葉片進口邊位置對單葉片離心泵蝸殼內壓力脈動的影響

2021-12-20 11:59:42陳建芳施衛東張德勝譚林偉

振動與沖擊 2021年23期

陳建芳，施衛東，張德勝，譚林偉

(1.江蘇大學流體機械工程技術研究中心，江蘇鎮江 212013；2.常州大學石油工程學院，常州 213164；3.南通大學機械工程學院，江蘇南通 226019)

單葉片離心泵具有良好的無堵塞和抗纏繞性能，非常適合用做輸送具有長纖維及大顆粒物質的污水泵[1-2]。由于單葉片葉輪結構的不對稱，在運行過程中泵內周期性不穩定流動力，會使葉輪產生強大壓力脈動和徑向力，迫使葉輪發生徑向偏轉，產生振動和噪聲，最終會導致機械和過流部件的損壞[3-4]。

Chu等[5]通過PDV(photonic Doppler velocimetry)測量得出蝸殼和葉輪的動靜干涉和葉輪出口不均勻出流引起的葉片脈動是泵產生振動和噪聲的重要原因，葉輪和隔舌之間的間隙對流動結構和噪聲有顯著影響。Kaupert等[6]利用安裝在單個葉片通道內的壓阻式壓力傳感器，采用遙測系統從旋轉的葉輪內取樣，試驗結果表明葉輪和蝸殼相互作用引起的壓力波動隨著體積流量的增大偏離最佳效率點越遠，并且越接近葉輪葉片后緣壓力波動越強烈。Spence等[7]通過數值計算方法提取了15個位置的壓力脈動數據，且數值計算結果和試驗結果在額定流量工況時吻合較好，通過分析泵內不同位置的壓力脈動數據，對蝸殼上壓力脈動監測點的位置選擇提出了建議。Daly等[8]采用CFX軟件對單葉片離心泵內瞬態壓力進行了數值模擬，對于任意給定的葉輪位置，揚程、徑向速度等都有非常顯著的變化。Al-Qutub等[9]研究了蝸殼與隔舌的徑向間隙和葉片出口形狀對泵壓力脈動的影響，結果表明適當減小徑向間隙和葉片出口處采用V形切口可降低壓力脈動和振動水平。Wang等[10]采用試驗方法研究了流量和轉速對雙吸離心泵壓力脈動的影響，結果表明流量和轉速對壓力脈動的影響非常顯著。王松林等[11-12]分析了非空化、空化時葉輪內壓力脈動特性及產生的原因。結果表明空化狀態下各監測點壓力脈動最大幅值大于非空化狀態，葉輪內壓力脈動主頻為葉輪轉頻，二次流是某處產生壓力脈動幅值大的原因，并且也是誘發強烈壓力脈動的原因。周佩劍等[13]研究發現單葉片離心泵在蝸殼第一斷面壓力脈動強度最低，第二斷面最高；在不同流量工況下，蝸殼內出現隨葉輪旋轉呈周期性變化的二次流旋渦。黃光北等[14]分析了無導葉離心泵蝸殼內低頻脈動的產生機理，發現流線扭曲產生的漩渦是蝸殼出口段產生低頻脈動的根本原因。

由此可見，目前研究葉片進口邊位置對單葉片離心泵壓力脈動影響的文獻很少，本文通過對6個葉片進口邊位置的單葉片離心泵進行非定常數值計算，通過分析單葉片離心泵各監測點的壓力脈動特性，最終獲得葉片進口邊位置對泵壓力脈動的影響。

1 物理模型

本文研究的單葉片離心泵的額定流量Qd=20 m3/h，揚程H=11 m，額定轉速n=2 940 r/min，比轉速ns=132。其葉輪的主要設計參數，如表1所示。在葉輪其他水力參數均相同的情況下，設計了6種葉片進口邊位置。圖1為葉輪的軸面投影圖，圖中線段AB、AC、AD、CE、CF和CG為不同的葉片進口邊位置，后蓋板上點C的縱坐標為點B和點D縱坐標的平均值，進口邊位置AB、AC和AD，即點B、點C和點D沿后蓋板向泵入口延伸；前蓋板上點A、點F的縱坐標分別為點E和點F、點A和點G縱坐標的平均值，進口邊位置CE、CA、CF和CG，即點E、點A、點F和點G沿前蓋板向泵入口延伸。根據單葉片離心泵的設計參數，利用軟件ANSYS Bladegen和UG NX生成如圖2所示的葉輪實體模型。

