不停循環，并造成回旋，與蝸殼周期性撞擊，即形成2處高頻率的壓力脈動；但雙隔舌因為其隔舌的結構型式，使回旋只存在于隔舌處，故能較好地削弱其帶來的脈動沖擊。在1，4和5監測點處，采用雙隔舌蝸殼較單隔舌蝸殼的壓力脈動幅值分別降低了14.4%，14.6%和23.2%；3處兩者壓力脈動相當，且為5個監測點中壓力脈動最平緩處。依上所述，在大流量工況下，采用雙隔舌蝸殼同樣能改善離心泵壓水室各截面上的脈動情況。

監測點：(a)1；(b)2；(c)3；(d)4；(e)51—單隔舌蝸殼；2—雙隔舌蝸殼。

圖7 0.8時各監測點壓力脈動時域圖

Fig. 7 Pressure pulsation time-domain diagram of monitoring stations at 0.8

監測點：(a)1；(b)2；(c)3；(d)4；(e)51—單隔舌蝸殼；2—雙隔舌蝸殼。

圖8 0.8時各監測點壓力脈動頻域圖

Fig. 8 Pressure pulsation frequency-domain diagram of monitoring stations at 0.8

監測點：(a)1；(b)2；(c)3；(d)4；(e)51—單隔舌蝸殼；2—雙隔舌蝸殼。

圖9 1.2時各監測點壓力脈動時域圖

Fig. 9 Pressure pulsation time-domain diagram of monitoring stations at 1.2

監測點：(a)1；(b)2；(c)3；(d)4；(e)51—單隔舌蝸殼；2—雙隔舌蝸殼。

圖10 1.2時各監測點壓力脈動頻域圖

Fig. 10 Pressure pulsation frequency-domain diagram of monitoring stations at 1.2

3 離心泵內部流場分析

圖11所示為不同工況下，2種隔舌蝸殼離心泵隔舌附近出現最大壓力脈動值時中截面速度云圖。由圖11可知：不同隔舌型式對離心泵壓水室對稱面在同一工況下的速度分布影響非常明顯，尤其對擴散管內及隔舌處的流體流動狀態影響較大；在0.8時，單隔舌擴散管基本處于低速區，雙隔舌擴散管低速區的范圍和強度明顯減小；在1.0時，單隔舌擴散管低速區明顯向出口管后移，且強度和范圍均變小，雙隔舌擴散管的速度區靠近蝸殼壁，更適于流體的流動；在1.2時，單隔舌擴散管內低速區范圍較小，擴散管內的流動狀態良好，雙隔舌擴散管內低速區增加，故該工況下雙隔舌時擴散管內流動狀態不佳。同時，在3種工況下，單隔舌處的速度梯度變化復雜，雙隔舌處的速度梯度變化均勻，說明采用雙隔舌的蝸殼結構更有利于離心泵壓水室內流體的流動；2種隔舌情況下離心泵流動狀態均在設計工況下最佳，符合離心泵的實際運行情況。

圖12所示為2種隔舌情況下離心泵中截面和葉片靜壓云圖。由圖12可知：2種隔舌情況下離心泵的內部流場靜壓分布類似。2種隔舌下葉輪流道中壓力梯度區分不明顯，但隔舌處有明顯差異，雙隔舌處形成高壓區，使流體流動狀態良好，不易產生漩渦結構；單隔舌處壓力梯度鮮明，流體流經該處極易受擾動，不僅容易造成對隔舌的沖擊，而且會阻礙隔舌處流體的流動。葉片的壓力在進口處最小，沿葉片壓力梯度依次遞增，在出口處達到最大值；葉片壓力面不僅壓力較吸力面大，其壓力梯度也較大；吸力面進口處為整個葉片壓力最低處，也是泵最容易發生汽蝕處。

(a) 單隔舌；(b) 雙隔舌

圖11 不同工況下隔舌中截面上速度云圖

Fig. 11 Contours of velocity on cross section under different conditions for different tongues

(a) 單隔舌中截面；(b) 雙隔舌中截面；(c) 單隔舌葉片；(d) 雙隔舌葉片

圖12 中截面和葉片靜壓云圖

Fig. 12 Contours of static pressure of cross section and blade for different tongues

4 結論

1) 在研究工況下，數值模擬均能較好地預測單隔舌蝸殼離心泵的外特性參數；不同隔舌蝸殼離心泵的外特性參數偏差在1.5%以內，說明雙隔舌蝸殼并不會影響離心泵外特性。

2) 在標準工況下，近隔舌監測點脈動幅值變化明顯，遠隔舌監測點脈動幅值?。辉?.8工況下，壓水室各截面脈動幅值出現突兀峰值，采用雙隔舌時壓力脈動最大處降幅45.5%；在1.2工況下，各監測點均降幅明顯，其中1處降幅30%，為3種工況下最大壓力脈動幅值。

3) 在標準工況下，各監測點脈動主頻與葉輪通過頻率一致，采用雙隔舌蝸殼高頻脈動更少；在0.8工況下，5處主頻為葉輪通過頻率的2倍，采用階梯蝸殼時各監測點主頻一致，且對應脈動幅值顯著降低；在1.2工況下，1點主頻處出現最大脈動幅值，2處主頻為葉輪通過頻率兩倍，采用階梯蝸殼時各監測點主頻一致，且各壓力脈動高頻部分更少。

4) 雙隔舌蝸殼擴散管內流體，在0.8及1.0工況下更有利于流體流動，在1.2工況下流體狀態不佳；在不同工況下，雙隔舌蝸殼在隔舌處的流動狀態比單隔舌蝸殼更優越，原因是其隔舌處高壓區的形成，相比單隔舌處更不易產生漩渦結構。

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(編輯 趙俊)

Effect of tongue on pressure fluctuation and internal flow in centrifugal pump

MOU Jiegang, LIU Jian, ZHENG Shuihua, GU Yunqing, DAI Dongshun, MA Yi

(College of Mechanical Engineering, Zhejiang University of Technology, Hangzhou 310014, China)

In order to clarify the tongue influence on the internal flow field of centrifugal pump, the external characteristic of centrifugal pump for different tongues was numerically simulated by means of the sliding grid technology. The impact of tongue shape on the efficiency and head was analyzed through experiment. The pressure pulsation characteristics and internal flow field characteristics on the cross sections in pressurized water chamber of the single-tongue and double-tongue were researched under different operating conditions. The results show that double-tongue has an unconspicuous effect on the external characteristics compared to single-tongue; Pressure pulsation frequencies of single-tongue and double-tongue are consistent with the blade passing frequency, and the pressure pulsation amplitude gets more intense near the tongue. Pressure pulsation amplitude on cross sections in pressurized water chamber reduces significantly when the double-tongue is applied, and most of the pressure pulsation frequency is focused on the low frequency. When deviated from the operating point, the pressure pulsation amplitude of single-tongue increases obviously on cross sections. The largest decline rate of the pressure pulsation amplitude reaches 45.5% when the double-tongue is applied. The flow state in internal flow field is better and velocity gradient is more evenly near the tongue, which is more conducive to flow.

centrifugal pump; double-tongue; numerical simulation; pressure pulsation; unsteady flow

10.11817/j.issn.1672-7207.2016.12.018

TB17

A

1672?7207(2016)12?4090?09

2015?12?11；

2016?02?28

國家自然科學基金資助項目(51406183)(Project(51406183) supported by the National Natural Science Foundation of China)

鄭水華，副教授，從事離心泵流場理論研究；E-mail：zneu@zjut.edu.cn