進水漩渦誘發軸流泵壓力脈動的試驗研究

宋希杰， 劉 超， 楊 帆, 査智力, 初長虹, 張重陽

(揚州大學 水利與能源動力工程學院，江蘇 揚州 210094)

由于軸流泵復雜的運行條件，軸流泵的安全運行一直是人們關注的重點。水泵機組工作的安全可靠性主要包括機組轉動部分的擺度、水泵的空蝕性能、機組支承部分的振動、機組工作水頭的波動、管道的壓力脈動、以及機組不正常的噪聲等[1]。在軸流泵內部，流動表現為復雜的三維非定常湍流，其復雜的流動狀態例如葉輪出口和導葉進口之間的動靜干涉、偏離最優工況時葉片出口的脫流、汽蝕造成的流動不連續及進水池內進水漩渦等引起的壓力變化等因素，進水條件決定了水泵能否安全運行[2]。湯方平等[3]對軸流泵泵段進行了多工況三維非定常數值模擬,得到了軸流泵內部壓力脈動頻率主要受葉輪轉動頻率控制，較大壓力脈動發生在葉輪進口前， 小流量工況及大流量工況下壓力脈動幅值較最優工況大。施衛東等[4]對軸流泵全流場進行三維非定常數值模擬,得到在偏離設計工況點較大的流量時,壓力脈動幅值明顯增大，導葉數減少會增大導葉出口處的壓力脈動，脈動頻率受葉輪轉動頻率控制,導葉數對壓力脈動頻率基本無影響。張德勝等[5]在軸流泵葉輪和導葉外壁面布置了6個壓力脈動監測點，對多個流量工況的壓力脈動進行了動態測量，揭示了軸流泵內部不同位置處壓力脈動規律。王福軍等[6]采用大渦模擬方法對軸流泵的非定常流動做了數值仿真分析，對各個工況下，葉輪及導葉的壓力脈動的特性進行了詳細分析，結果表明，在脈動頻率方面，葉輪及導葉處的壓力脈動主要表現為葉頻脈動，導葉出口主要表現為低頻脈動。Liu等[7-8]對混流泵不同葉頂間隙下流態及外特性進行分析并對不同預旋角度下離心泵進口導葉的能量及壓力脈動進行分析，得到葉頂間隙和導葉進口預旋對泵的能量性能和壓力脈動有著重要的影響。Tan等[9]對混流泵不同葉片旋轉角度下能量性能和壓力脈動進行了實驗測量和數值模擬，分析了葉片旋轉角度對葉輪壓力脈動及漩渦強度的影響。目前對于進水漩渦的研究更多的是研究其對流速場結構的影響，其對于壓力影響的研究很少。由于漩渦的發生是一個瞬態的過程，影響因素復雜，找出壓力脈動與漩渦發生之間的關系，能夠為探索漩渦發生的機理提供很大的幫助。

近年來CFD技術的快速發展使得流動仿真或數值模擬技術大量地應用到該研究領域，但是由于數值模擬技術的局限性，在存在復雜漩渦運動的情況下常常導致數值模擬計算結果出現較大偏差[10-12]。針對這一問題，本文通過進行壓力脈動特性試驗，探究進水漩渦對壓力脈動的影響。

1 實驗裝置

本文壓力脈動試驗在開敞式立式軸流泵裝置試驗臺上進行。整個試驗臺由開敞式進水池、ISW150-200A型不銹鋼離心泵、PVC管道、穩壓圓柱形水箱，D341型法蘭式不銹鋼軟密封蝶閥組成，其具體幾何參數分別為：前池為1 100 mm×600 mm×300 mm；進水池為840 mm×360 mm×300 mm；喇叭管為1/4橢圓；出水彎管為90°彎管，長度為葉輪直徑的6倍；喇叭管懸空高為92 mm，后壁距為200 mm，本文軸流泵采用直徑為120 mm的葉輪，受測水泵葉片數為4，輪轂直徑48 mm，葉片安放角為0°,如圖1所示。本實驗的原理是從進水漩渦對軸流泵內部流場壓力擾動影響的角度出發，探究進水漩渦誘發軸流泵內壓力脈動對機組安全運行的影響，所以在軸流泵葉輪進口、葉輪出口及導葉出口分別沿圓周方向安裝壓力脈動傳感器，測點位置如圖2所示。

