胡 曉，鄭 源，孫奧冉，張付林

(河海大學水利水電學院，南京 210098)

0 引 言

封閉式進水流道屬于泵站進水池的一種，其作用是將泵站前池的水流引入水泵葉輪室。對于大型立式混流泵站，泵口徑較大，進水喇叭口若存在漩渦等不良流態(tài)，會引發(fā)機組的劇烈振動和空化，產生安全隱患。因此，有必要在水泵的進水流道內設置合理的消渦防渦措施。

關于水泵進水流道消渦防渦裝置的試驗研究有很多,主要的消渦防渦措施分為兩類，一類是對進水流道的后壁進行改造，如王本成等[1]利用CFD技術對矩形后壁、蝸形后壁以及水面加設隔板后水流的流態(tài)進行了數(shù)值計算，發(fā)現(xiàn)蝸形后壁型式對流場流態(tài)有明顯的改善，李彥軍等[2]針對前池側向進水的鐘形進水流道模型試驗得出，在吸水室后壁隔舌和進水喇叭口之間加設隔板，能有效抑制回流；另一類是在吸水喇叭管下方設置消渦防渦裝置，如導流錐，消渦柵等，如周佩劍等[3]研究了不同導流錐型式對低揚程泵站的水力性能影響，發(fā)現(xiàn)采用橢圓錐可顯著提高水泵裝置效率，劉超等[4]利用高速攝影技術對箱涵式進水流道進行消渦試驗分析，發(fā)現(xiàn)采用鋸齒形消渦條的消渦裝置不僅能消除附底渦還可較大幅度提高泵裝置的水力性能，周慶連[5]運用數(shù)值模擬的方法驗證了消渦柵能夠消除奇點，達到防止渦帶產生的目的。

實踐證明，進水流道的后壁平面形狀對水泵的進水有極大影響，王本成等[1]通過數(shù)值模擬研究發(fā)現(xiàn)，矩形后壁型式的進水流道，漩渦主要出現(xiàn)在進水流道的拐角及吸水管入口附近。而目前正在推廣的M型防渦裝置的防渦消渦原理正是由于其結構不僅填補了進水流道后壁拐角處出現(xiàn)死水區(qū)的空間，而且抑制了進水流道后壁與吸水管之間的回流，從而使水流在經過進水流道后壁之后能夠按照較為理想的流線形式匯入吸水喇叭管。本文針對國內某泵站進水流道的型式，利用數(shù)值模擬和模型試驗相結合的方法，分析了M型防渦裝置對水泵進水流道流態(tài)，水泵靜壓分布及效率的影響，以期為M型防渦裝置在混流泵進水流道內的應用推廣奠定基礎。

1 數(shù)值模擬

1.1 泵站概況

以國內某立式抽芯式混流泵為研究對象，該泵站的進水流道平面形狀為矩形，水泵出口直徑為2 000 mm，設計工況流量：7.55 m3/s；揚程：28.5 m；效率87.5%；同步轉速：<428.6 r/min，吸水喇叭口直徑為2.3 m，懸空高度為0.92 m。

1.2 數(shù)值模擬方法

在數(shù)值模擬中，采用專業(yè)建模軟件UG對水泵裝置進行幾何建模，對混流泵的全流道進行三維定常湍流計算。整個計算區(qū)域分為水泵進水流道、水泵出水流道、轉輪體、導葉體。研究對象的三維模型如圖1所示。

1-進水流道；2-出水流道；3-喇叭管；4-轉輪體；5-導葉體圖1 泵裝置三維模型圖Fig.1 Three-dimensional perspective picture of mixed flow pump

計算域網格劃分采用軟件ICEM CFD15.0，并對支撐、葉片以及輪轂這些較為復雜的過流部件表面進行加密，以減少數(shù)值模擬計算的誤差，部分結構的網格劃分結果如圖2所示?？紤]到該混流泵結構的復雜性，采用了自適應性較強的非結構化四面體網格以及邊界層網格，并對近壁面等關鍵部位進行了局部加密。經過對網格進行的無關性驗證，確定當網格總數(shù)為400萬左右時，所求得的效率波動小于1%。

圖2 網格劃分示意圖Fig.2 Picture of Meshing

數(shù)模方法采用雷諾時均法[6]，并引入湍流模型以更好地反映出強旋流和帶有彎曲壁面的流動。

動能方程(k方程)：

(1)

耗散方程(ε方程)：

(2)

