基于流固耦合的噴水推進(jìn)泵葉輪不平衡振動(dòng)特性分析

熊文， 徐增丙， 王名揚(yáng)

(1.噴水推進(jìn)技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 上海 200011；2.武漢科技大學(xué)， 冶金裝備及其控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 湖北， 武漢 430081)

0 引言

噴水推進(jìn)泵通過噴射水流產(chǎn)生的反作用力推動(dòng)船體快速前行而廣泛用于現(xiàn)代高速船上[1-2]。隨著噴水推進(jìn)泵容量不斷提升，噴泵的結(jié)構(gòu)尺寸、工況參數(shù)等不斷增大，噴泵振動(dòng)問題也更為突出。

泵的振動(dòng)主要分為水力振動(dòng)和機(jī)械振動(dòng)，非穩(wěn)態(tài)流體激振力和轉(zhuǎn)子不平衡則分別是2種振動(dòng)形式的主要誘因[3-4]。其中，水力振動(dòng)是噴泵設(shè)計(jì)的主要考慮因素，目前已開展了大量的研究，如:竇唯等[5]對(duì)高速泵三維流場(chǎng)進(jìn)行了非定常計(jì)算，分析了高速泵內(nèi)的壓力分布情況，得到了流體激振力對(duì)高速泵葉輪系統(tǒng)的振動(dòng)及其軸心軌跡的影響；何濤等[6]建立了適用于離心泵等葉輪機(jī)械流動(dòng)誘發(fā)振動(dòng)的數(shù)值模型，分析了泵流場(chǎng)、振動(dòng)激勵(lì)源和振動(dòng)響應(yīng)等特性；司喬瑞等[7]采用單向流固耦合方法對(duì)葉輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)計(jì)算，分析了帶誘導(dǎo)輪高速離心泵的流動(dòng)誘導(dǎo)振動(dòng)特性；趙博等[8]通過有限元分析軟件對(duì)某臺(tái)立式軸流泵內(nèi)流體壓力脈動(dòng)引發(fā)的結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行了仿真計(jì)算；高丹妮等[9]分析了流體激勵(lì)下結(jié)構(gòu)的振動(dòng)位移響應(yīng)和輻射聲場(chǎng)分布，但這些研究均只是單純從流體激勵(lì)力方面對(duì)泵的振動(dòng)特性進(jìn)行了分析。泵機(jī)械振動(dòng)的分析尤其是考慮非穩(wěn)態(tài)流體激振力和不平衡質(zhì)量等多重因素的也鮮有研究，如:鄒奮[10]分析了流體激勵(lì)力和轉(zhuǎn)子不平衡力作用下鈉泵振動(dòng)響應(yīng)；姚永靈等[4]建立了泵轉(zhuǎn)子有限元模型，研究了不平衡質(zhì)量與非穩(wěn)態(tài)流體激振力對(duì)轉(zhuǎn)子振動(dòng)特性對(duì)的影響，但考慮到計(jì)算復(fù)雜性這些研究對(duì)泵轉(zhuǎn)子模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化分析，影響了計(jì)算精度，并且目前對(duì)噴水推進(jìn)泵的機(jī)械振動(dòng)分析也寥寥無幾。

本文針對(duì)噴水推進(jìn)泵在長期運(yùn)轉(zhuǎn)中葉輪磨損、腐蝕或黏渣等原因造成葉輪質(zhì)量不平衡的問題，以1臺(tái)混流式噴水推進(jìn)泵為研究對(duì)象，采用單向耦合的方法，對(duì)噴水推進(jìn)泵轉(zhuǎn)子在不平衡質(zhì)量力與非穩(wěn)態(tài)流體激勵(lì)力下的振動(dòng)特性進(jìn)行分析。

1 計(jì)算模型

1.1 流場(chǎng)計(jì)算模型

建立混流式噴水推進(jìn)泵及流道三維模型如圖1所示。其中葉片數(shù)Z1=6片、導(dǎo)葉葉片數(shù)Z2=11片，并且為保障進(jìn)出水流的均勻性，用直管代替了進(jìn)水彎管，并對(duì)泵的進(jìn)出口段長度進(jìn)行了適當(dāng)延伸。計(jì)算分析時(shí)設(shè)定流量Q=2.53 m3/s、揚(yáng)程H=25.6 m、轉(zhuǎn)速n=1 000 r/min、轉(zhuǎn)頻f=16.6 Hz,葉輪通頻fn=100 Hz。