在壓力脈動試驗中，壓力脈動傳感器采用成都泰斯特公司研制的高精密度、高穩定度CY302系列智能數字壓力傳感器，其表壓測試范圍為0～60 MPa，測試精度為0.1%，采樣時間間隔為1 ms～1 s。CY302標準輸出為485總線，通過該轉換器與集線器連接，一臺集線器可同時接入20只CY302傳感器，集線器通過網線與計算機相連，壓力測試軟件采用Smart Sensor壓力測試系統。

1-流量計；2-進水池；3-電動機；4-進水箱；5-主泵；6-管路；7-儲水箱；8-輔助泵

圖1 立式軸流泵模型裝置實驗臺

Fig.1 Pump model experimental setup

圖2 壓力脈動測點位置Fig.2 Position of pressure pulsation measuring point

2 實驗結果與分析

本實驗方案是在轉速為2 200 r/min的情況下，選取3個典型流量工況:0.8Qd、Qd和1.2Qd(Qd=32 L/s為設計流量工況)進行壓力脈動動態試驗測試。在進水池表面漩渦集中發生的位置，增加蓋板消除表面漩渦的干擾[13-14]。為避免采集設備在空載時可能存在的零點漂移值，更加準確的測試出壓力的實際值，在測試之前采集零點值，在采集過程中扣除基準零點值[15-16]。由于進水漩渦具有瞬時非穩態性[17]，為能準確的測量出漩渦發生時的壓力變化，設置采樣時長t為3 s，設置采樣時間間隔ts為1 ms，即：采樣頻率為1 000 Hz，一個葉輪旋轉周期內壓力脈動數據采集點為27個，滿足數據采集條件[18-19]。大流量工況下，在漩渦發生開始時開始采集壓力脈動數據。

大流量工況下進水漩渦容易發生，在小流量和設計流量工況下均沒有進水漩渦發生。圖3為在1.2Qd工況下采用高速相機得捕捉到的進水漩渦。在大流量工況下水流從喇叭管四周進入喇叭管，水流流速大，在進水流場出現一條極細的不穩定渦絲，伴隨著漩渦旋轉能量的不斷積聚，逐漸形成漩渦渦管， 發展延伸至喇叭管內部，漩渦會在流場內持續的發展移動，進水漩渦對流動邊界條件非常敏感，形態轉瞬即變，會出現暫時流態現象所導致的間斷，由于水流流場的不穩定，在葉輪進口漩渦部分或完全破裂，漩渦消失。

1-渦管圖3 進水池底部漩渦Fig.3 The inlet vortex at the bottom of the pump sump

2.1 壓力脈動時域特性分析

由于本文壓力脈動測點數據多，限于篇幅限制，根據本文測試試驗原理，在不同流量工況下在漩渦發生的位置從每個壓力脈動監測面選取漩渦發生位置特征點進行壓力脈動時域特性分析，如圖4～6所示。因為本文各測點壓力波動幅度大，為了更好的分析壓力脈動的時域特性，引入無量綱壓力脈動系數[20]

(1)

2.1.1 葉輪進口

圖4為不同流量工況下軸流泵葉輪進口的壓力脈動時域特性曲線。從圖4(a)、(b)、(c)中可以得到，不同流量工況下，葉輪進口壓力皆呈周期性變化，每個周期內壓力變化均具有4個波峰和4個波谷，這說明葉輪進口的壓力變化主要受葉輪的影響。小流量工況下，葉輪進口壓力脈動峰峰值Cp為0.081，如圖4(a)所示；設計流量工況下，葉輪進口壓力脈動峰峰值Cp為0.073，如圖4(b)所示；大流量工況下，葉輪進口壓力脈動峰峰值Cp為0.068，如圖4(c)所示。在小流量工況下，葉輪進口的壓力脈動時域曲線峰峰值變化最大，曲線形態最差，隨著流量的增大，壓力脈動時域曲線峰峰值變化逐漸減小，曲線形態趨于規律的變化；大流量工況下壓力脈動壓力曲線成近似正弦波動變化，峰峰值最小，這是因為在小流量工況下，水流軸向速度小，水流黏滯力及周圍邊界因素對其影響度大，水流受其外界干擾流場不穩定，伴隨著能量的大量耗散出現湍流流動，壓力會出現強烈的脈動；在大流量下工況下，葉輪進口水流軸向速度大，水流黏滯力及周圍邊界因素對其影響度小，水流流態相對穩定。