在速度和壓力耦合的過程中，采用SIMPLEC算法，模型中的系數(shù)均為默認值。計算區(qū)域的邊界以進水池進口作為計算域的進口，采用流量進口條件，給定不同流量值。出水流道出口作為計算域出口，采用自由出流條件。在臨近固壁的區(qū)域采用了標準壁面函數(shù)，固壁面采用無滑移邊界條件，不考慮壁面粗糙度對流場的影響。在對混流泵開展定常數(shù)值模擬計算時，轉輪體區(qū)域采用旋轉坐標參考系，其他過流區(qū)域采用靜止坐標系統(tǒng)；水泵的揚程為出水流道出口斷面和進水流道進口斷面總壓之差。

2 結果分析

2.1 數(shù)值模擬可靠性驗證

為了檢驗本研究中數(shù)值模擬結果的可靠性，在試驗臺進行了模型試驗，所得到的泵裝置外特性曲線如圖3所示。

圖3 數(shù)值模擬與模型試驗泵裝置性能曲線Fig.3 Numerical simulation and model tests performance curve of the pump device

由圖3可知，數(shù)值模擬計算得到的泵裝置最高效率為87.94%，模型試驗得到的泵裝置最高效率為87.71%。同一流量工況下，數(shù)值計算的Q-η曲線和Q-H曲線與模型試驗得到的曲線變化趨勢一致，數(shù)值計算得到的值略高于模型試驗實際測得的值，整體誤差在±5%以內，故本研究中的數(shù)值模擬具有可靠性和準確性。

2.2 進水流道流態(tài)分析

在本實驗中，M型防渦裝置的模型設計圖如圖4所示。利用建模軟件UG構建了水泵原進水流道模型和有M型防渦裝置的進水流道模型，如下圖5所示。通過數(shù)值模擬計算分別得到了在水泵的設計工況流量下，進水流道內有無M型防渦裝置的流線圖和葉片的壓力云圖，如圖6～圖9所示。

圖4 M型防渦裝置模型設計圖(單位：mm)Fig.3 Design drawing of the M-type anti-vortex

圖5 進水流道模型圖Fig.5 Three-dimensional picture of inlet

圖6 進水流道截面流線圖Fig.6 Picture of Streamline in the inlets

圖7 導葉翼型流線圖Fig.7 Picture of the Streamline of Guide vanes

通過進水流道截面流線圖可以看出，無M型防渦裝置時，進水流道后壁附近出現(xiàn)了漩渦，而采用M型防渦裝置后，漩渦消失，進水流道內的流態(tài)得到了改善。由導葉翼型流線圖可以看出，設置M型防渦裝置后導葉中部出現(xiàn)的漩渦數(shù)量減少，范圍縮小。

實驗觀察發(fā)現(xiàn)，由于水泵喇叭管的吸水作用和水流流過喇叭管的繞流作用，難免會有漩渦出現(xiàn)。水泵喇叭管吸水的特點是水流從喇叭管的四周匯入泵內，沒有設置M型防渦裝置時，進水流道90°拐角區(qū)域附近的水流由于不在吸水喇叭管的作用范圍內而形成死水區(qū)，或者與下一時段流經該區(qū)域的水流共同作用形成渦流。由于水流的黏性作用，這些渦流可能會進入吸水喇叭管內，進而影響水泵的工作狀態(tài)。位于喇叭管中心正下方的附底區(qū)域內的水流因為流速較低，故在近壁區(qū)與周圍水體間形成一剪切層，在剪切層附近，速度梯度較大易形成漩渦，因湍流水體的黏性存在，湍流的擴散及進水流道中存在較大的切向速度，剪切層之間的漩渦就會聚集成束從而形成強制渦帶[7]。從理論上來說，進水流道內的流線應近似于兩支拋物線。設置了M型防渦裝置后，其裝置的結構恰好填充了進水流道的90°拐角處的死水區(qū)域和其后壁與吸水喇叭管口正下方之間的回水區(qū)域，破壞了漩渦產生的條件，使得水流環(huán)量無法積聚，因此水流得以按照較為理想的拋物線形流線被吸入喇叭管內。

圖8 葉輪翼型展開圖Fig.8 Pressure nephogram of impeller airfoil

圖9 導葉翼型展開圖Fig.9 Pressure nephogram of guide vane airfoil

由壓力云圖對比可以發(fā)現(xiàn)，設置M型防渦裝置后，葉輪和導葉的靜壓分布更加均勻，且葉片吸力面的壓強有所增大，說明設置M型防渦裝置后水泵的運行狀態(tài)更佳。無M型防渦裝置時，由于水流在導葉中部出現(xiàn)了漩渦，導葉所受負荷不均勻，導致導葉區(qū)的靜壓分布不均勻。