表1 葉輪主要設計參數Tab.1 Main design parameters of impeller

圖1 葉輪軸面圖Fig.1 Axial plane of impeller

圖2 葉輪實體模型Fig.2 Solid model of impeller

2 數值模擬方法

2.1 計算區域

圖3為單葉片離心泵全流場計算區域，由進口段、前泵腔、葉輪、后泵腔、蝸殼及出口段六部分組成。為確保泵進出口流動的穩定性，使其流動更加接近真實流動狀態，分別對葉輪進口和蝸殼出口進行適當延伸。

圖3 計算區域Fig.3 Computational domain

2.2 網格劃分和邊界條件設置

采用ICEM軟件對流體計算區域各部分進行網格劃分，蝸殼和葉輪采用非結構網格，而其他區域采用結構化網格。圖4為葉輪和前泵腔的網格，文中計算區域各部分的網格質量均大于0.3，同時對計算區域網格的無關性進行驗證，結果如表1所示。綜合考慮計算時間和數值計算的準確性，最終選擇方案d用于數值計算中。

(a)葉輪

表2 網格無關性分析Tab.2 Analysis of grid independency

采用ANSYS CFX軟件對首先對所有方案進行定常數值計算，選取標準k-ε湍流模型，壁面采用粗糙度為50 μm無滑移邊界條件，近壁區域采用Scalable壁面函數處理，邊界條件采用總壓進口和質量流量出口，進口湍動度為5%。非定常數值計算以定常數值計算結果作為初始流場，以葉輪每轉動3°所耗費的時間為計算步長，即時間步長為0.000 170 1 s，總時間為葉輪旋轉10周所用的時間，提取計算更穩定的后5個周期的數據作為非定常計算的結果。

2.3 監測點的布置

為揭示單葉片離心泵在額定工況下的壓力脈動特性，在泵中截面上布置監測點，監測點的分布,如圖5所示。在蝸殼壁面上均勻布置8個監測點V1～V8，監測點的位置與蝸殼水力圖中各斷面位置一致同時在隔舌附近布置監測點gs。

圖5 監測點位置Fig.5 Monitoring point location

2.4 外特性分析與試驗驗證

在圖6所示的試驗臺上進行了外特性試驗。試驗葉輪根據葉片進口邊在AD時的幾何參數制作而成。由圖1可知，AD處于進口邊沿后蓋板延伸量最大的位置。為圖7為葉輪的外特性曲線圖。其中HEX和ηEX分別為葉輪揚程和效率的試驗值。由圖7可知，數值計算值HAD和HEX、數值計算值ηAD和ηEX存在一定誤差。計算發現除28 m3/h工況下的揚程誤差10.5%稍大外，其余工況下揚程的數值計算值和試驗值的最大誤差為6.6%；效率的數值計算值和試驗值的最大誤差為7.8%。因此可認為數值計算方案具有較高的準確性。

(a)試驗葉輪

當葉片進口邊由AB沿后蓋板延伸至AC時，揚程、效率增大的范圍分別為0.60～1.61 m，2.99%～5.23%；而由AC延伸至AD時，揚程、效率的增大范圍為-0.02～0.74 m，-0.92%～0.78%。當葉片進口邊由CE沿前蓋板依次延伸至AC、CF和CG時，揚程增大的范圍分別為0.11～0.70 m、0.13～0.69 m、-0.78～0.35 m；效率增大的范圍分別為-0.5%～2.01%、-1.73%～1.67%、-4.08%～1.07%。因此不論葉片進口邊沿后蓋板還是前蓋板向泵入口延伸，延伸過多，某些工況下揚程和效率會降低。原因為進口邊適當延伸后，葉片的面積增大，對流體控制能力增強，增加做功能力，但是延伸過多，易造成流道堵塞，影響泵的性能。

