權(quán)輝，程靜，彭國義

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730050；2.日本大學(xué)工學(xué)部，郡山 963-8642)

旋流泵因葉輪退縮于壓水室后面的后縮腔內(nèi)，故具有寬闊的軸向空間和良好的無堵塞性能，因而廣泛應(yīng)用于化工、制藥以及污水處理等行業(yè)，輸送含有固體顆粒懸浮物、含較長纖維及含氣率較高的液體.當(dāng)旋流泵工作時，一部分流體沿流道進入葉輪，在葉輪作用下沿葉頂后緣流出至蝸殼后壓出泵外，形成貫通流，對流體做功，在外表現(xiàn)為形成一定的揚程.另一部分流體在無葉腔中因黏性力作用而循環(huán)流動，形成循環(huán)流，在泵吸入口形成高真空[1-2].

1968年，西德學(xué)者RUTSCHI發(fā)表了第一篇關(guān)于旋流泵的文獻，此后國內(nèi)外學(xué)者對旋流泵的內(nèi)部流動特性進行了深入研究，并提出了4種接近旋流泵內(nèi)部實際流動的經(jīng)典流動模型[3-6].由于旋流泵是一種特殊的離心泵，對其力學(xué)特性的研究可借鑒離心泵.黃思等[7]對離心泵內(nèi)流場非對稱性及受力的三維數(shù)值進行分析，發(fā)現(xiàn)因流場非對稱性而產(chǎn)生較大的徑向力，對泵運行的穩(wěn)定性有一定的影響.ZHAO等[8]確定渦流和壓力的分布與葉輪通道中的壓力脈動密切相關(guān).MOHANTY等[9]和邢方建等[10]用快速傅里葉變化測量壓力系數(shù)，對壓力脈動特性進行研究.此外，古云慶等[11-12]對如何減少軸向力及仿蝦蛄溝槽蝸殼對旋流泵壓力脈動的影響進行研究，發(fā)現(xiàn)仿生溝槽結(jié)構(gòu)可以改善旋流泵隔舌部位流體的流線，抑制旋渦的生成，降低旋流泵整體的壓力脈動，提高旋流泵運行穩(wěn)定性.但目前對于因旋流泵幾何結(jié)構(gòu)的非對稱性、流體流動方向改變引起的動反力、動靜部件的干涉作用引起的水力分布及流面壓力的不對稱性等力學(xué)特性的研究還不夠深入.

為了保證旋流泵在輸送含固介質(zhì)時的無堵塞性并增強泵的做功能力，文中在葉輪前加置螺旋離心式誘導(dǎo)輪.通過對有、無誘導(dǎo)輪旋流泵無葉腔內(nèi)的壓力脈動及旋轉(zhuǎn)域軸向力和徑向力進行監(jiān)測和分析，以進一步了解旋流泵的力學(xué)特性，找到降低旋流泵整體壓力脈動、軸向力和徑向力的有效方法，從而提高旋流泵運行的穩(wěn)定性.

1 計算模型結(jié)構(gòu)參數(shù)及數(shù)值方法

1.1 計算模型的結(jié)構(gòu)參數(shù)

以自主設(shè)計的臥式150WX-200-20型旋流泵為研究對象.旋流泵水力幾何參數(shù)中，葉輪外徑D2=250 mm,葉片寬度b=60 mm,葉片數(shù)Z=10,葉片厚度b2=8 mm;蝸殼蝸室寬度L=70 mm,蝸殼無葉腔基圓D3=280 mm,蝸殼后縮腔環(huán)與葉輪的間隙e=30 mm,蝸殼無葉腔喉部面積Fthr=100 cm2.

考慮到螺旋離心式誘導(dǎo)輪葉片形成的大通道，加上進口導(dǎo)向及推動作用，使泵通過性能良好，并可改善葉輪的進口條件，在旋流泵葉輪前段加置螺旋離心式誘導(dǎo)輪.誘導(dǎo)輪以具有相似比轉(zhuǎn)數(shù)的螺旋離心葉輪為參照，并根據(jù)旋流泵內(nèi)部流動情況加以設(shè)計.