(a) 0.8Qd

(b) Qd

(c) 1.2Qd圖4 葉輪進口時域圖Fig.4 Time-domain diagram of monitoring points at the impeller inlet

2.1.2 葉輪出口

圖5為不同流量工況下軸流泵葉輪出口的壓力脈動時域特性曲線，葉輪出口的壓力變化相對于葉輪進口更加紊亂，這是由于在葉輪出口水流受到葉輪和導葉之間的動靜干涉的作用，靜止的導葉相對于旋轉的葉輪，作為一個激勵源會對葉輪出口水流產生周期性激勵，葉輪中的每一位置都經歷來自靜止導葉的周期性作用力。在小流量工況下，葉輪出口的壓力脈動時域曲線峰峰值變化最大，在一個葉輪周期內具有2個波峰和2個波谷，葉輪出口壓力脈動峰峰值Cp為0.137，如圖5(a)所示；隨著流量的增大，在設計流量工況下壓力脈動時域曲線峰峰值變化逐漸減小，曲線形態趨于規律，在一個葉輪周期內具有2個波峰和2個波谷，葉輪出口壓力脈動峰峰值Cp為0.081，如圖5(b)所示；大流量工況下峰峰值最小，曲線形態最差，葉輪出口壓力脈動峰峰值Cp為0.060，在不同葉輪旋轉周期內的壓力波動規律不同，如圖5(c)所示。

2.1.3 導葉出口

圖6為不同流量工況下軸流泵導葉出口的壓力脈動時域特性。小流量工況下，導葉出口的壓力脈動峰峰值Cp為0.081；設計流量工況下，葉輪進口壓力脈動峰峰值Cp為0.060；大流量工況下，葉輪進口壓力脈動峰峰值Cp為0.040。由于導葉的穩流作用，在導葉出口的壓力脈動幅度大幅減小。不同流量工況下，導葉出口的壓力皆呈周期性變化，每個周期內壓力變化均具有2個波峰和2個波谷。在小流量工況下，導葉出口的壓力脈動變化幅度大，這是由于小流量工況下，導葉出口軸向速度小，速度環量大，水流不穩定；隨著流量的增大，導葉出口的軸向速度很大，出口速度環量變小，水流波動趨于穩定；大流量工況下，壓力脈動幅度變小，小流量工況下壓力脈動幅度約為大流量工況下壓力脈動幅度的2倍。

(b) Qd

(c) 1.2Qd圖5 葉輪出口時域圖Fig.5 Time-domain diagram of monitoring points at the impeller outlet

(a) 0.8Qd

(b) Qd

(c) 1.2Qd圖6 導葉出口時域圖Fig.6 Time-domain diagram of monitoring points under small flow conditions

2.2 壓力脈動頻域特性分析

將壓力脈動實驗數據經過加窗傅里葉函數變換并通過Origin9.0軟件處理分別得到在三個典型不同流量工況點下的壓力脈動頻域特性圖,如圖7～9所示。

(a) 葉輪進口

(b) 葉輪出口

(c) 導葉出口圖7 小流量工況監測點頻域圖Fig.7 Frequency-domain diagram of monitoring points under large flow conditions

2.2.1 小流量工況

如圖7所示，在小流量工況下，葉輪進口壓力脈動的主頻為4倍葉輪轉頻，這是由于葉輪進口流場直接受葉輪旋轉作用，流場結構穩定，使不同測點之間壓力脈動主頻幅值變化均勻，葉輪進口最大壓力脈動幅值為0.017 2；葉輪出口壓力脈動主頻為2倍葉輪轉頻，最大壓力脈動幅值為0.022 6，與之前研究中指出的葉輪出口壓力脈動主頻為葉頻不同。根據參考文獻，導葉葉片數對葉輪和導葉之間的壓力脈動頻率基本沒有影響，但是葉輪與導葉之間做相對旋轉運動，使葉輪與導葉之間存在很大的動靜干涉作用，導致葉輪出口壓力脈動受動靜干涉的影響大于葉輪旋轉的影響，壓力脈動主頻偏離葉頻為2倍葉輪轉頻。 導葉出口壓力脈動主頻為2倍葉輪轉頻，導葉出口的壓力脈動源為出口速度環量，小流量工況下導葉出口具有很大的速度環量導致導葉出口的壓力脈動變化不同，出口流場的復雜性同時導致導葉出口存在低頻壓力脈動影響出水水流的穩定性。