圖1 噴水推進(jìn)泵數(shù)值計(jì)算域

1.2 振動(dòng)計(jì)算模型

混流式噴水推進(jìn)泵主要由泵殼及轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組成。為了節(jié)約計(jì)算資源，只對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)做單向流固耦合分析。推進(jìn)泵轉(zhuǎn)子三維模型如圖2所示，考慮到實(shí)際監(jiān)測(cè)時(shí)只能在軸承處布置測(cè)點(diǎn)，故在葉輪的左、中、右軸承處提取振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)，即監(jiān)測(cè)點(diǎn)為圖2中的P1、P2、P3處。

圖2 混流式噴水推進(jìn)泵葉輪轉(zhuǎn)子模型

2 數(shù)值計(jì)算方法

2.1 流場(chǎng)計(jì)算分析

對(duì)混流式噴水推進(jìn)泵數(shù)值計(jì)算區(qū)域進(jìn)行非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，并對(duì)流動(dòng)劇烈變化的區(qū)域如葉輪及導(dǎo)葉部分進(jìn)行適當(dāng)網(wǎng)格加密如圖3所示，網(wǎng)格總數(shù)約250萬。通過網(wǎng)格的獨(dú)立性驗(yàn)證分析,網(wǎng)格數(shù)大于250萬時(shí)混流式噴水推進(jìn)泵的揚(yáng)程和效率受網(wǎng)格的變化影響較少。

(a) 導(dǎo)葉

在計(jì)算分析過程中，選取SST湍流模型，設(shè)定收斂精度為10-5s。進(jìn)出口邊界條件分別設(shè)定為質(zhì)量流量進(jìn)口和靜壓出口，壁面采用無滑移邊界條件，并將穩(wěn)態(tài)數(shù)值計(jì)算的結(jié)果作為瞬態(tài)數(shù)值計(jì)算的初始條件，以期提高收斂速度及計(jì)算穩(wěn)定性。并且，當(dāng)葉輪轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時(shí)，時(shí)間步長設(shè)定為0.000 5 s，即每個(gè)時(shí)間步長內(nèi)葉輪旋轉(zhuǎn)3°，故其旋轉(zhuǎn)1周需120步，采樣時(shí)間共0.36 s即6個(gè)旋轉(zhuǎn)周期。

2.2 振動(dòng)計(jì)算分析

混流式噴水推進(jìn)泵轉(zhuǎn)子部分選用雙向不銹鋼材料，其物性參數(shù)如表1所示。

表1 轉(zhuǎn)子材料物性參數(shù)

采用單向流固耦合的方式對(duì)推進(jìn)泵轉(zhuǎn)子振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行計(jì)算，結(jié)構(gòu)域計(jì)算在瞬態(tài)分析模塊中進(jìn)行，結(jié)構(gòu)域的邊界條件與實(shí)際相匹配，其邊界條件如圖4所示。軸承采用彈簧單元代替，在軸肩位置設(shè)置位移約束限制軸向竄動(dòng)。葉輪轉(zhuǎn)子的質(zhì)量不平衡采用不平衡力模擬。

圖4 葉輪轉(zhuǎn)子的載荷與約束

本文主要分析噴水推進(jìn)泵在非穩(wěn)態(tài)流體激振力及葉輪不平衡質(zhì)量力的作用下葉輪轉(zhuǎn)子的振動(dòng)響應(yīng)特性，計(jì)算分析時(shí)，利用流場(chǎng)計(jì)算獲取作用于葉輪轉(zhuǎn)子上的非穩(wěn)態(tài)流體激振力，而葉輪不平衡質(zhì)量力則通過在瞬態(tài)分析過程中加載正余弦載荷的方式進(jìn)行模擬計(jì)算。設(shè)置時(shí)間步長及總時(shí)間與流體計(jì)算保持一致分別為0.000 5 s和0.36 s。

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1 流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果