1.2 流體域三維模型及網(wǎng)格劃分

根據(jù)水力設(shè)計，運用Pro/E軟件對旋流泵內(nèi)部流體域進行三維建模，再運用ICEM軟件進行網(wǎng)格劃分.由于旋流泵內(nèi)部流場及誘導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，而非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格能與流場的復(fù)雜邊界進行良好的貼合，故采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分整個流體域.圖1為旋流泵流體域模型及網(wǎng)格劃分.

圖1 誘導(dǎo)輪式旋流泵流體域模型及網(wǎng)格劃分Fig.1 Fluid domain and grid division of induced vortex pump

在流場數(shù)值模擬過程中，計算域網(wǎng)格節(jié)點數(shù)對結(jié)果的準(zhǔn)確度和計算資源的經(jīng)濟性有很大的影響.為減少因網(wǎng)格尺度對計算結(jié)果精度造成的影響，對模型泵網(wǎng)格進行網(wǎng)格無關(guān)性檢查.通過靜止域與旋轉(zhuǎn)域網(wǎng)格組合，最終形成5套網(wǎng)格，并運用Fluent軟件對流體域進行定常計算，以性能參數(shù)揚程進行網(wǎng)格無關(guān)性檢查，網(wǎng)格數(shù)達1 320萬左右后，揚程達到穩(wěn)定值，且加密網(wǎng)格后揚程變化小于1%，可以忽略加密網(wǎng)格數(shù)對計算結(jié)果的影響.綜合考慮計算精度與計算資源，最終選定網(wǎng)格數(shù)為1 320萬.

1.3 數(shù)值方法

在定常計算結(jié)果的基礎(chǔ)上，對配備螺旋離心式誘導(dǎo)輪和不配備誘導(dǎo)輪的旋流泵進行了非定常數(shù)值模擬.利用多重坐標(biāo)系(MRF)控制流體及葉輪的運動方向，旋轉(zhuǎn)域采用Mesh Motion.采用N-S方程和RNGk-ε兩方程模型，速度壓力耦合采用可以加速迭代過程收斂的SIMPLEC算法，擴散相、源相采用二階中心差分格式，殘差精度為10-6.

1.4 邊界條件

數(shù)值模擬計算時選取清水作為工作介質(zhì)，假設(shè)介質(zhì)是不可壓縮牛頓流體且局部各向同性，進口邊界滿足質(zhì)量守恒定律和進口無預(yù)旋的假設(shè)，出口邊界由于其流動已充分發(fā)展可設(shè)定為outflow；湍流求解在固壁上使用無滑移條件；在接近固體壁面區(qū)域采用壁面函數(shù)法[13-15].非定常計算時間步長的設(shè)置與轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速密切相關(guān)，葉輪繞Z軸正方向旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速為1 450 r/min，葉輪每轉(zhuǎn)3°保存1次數(shù)據(jù)，時間步長設(shè)為0.000 344 s.

1.5 監(jiān)測點的選取

加置誘導(dǎo)輪后，旋流泵無葉腔內(nèi)部區(qū)域由靜止域轉(zhuǎn)變?yōu)樾D(zhuǎn)域，誘導(dǎo)輪與蝸殼動靜干涉會引起壓力脈動，因此，為了解有、無誘導(dǎo)輪旋流泵無葉腔內(nèi)部的壓力脈動情況，對蝸殼的不同位置進行監(jiān)測.在隔舌附近壓力變化較為明顯，因此對隔舌處監(jiān)測點進行加密設(shè)置，其余監(jiān)測點設(shè)置中，在基圓外徑與蝸殼外壁間的中心位置每隔45°設(shè)置監(jiān)測點，旋流泵壓力脈動監(jiān)測點的分布見圖2.