2.2.2 設計流量工況

如圖8所示，設計流量工況下葉輪進口壓力脈動主頻為4倍葉輪轉頻，壓力脈動最大幅值Cp為0.015 1；葉輪出口的壓力脈動主頻為葉輪轉頻的2倍，壓力脈動最大幅值Cp為0.017 5；導葉出口的壓力脈動主頻為葉輪轉動頻率的2倍，壓力脈動最大幅值Cp為0.016 1。設計流量工況下葉輪進口的壓力脈動的激勵源為旋轉的葉輪，受葉輪的旋轉作用葉輪進口的壓力脈動主頻為葉頻，葉輪進口的壓力脈動變化均勻；葉輪出口的壓力脈動的激勵源為葉輪與導葉之間的動靜干涉作用，受動靜干涉及出水流流場結構變化的影響，葉輪出口不同位置的壓力脈動幅值呈現交替波動變化的形式；出水水流經過導葉的穩流后，導葉出口的壓力脈動幅度相較于小流量工況下導葉出口的壓力脈動幅度明顯減小。

(a) 葉輪進口

(b) 葉輪出口

(c) 導葉出口圖8 設計流量工況監測點頻域圖Fig.8 Frequency-domain diagram of monitoring points under design flow conditions

2.2.3 大流量工況

如圖9所示，大流量工況下葉輪進口壓力脈動主頻為4倍葉輪轉頻，壓力脈動最大幅值Cp為0.014 9；葉輪出口的壓力脈動主頻為葉輪轉頻的2倍，壓力脈動最大幅值Cp為0.011 2；導葉出口的壓力脈動主頻為葉輪轉動頻率的2倍，壓力脈動最大幅值Cp為0.016 1。葉輪進口的壓力相對于無漩渦流量工況時的脈動情況紊亂。在葉輪進口各測點之間壓力脈動主頻的脈動幅值會呈現交替的波動，漩渦發生區域的P5、P6、P7測點之間存在著明顯的壓力梯度，這是因為進水漩渦進入葉輪中，對葉輪進口的壓力場產生周期性的壓力脈動激勵改變葉輪進口的壓力分布，影響了葉輪內的流場的水力穩定性。伴隨著漩渦能量的耗散，漩渦消失，漩渦衰變消失后在漩渦發生位置的P7測點會再次出現壓力脈動，直到漩渦徹底消失葉輪進口的壓力分布趨于穩定。在葉輪出口流場受導葉與葉輪之間的動靜干涉作用存在低頻脈動，由于導葉與葉輪之間的水流流動環境的復雜性，葉輪出口的壓力脈動異常紊亂，伴隨著葉輪出口的壓力脈動能量的衰減，在衰減的過程中受葉輪旋轉的作用會出現周期性的壓力波動。在導葉出口，出水流流速大，速度環量相對于0.8Qd流量工況下和Qd流量工況下的小，所以不同測點的壓力脈動幅值相對于0.8Qd流量工況下和Qd流量工況下的壓力脈動幅度明顯減小。圖9(a)中葉輪進口P5、P6、P7測點在葉頻處發生明顯的壓力脈動變化，可以得到進水漩渦的發生頻率為葉頻，在水泵機組中，漩渦誘導的強烈振動，一方面是交替應力引起結構疲勞，導致關鍵部件上產生裂紋；另一方面根據振動學原理進水漩渦的發生頻率一旦接近泵裝置的固有頻率會導致機組共振的發生。

(a) 葉輪進口

(b) 葉輪出口

(c) 導葉出口圖9 大流量工況監測點頻域圖Fig.9 Frequency-domain diagram of monitoring points under large flow conditions

2.3 不同斷面主頻幅值

圖10為不同流量工況下,軸流泵不同特征斷面壓力脈動主頻幅值變化曲線。

(a) 葉輪進口

(b) 葉輪出口

(c) 導葉出口圖10 軸流泵裝置壓力脈動主頻幅值圖Fig.10 Main frequency amplitude diagram of pressure pulsation in axial flow pump unit