經過以上分析后發(fā)現(xiàn)，M型防渦裝置一方面改變了進水流道后壁的形狀，消除拐角的漩渦區(qū)和死水區(qū)；另一方面消除喇叭管下方的奇點，防止喇叭管下方產生渦帶，從而能夠明顯改善進水流道流場的流態(tài)，防止和減少漩渦的發(fā)生。

2.3 喇叭管內流態(tài)分析

在正常工況下泵站進水流道的水力損失較小，進水流道對泵站裝置性能的影響主要體現(xiàn)在葉輪的進口斷面流速分布均勻性。喇叭管的主要作用是為水泵葉輪室提供均勻的進口流速，為此引入斷面軸向流速分布均勻度Vu和斷面速度加權平均角θ對混流泵進水條件的優(yōu)良性進行評定[8]。Vu越接近100%，表明喇叭管內斷面軸向流速分布越均勻；θ值越接近90°，喇叭管斷面上水流越接近垂直于水平斷面，葉輪室的進水條件越好，計算公式如公式(3)、公式(4)。

(3)

(4)

向速度；vat為斷面各計算單元的橫向速度；n為斷面計算單元個數(shù)。

以距喇叭管口平面距離為50 mm的水平斷面為研究對象，得到的流速分布均勻度vu，斷面速度加權平均角θ與流量Q的關系曲線如圖10所示。

圖10 Vu，θ與流量Q的關系曲線Fig.10 Curves of Vu-Q, θ-Q

由圖10可知，vu隨著流量的增大而增大，而θ則隨著流量的增大而先增大后減小。在進水流量達到240.6 L/s時，無M型防渦裝置的斷面速度加權平均角最大為84.12°，有M型防渦裝置的斷面速度加權平均角最大為85.94°。當流量超過最優(yōu)進水流量240.6 L/s時，喇叭管內水流流態(tài)較差，故有無M型防渦裝置的斷面速度加權平均角均出現(xiàn)明顯減小趨勢?？傮w來看，有M型防渦裝置與無M型防渦裝置的曲線變化趨勢相同，并且有M型防渦裝置的流速分布均勻度 ，斷面速度加權平均角θ均高于無M型防渦裝置。由此可見喇叭管具有收集水流的作用，M型防渦裝置具有提高流速分布均勻度，改善喇叭管進水流態(tài)的作用。

2.4 泵裝置效率分析

采用等單位轉速的方法在試驗臺進行模型試驗研究。根據(jù)模型試驗測得的水泵能量性能數(shù)據(jù)，得到的泵裝置效率如表1所示，所繪制的水泵的Q-η曲線如圖11所示。其中“WFWZZ”代表無防渦裝置的方案，“YFWZZ”代表有防渦裝置的方案。

表1 模型泵裝置實驗數(shù)據(jù) Tab.1 Experimental data of model pump unit

圖11 Q-η曲線Fig.11 Curves of Q-η

由模型泵裝置的Q-η曲線圖可以看出，有M型防渦裝置時水泵的Q-η曲線的變化趨勢與無M型防渦裝置時基本相同。在相同進水流量條件下，進水流量大于水泵的最優(yōu)工況流量240.60 L/s時，有M型防渦裝置時水泵的效率略高于無M型防渦裝置時的效率，平均增幅為1.92%，當進水流量達到264.9 L/s時，最大增幅達2.18%；小于最優(yōu)工況流量時情況則相反。這說明流量較小時設置M型防渦裝置所增加的進水流道內的水流阻力損失比無措施時由于產生漩渦而損失的能量還要多一些；在流量大于設計工況流量時，情況則相反。因此，在實際應用中M型防渦裝置的外型可以進 行一定的優(yōu)化，如在靠近喇叭管的部分，將進水流道邊緣建造成倒圓角的形式，M型防渦裝置的端面制作成圓弧形，使其外型更貼合流線的形狀，從而減少其造成的水流阻力損失。

3 結 語

(1)在本次實驗研究中，當混流泵的進水流道內不設置任何防渦消渦措施時，流態(tài)較為混亂，進水流道后壁區(qū)域和導葉區(qū)域容易產生小范圍的漩渦，不利于混流泵裝置的正常運行。

(2)基于CFD的方法，模擬了混流泵進出水流道內的流動情況，結果表明，設置M型防渦裝置后，進水流道內的流線較為平順，葉輪和導葉附近出現(xiàn)漩渦的概率大大減小，進水流道后壁附近的漩渦區(qū)域消失，喇叭管進水流態(tài)得到了改善。并且安裝M型防渦裝置后提高了葉輪和導葉的靜壓分布均勻度。

(3)通過模型試驗，得到了混流泵裝置的效率，結果表明，在混流泵的進水流量大于其最優(yōu)工況流量時，設置M型防渦裝置能夠提高混流泵裝置的效率，最大增幅為2.18%。

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