對(duì)混流式噴水推進(jìn)泵的非定常流動(dòng)分析中，徑向力的大小影響著葉輪轉(zhuǎn)子的振動(dòng)響應(yīng)。葉輪周圍流場(chǎng)壓力分布不均勻是導(dǎo)致葉輪產(chǎn)生徑向力的主要原因。圖5、圖6分別給出了轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時(shí)葉輪所受到的流體徑向力時(shí)域和頻域圖。圖5為葉輪旋轉(zhuǎn)最后2個(gè)周期時(shí)Y向和Z向上非穩(wěn)態(tài)流體激振力時(shí)域圖，從圖中可以看出兩方向上的非穩(wěn)態(tài)流體激振力均表現(xiàn)出了良好的周期性，但Y向波動(dòng)幅度要略大于Z向。圖6為非穩(wěn)態(tài)流體激振力頻域圖，從圖中可以看出，Y向和Z向流體激振力均具有多種頻率成分且基本一致，其中幅值最大的是11倍頻，剛好對(duì)應(yīng)導(dǎo)葉葉片數(shù)，其次是1倍頻，最后是2倍頻。

3.2 葉輪振動(dòng)響應(yīng)分析

3.2.1 流體誘導(dǎo)的振動(dòng)響應(yīng)分析

僅考慮非穩(wěn)態(tài)流體激振力時(shí)葉輪轉(zhuǎn)子各軸承監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的振動(dòng)響應(yīng)如圖7(a)所示，從圖中可以看出各軸承點(diǎn)處的振動(dòng)位移信號(hào)呈周期變化，且中間軸承P2處的振動(dòng)最大，其次是右端軸承P3處的振動(dòng)，而左端軸承P1處的振動(dòng)最小；相應(yīng)地各軸承處振動(dòng)位移信號(hào)的頻譜如圖7(b)所示，從圖中可以看出中間軸承P2點(diǎn)處振動(dòng)信號(hào)的主頻為軸頻的11倍，次頻為1倍頻。

(a) Y方向

(a) Y方向

(a) 時(shí)域

3.2.3 葉輪不平衡及流體誘導(dǎo)的葉輪振動(dòng)分析

在考慮流體激振力作用下對(duì)葉輪不同嚴(yán)重度的不平衡狀態(tài)特性進(jìn)行了分析。圖8分別給出了4種不平衡質(zhì)量下葉輪3個(gè)軸承處的振動(dòng)位移響應(yīng)，從圖中的振幅大小可以看出左端軸承P1及中間軸承P2受不平衡質(zhì)量影響嚴(yán)重，且周期明顯，右端軸承P3由于距離葉輪位置較遠(yuǎn)，影響較小；同時(shí)也可以看出，隨著不平衡質(zhì)量越大，各軸承處振動(dòng)幅值也越大。

(a) P1

圖9給出了各軸承處振動(dòng)位移信號(hào)對(duì)應(yīng)的頻譜分析結(jié)果，從圖中可以看出：在不平衡質(zhì)量條件下左端軸承P1及中間軸承P2處1倍頻明顯，且隨著不平衡質(zhì)量增大，1倍頻幅值也隨之增大；而右端軸承P3由于距離葉輪較遠(yuǎn)，該處振動(dòng)信號(hào)受不平衡質(zhì)量的影響較弱，其主頻為182.6 Hz，是軸頻11倍，可知流體激勵(lì)力是其主要激振源。

4 總結(jié)

(1)噴水推進(jìn)泵葉輪表面流體激振力具有多種頻率成分，其中幅值最大的是11倍頻，對(duì)應(yīng)導(dǎo)葉葉片數(shù)，其次是1倍頻，最后是2倍頻。

(2)僅考慮流體激勵(lì)時(shí)，靠近葉輪的中間軸承振動(dòng)最大，其次是右端軸承，左端軸承則振動(dòng)最小，而振動(dòng)信號(hào)的主頻為軸頻的11倍，次頻為1倍頻。

(a) P1

(3)考慮流體激勵(lì)下葉輪不平衡不同嚴(yán)重度下的振動(dòng)特性時(shí)，發(fā)現(xiàn)：靠近葉輪的左端及中間軸承受不平衡質(zhì)量影響較為嚴(yán)重，且隨著不平衡質(zhì)量增大，其振動(dòng)幅值和1倍頻幅值也隨之增大；而遠(yuǎn)離葉輪的右端軸承受不平衡質(zhì)量影響較小，且其激振源主要為流體激勵(lì)。