(a)沿后蓋板延伸及試驗值

3 壓力脈動模擬計算結果分析

3.1 進口邊沿后蓋板延伸時蝸殼內壓力脈動分析

由于流體的黏性作用以及旋轉部件與靜止部件的之間動靜干擾，使得離心泵內流場呈現非定常的流動特征[15]。壓力脈動特性通常用壓力脈動系數[16]表征，壓力脈動系數為

圖8為葉輪AB、AC和AD在額定工況下，蝸殼壁面8個監測點的時域圖。從圖8可以看出，蝸殼壁面上各監測點的壓力脈動均表現出明顯的周期性，一個周期內出現一個波峰和一個波谷。沿葉輪旋轉方向，不同位置的監測點的壓力脈動存在相位差。監測點V1和V2距離隔舌較近，兩點的壓力脈動曲線與其他點有明顯差別，存在明顯的二次波峰。監測點V2、V3、V4的脈動幅值變化突然，而監測點V5、V6、V7、V8的脈動幅值變化相對平緩。隨著葉片進口邊沿后蓋板向泵入口延伸量的增加，泵內隨機壓力脈動有所下降，但壓力脈動系數的幅值在增加。離心泵內壓力脈動主要是由于螺旋線型蝸殼的幾何不對稱以及旋轉的葉輪與靜止的蝸殼之間的動靜干涉引起的，而液流繞流葉片后，葉輪出口易形成射流尾跡，葉片尾跡渦脫落后又與下游結構發生相互作用，形成復雜的多重尺寸渦結構[17]。泵內產生的周期性壓力脈動主要是由動靜干涉引起，其中勢流干涉是由葉輪和蝸殼相對運動引起，而壓力脈動的二次波峰可認為是由尾跡干涉引起[18]。葉輪AD蝸殼各監測點的壓力脈動周期性更為明顯，因此葉輪AD受勢流干涉影響較大。3個葉輪中距離隔舌最近的監測點V1和V2受尾跡干涉作用較明顯，出現了二次波峰。

(a)葉輪AB

壓力脈動的數據分析方法采集的時域信號為原始信號，要經過傅里葉變換把時域信號變換成頻域信號。圖9為葉輪AB、AC和AD在額定工況下，蝸殼壁面8個監測點的頻域圖。分析各頻域圖發現，因為單葉片離心泵的葉頻與轉頻相同，3個葉輪的各監測點的壓力脈動幅值均在葉頻及其諧頻處出現較大值，但是在葉頻處的壓力脈動幅值最大，即蝸殼內壓力脈動的主頻是葉頻。壓力脈動最大幅值出現在沿葉輪旋轉方向隔舌的下游區域，葉輪AB、葉輪AC和葉輪AD最高幅值分別出現監測點V6處，是因為此處出現了較強的二次旋渦。進一步分析發現雖然3個葉輪中均在監測點V1和V2處出現了高頻信號，但是監測點V1和V2的主頻壓力脈動幅值要低于其余監測點，原因可能是為靠近隔舌的地方受葉片旋轉產生的射流尾跡影響較大，導致旋渦的產生及脫落進而產生了較強的高頻率信號。各監測點的主頻幅值基本遵循葉片進口邊沿后蓋板向泵入口延伸的越多，壓力脈動主頻幅值越大的變化規律。

(a)葉輪AB

3.2 進口邊沿前蓋板延伸時蝸殼內壓力脈動分析

葉輪CE、AC、CF和CG的葉片進口邊沿前蓋板向泵入口延伸，4個葉輪的蝸殼壁面監測點的壓力脈動隨時間變化規律與沿后蓋板變化規律相似，隨著延伸量的增加，壓力脈動系數的幅值增加，蝸殼內隨機脈動成分的強弱依次為葉輪AC、葉輪CE、葉輪CG和葉輪CF，說明延伸適當可降低射流尾跡對壓力脈動的影響。

圖10為葉輪CE、CF和CG額定工況下，蝸殼壁面8個監測點的頻域圖。分析葉輪CE、葉輪AC、葉輪CF和葉輪CG的頻域圖發現，雖然4個葉輪的監測點V1和V2的主頻壓力脈動幅值要低于其余監測點，其蝸殼壁面上各監測點的幅值基本遵循葉片進口邊沿前蓋板向泵入口延伸的越多，壓力脈動幅值越大的變化規律。