2.3.1 葉輪進口

圖10(a)為葉輪進口的壓力脈動主頻幅值變化曲線。隨著流量的增大，葉輪進口的壓力脈動幅值逐漸減小，小流量工況下葉輪進口的壓力脈動幅值最大。在葉輪進口，從測點P1到測點P8沿圓周方向的壓力脈動變化先下降，并在P2到P5之間平穩地波動變化，在測點P6到測點P8的壓力脈主頻幅值先上升后下降，這是因為在葉輪后側旋轉水流與來水水流的混摻，導致在葉輪后側測點P7的位置會出現很大的壓力波動。分別以葉輪進口各流量工況下的壓力脈動幅值平均值為基準，小流量工況和設計工況流量及大流量下在測點P7處的壓力脈動幅值相對于各自壓力脈動幅值平均值分別增加了9.6%、15.1%、33.1%。大流量工況下，測點P7處的壓力脈動增幅分別是小流量和設計流量在測點P7處壓力脈動增幅的3倍和2倍，這是因為大流量工況下葉輪進口測點P7受到進水漩渦的影響，進水漩渦的旋轉對周圍流場產生擾動作用，誘發測點P7位置周圍的流場壓力產生劇烈的脈動，導致測點P7處壓力脈動幅值會出現急速增大，壓力脈動傳遞到葉輪內部進而誘發水泵機組的振動和噪聲產生。

2.3.2 葉輪出口

圖10(b)為葉輪出口的壓力脈動主頻幅值變化曲線。在小流量工況下，葉輪出口的壓力脈動主頻幅值最大，隨著流量的增大壓力脈動幅度減小。小流量工況和設計流量工況下，葉輪出口的壓力脈動變化基本規律一致。受靜止導葉和旋轉葉輪之間周期性的相互干涉作用葉輪出口沿圓周方向壓力脈動主頻幅值波動大。在測點P14到測點P15之間葉輪出口的壓力脈動變化情況發生了很大的變化，小流量工況和設計流量工況下在測點P14到測點P15之間沿圓周方向的壓力脈動幅值快速增大，其相對于葉輪出口壓力脈動幅值平均值分別增加了20.2%、12.3%。而大流量工況下在測點P14到測點P15之間沿圓周方向的壓力脈動幅度快速下降，其相對于葉輪出口壓力脈動幅值平均值減小了17.8%，這是因為測點P14到測點P15之間為進水漩渦發生區域，大流量工況下，進水漩渦進入水泵葉輪中，漩渦的旋進變化改變了葉輪出口此位置的出水流態結構，使此處的壓力脈動幅度減小。這說明進水漩渦同樣影響葉輪出口壓力脈動。

2.3.3 導葉出口

圖10(c)為導葉出口的壓力脈動主頻幅值變化曲線。導葉出口的壓力脈動主頻幅值相較于葉輪出口的壓力脈動主頻幅值明顯減小，由于流量工況的不同導致在導葉出口壓力脈動幅值隨流量的增大而減小，但不同流量工況下壓力脈動主頻幅值變化趨勢一致，可以得到在導葉出口經過導葉的穩流作用，進水漩渦對導葉出口的壓力脈動的影響消失。

3 結 論

(1) 本文基于壓力脈動特性試驗，在開敞式立式軸流泵裝置葉輪進出口及導葉出口處安裝壓力脈動傳感器測試了有無進水漩渦工況下軸流泵葉輪進出口及導葉出口處的壓力脈動變化。

(2) 在1.2Qd工況下(即漩渦工況下)漩渦發生處葉輪進口壓力壓力脈動幅值為0.8Qd和Qd(無漩渦工況)增幅的3倍和2倍。水漩渦進入葉輪中，對葉輪進口的壓力場產生周期性的壓力脈動激勵改變葉輪進口的壓力分布，影響了葉輪內的流場的水力穩定性。

(3) 葉輪出口同樣受進水漩渦的影響，大流量工況下受進水漩渦的擾動測點P15的壓力脈動幅值相對于葉輪出口壓力脈動幅值平均值減小了17.8%。在小流量工況和設計流量工況下測點P15的壓力脈動幅值相對于葉輪出口壓力脈動幅值平均值分別增加了20.2%、12.3%。