圖2 旋流泵壓力脈動監(jiān)測點分布Fig.2 Distribution of pressure pulsation monitoring points on vortex pump

2 數(shù)值計算結(jié)果與分析

2.1 旋流泵外特性分析

為了驗證數(shù)值計算方法及結(jié)果的可靠性，建立150WX-200-20型旋流泵開式實驗臺.通過旋流泵試驗測得數(shù)據(jù)并與數(shù)值模擬結(jié)果進行對比，對數(shù)值模擬方法的準(zhǔn)確性進行驗證.由于誘導(dǎo)輪與葉輪采用一體式設(shè)計，旋流泵的數(shù)值計算方法同樣適用于誘導(dǎo)輪與旋流泵聯(lián)合工作狀態(tài).圖3和圖4分別為旋流泵試驗測試系統(tǒng)及外特性曲線，圖中Hi，ηi,Pi分別為加誘導(dǎo)輪后的揚程、效率、軸功率.

圖3 旋流泵試驗測試系統(tǒng)Fig.3 Test system of vortex pump

圖4 旋流泵試驗與數(shù)值模擬性能曲線Fig.4 Experimental and numerical simulation performance curves of vortex pump

分析旋流泵的性能曲線可知，試驗揚程Ht、試驗效率ηt、試驗軸功率Pt分別與數(shù)值計算獲得揚程Hc、效率ηc、軸功率Pc隨流量變化的趨勢一致，且數(shù)值間誤差很小，試驗數(shù)據(jù)與計算數(shù)據(jù)結(jié)果基本吻合，從而驗證所采用的數(shù)值計算方法和三維模型均具有較高的可靠性.

通過分析配備螺旋離心式誘導(dǎo)輪和不帶誘導(dǎo)輪旋流泵性能可以發(fā)現(xiàn)，由于加置誘導(dǎo)輪后，流體在其螺旋推力和離心力的作用下獲得能量，相當(dāng)于對進入后面葉輪的液體起到增壓增能的作用，從而與未配備誘導(dǎo)輪的旋流泵相比，其揚程有了很大的提高，就效率而言，配備螺旋離心式誘導(dǎo)輪的旋流泵仍具有較寬的高效區(qū)，由于本次試驗所采用的誘導(dǎo)輪為單葉片，徑向不對稱性以及無葉腔內(nèi)動靜干涉等因素使流線發(fā)生紊亂，勢必產(chǎn)生大量的旋渦，從而使其效率較未加誘導(dǎo)輪有一定的差距，但差距不大.

2.2 無葉腔內(nèi)部壓力脈動分析

泵內(nèi)部的流體壓力脈動會引起泵和裝置的振動，這成為高性能旋流泵設(shè)計應(yīng)用亟待解決的問題.旋轉(zhuǎn)域葉輪與靜止域蝸殼相互作用產(chǎn)生的壓力脈動是動靜干涉、渦流、回流等多種因素相互作用的外在動態(tài)反映.為消除靜壓的影響，更好地對旋流泵內(nèi)監(jiān)測點的壓力脈動值進行表述，引入量綱一參數(shù)壓力系數(shù)Cp來對壓力脈動的幅值進行描述，即

(1)

2.2.1 設(shè)計工況下無葉腔內(nèi)壓力脈動時域

圖5,6為無葉腔中心截面各監(jiān)測點在葉輪1個旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)的壓力變化.

圖5 隔舌處壓力脈動時域圖Fig.5 Time domain diagram of pressure pulsation at tongue

分析圖5可知，未加置誘導(dǎo)輪時，旋流泵蝸殼附近監(jiān)測點的壓力脈動均呈現(xiàn)明顯的周期性變化，監(jiān)測點pg2，pg3壓力隨時間變化的趨勢相同，而監(jiān)測點pg1與pg2，pg3有一定的相位差.就壓力脈動幅值而言，監(jiān)測點pg1和pg3處壓力脈動較大，而更接近隔舌的監(jiān)測點pg2壓力脈動小于其他2個監(jiān)測點，這是由于pg2處流面的截面面積大小更利于流體的流動，流體既受的蝸殼約束，又保持流體流動的均勻性，壓力脈動變化幅值相應(yīng)減小.加置誘導(dǎo)輪后，隔舌處各監(jiān)測點的壓力變化較為紊亂.