(a)葉輪CE

3.3 葉片進口邊沿前蓋板和后蓋板同時延伸時蝸殼內壓力脈動分析

葉片進口邊AB、CG與泵軸線平行，當進口邊位置由AB延伸至CF、CG時，分析時域圖和頻域圖發現，除監測點V1、V2和V3外，其余監測點的壓力脈動系數的幅值明顯增大，壓力脈動周期性變化更為明顯，蝸殼內隨機壓力脈動降低，壓力脈動變化突然；葉片進口邊延伸后，壓力脈動的主頻仍為葉頻，但是主頻脈動幅值顯著增大。

比較葉片進口邊分別在CE和AD位置時壓力脈動時域圖和頻域圖發現，進口邊延伸后時域圖的壓力脈動系數幅值增加，隨機脈動降低，部分監測點出現二次波峰，各監測點的主頻脈動幅值顯著增大。

葉片進口邊向泵入口延伸后，葉片扭曲程度加強，做功能力增強，傳遞給流體的能量增多，壓力增大，脈動幅度增強。葉片進口邊延伸量少，易在葉輪出口處產生較強的射流尾跡，同樣引起較大幅度的壓力脈動。

3.4 隔舌處的壓力脈動時域和頻域分析

圖11(a)為葉片進口邊沿后蓋板向泵入口延伸時，隔舌處監測點的壓力脈動時域圖和頻域圖。由時域圖可知，葉輪AB和葉輪AC隨機壓力脈動明顯，說明受葉輪出口射流與隔舌碰撞產生的旋渦、脫流影響顯著。由頻域圖可知，3個葉輪壓力脈動主頻為葉頻，均存在低頻信號和高頻信號。葉輪AD的主頻和2倍主頻壓力脈動幅值最大，葉輪AC的主頻壓力脈動幅值最小，說明進口邊沿后蓋板向泵入口延伸對隔舌處的壓力脈動影響顯著，葉片進口邊適當延伸可降低隔舌處的主頻壓力脈動。

圖11(b)為葉片進口邊沿前蓋板向泵入口延伸時，隔舌處監測點的壓力脈動時域圖和頻域圖。由時域圖可知，葉輪AC受葉輪出口射流與隔舌碰撞產生的旋渦、脫流影響顯著。由頻域圖可知，4個葉輪壓力脈動主頻為葉頻，存在低頻壓力脈動和高頻壓力脈動。主頻壓力幅值由大到小的順序為葉輪CG、CF、CE和AC。說明葉片進口邊沿前蓋板延伸對壓力脈動影響顯著，延伸量適當可降低隔舌處的主頻壓力脈動。

隔舌處監測點與其他監測點不同的是，除存在寬頻信號外，還存在低于葉頻的低頻信號，這是由于隔舌附近流線扭曲而產生的旋渦，進一步導致了蝸殼內低頻壓力脈動的產生。

4 模擬計算結果的試驗驗證

通過在蝸殼壁面上開螺紋孔，采用高頻壓力傳感器，測試單葉片離心泵的壓力脈動特性。壓力傳感器的采樣頻率設置為1 024 Hz，每個工況采樣時間為30 s。蝸殼壁面監測點壓力脈動傳感器的安裝,如圖6所示，圖中蝸殼壁面的4個監測點S1、S2、S3和S4與壓力脈動數值計算監測點V7、V8、V2和V3一一對應。將額定工況下葉輪AD的數值計算結果與其試驗結果進行如圖12所示的對比。由圖12可知，數值計算結果比試驗結果大，原因是：泵內流體流動復雜，數值模擬對一些復雜流動特性不能完全捕捉；試驗葉輪的葉片應為扭曲葉片，但限于加工精度，和設計結構有差別；數值模擬和試驗均存在誤差。圖中監測點S1和S3處壓力脈動系數的試驗值和模擬值相差較小，兩條曲線的變化趨勢基本相吻合，而S2和S4處壓力脈動系數的試驗值和模擬值相差稍大，但兩條曲線變化趨勢較吻合。因此，文中的壓力脈動數值模擬結果對設計單葉片離心泵和預測泵內的壓力脈動特性有一定的指導作用。