分析圖6可知，在蝸殼內(nèi)無誘導(dǎo)輪時監(jiān)測點壓力脈動較為均勻，有2個較為明顯的波峰和波谷.加置誘導(dǎo)輪后，監(jiān)測點壓力脈動變化較為復(fù)雜，這是由于加置誘導(dǎo)輪后，無葉腔內(nèi)流體在誘導(dǎo)輪的轉(zhuǎn)動下流體的運動形態(tài)發(fā)生變化，產(chǎn)生大量的旋渦、二次流等現(xiàn)象，無疑會使壓力隨時間產(chǎn)生較大的變化，加劇壓力脈動的強度.此外，有、無誘導(dǎo)輪旋流泵無葉腔內(nèi)的壓力脈動在隔舌附近最大，加置誘導(dǎo)輪后各監(jiān)測點壓力脈動變化雖更為復(fù)雜，但壓力脈動幅值有減小的趨勢.

圖6 蝸殼監(jiān)測點壓力脈動時域圖Fig.6 Time domain diagram of pressure pulsation at monitoring point of volute

2.2.2 設(shè)計工況下無葉腔內(nèi)壓力脈動頻域

通過快速傅里葉變換(FFT)得到旋流泵無葉腔內(nèi)壓力脈動頻域圖，無葉腔各監(jiān)測點壓力脈動頻域變化如圖7，8所示,圖中A為振幅.

圖7 隔舌處壓力脈動頻譜圖Fig.7 Frequency diagram of pressure pulsation at the tongue

圖8 蝸殼監(jiān)測點壓力脈動頻譜圖Fig.8 Frequency spectrum of pressure pulsation at monitoring point of volute

分析圖7,8可知，壓力脈動主要產(chǎn)生在低頻區(qū)，各監(jiān)測點壓力脈動主要集中在軸頻和葉頻附近，隨著頻域的增加，振幅呈現(xiàn)減小的趨勢.整體上，隔舌處的幅值較大，說明隔舌處對壓力脈動能的影響較大.加置誘導(dǎo)輪后，由于復(fù)合葉輪與蝸殼的動靜干涉、動反力等作用，在低頻處出現(xiàn)一系列的波動，壓力脈動在低頻處均呈現(xiàn)較大的脈動，受軸頻和葉頻的影響較小.

2.3 葉輪徑向力

由于流體機械幾何結(jié)構(gòu)的不對稱性會加劇水力的不對稱性，流面壓力沿周向呈不對稱性，使得作用在葉輪上的徑向力過大或不對稱而影響泵運行的整體性能.為了分析加置螺旋離心式誘導(dǎo)輪對旋流泵徑向力Fr的影響，對有、無誘導(dǎo)輪旋流泵進行數(shù)值模擬計算.圖9為在設(shè)計工況下泵運行穩(wěn)定后一個旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)有、無誘導(dǎo)輪旋流泵葉輪的徑向力合力分布，圖中θ為旋轉(zhuǎn)角度.

圖9 旋流泵葉輪域徑向力分布Fig.9 Radial force distribution of impeller domain

分析圖9可知，加置誘導(dǎo)輪后，由于誘導(dǎo)輪將進入葉輪前無葉腔內(nèi)的流體由軸向運動變?yōu)閺较蜻\動，從而在整體上增加了旋流泵葉輪域的徑向力.當(dāng)葉輪由起始位置旋轉(zhuǎn)至300°左右時，加置誘導(dǎo)輪旋流泵的徑向力大于未加誘導(dǎo)輪旋流泵的徑向力，且當(dāng)葉輪旋轉(zhuǎn)225°時兩者差距最大；當(dāng)葉輪旋轉(zhuǎn)300°～360°，加置誘導(dǎo)輪旋流泵的徑向力合力逐漸減小，且小于未加置誘導(dǎo)輪旋流泵的徑向力.受蝸殼、誘導(dǎo)輪結(jié)構(gòu)不對稱及復(fù)合葉輪的動反力作用的共同影響，流道內(nèi)壓力較高的區(qū)域集中于特定區(qū)域，因此形成徑向力在特定方向上較大的現(xiàn)象.從葉輪旋轉(zhuǎn)1周徑向力的變化情況可以發(fā)現(xiàn)，葉輪徑向力呈現(xiàn)先增大后減小再增大的趨勢，并呈現(xiàn)一定的周期性.

2.4 葉輪軸向力的分析

為了研究加置誘導(dǎo)輪對葉輪軸向力的影響，對設(shè)計流量Qe加置誘導(dǎo)輪旋流泵及傳統(tǒng)旋流泵的軸向力進行監(jiān)測和分析，軸向力FN變化如圖10所示.

圖10 葉輪域軸向力變化Fig.10 Changes of axial force on impeller domain

分析圖10可知，軸向力FN的值均為正值，即軸向力的方向指向葉輪進口.在葉輪開始旋轉(zhuǎn)時，即0～0.12 s，由于計算還不穩(wěn)定，導(dǎo)致軸向力上下波動較大.當(dāng)計算穩(wěn)定后，加置螺旋離心式誘導(dǎo)輪的旋流泵的軸向力整體上明顯小于傳統(tǒng)旋流泵葉輪軸向力，這是由于誘導(dǎo)輪與葉輪一體連接組合式的葉片結(jié)構(gòu)，使得軸向受力上承力面積增大；但加置誘導(dǎo)輪后軸向力的變化幅度大于無誘導(dǎo)輪時軸向力的變化幅度，這可能是由于蝸殼、誘導(dǎo)輪葉片結(jié)構(gòu)的不對稱性和復(fù)合葉輪的動反力等共同作用的結(jié)果.通過軸向力分布圖可以發(fā)現(xiàn)，采用加置誘導(dǎo)輪的方法可以在一定程度上削弱軸向力，但由于誘導(dǎo)輪單葉片結(jié)構(gòu)的不對稱性導(dǎo)致軸向力產(chǎn)生較大波動，因此，可以通過改進誘導(dǎo)輪葉片結(jié)構(gòu)的方法，使得葉輪表面受力更加均勻，提高整個葉輪軸向力受力分布，從而有效避免葉輪受力的不均勻性，提高旋流泵運行的穩(wěn)定性.

3 結(jié) 論

1) 隔舌處壓力脈動最大，蝸殼內(nèi)壓力脈動強度不僅與監(jiān)測點和隔舌的相對位置有關(guān)，也和監(jiān)測點所在斷面面積存在一定聯(lián)系，當(dāng)監(jiān)測點所在流面的截面面積既受到蝸殼的約束，流體流動不被破壞而更加均勻時，壓力脈動越小.

2) 無葉腔內(nèi)流體在誘導(dǎo)輪的轉(zhuǎn)動下運動形態(tài)發(fā)生變化，產(chǎn)生大量的旋渦、二次流等現(xiàn)象，使得壓力隨時間產(chǎn)生較大的變化，加劇壓力脈動的強度，但壓力脈動幅值有減小的趨勢.

3) 誘導(dǎo)輪與旋流泵葉輪組成的一體式復(fù)合葉輪，將流體的軸向運動轉(zhuǎn)為徑向運動，可在整體上削弱葉輪的軸向力，但由于誘導(dǎo)輪單葉片的非對稱結(jié)構(gòu)，軸向力和徑向力隨時間產(chǎn)生較大的波動.因此，選用結(jié)構(gòu)更加對稱的誘導(dǎo)輪，勢必會減小葉輪的軸向力、徑向力，在保證固液兩相過流能力前提下，有利于提高效率和保證機組穩(wěn)定性.