牛茂升，朱 強，蘆洪鐘，肖功槐，蔡 婷

（上海凱泉泵業(yè)（集團）有限公司，上海，201801）

0 引 言

在農(nóng)業(yè)灌溉中，由于雙吸泵流量大，吸上性能優(yōu)良，同時具有較好的抗汽蝕性能，運行穩(wěn)定可靠，因此得到了越來越廣泛的應(yīng)用。但在實際運行過程中，由于實際運行點可能與額定工況點有所偏離，導(dǎo)致葉輪徑向力較大，尤其是在小流量工況下[1-2]。對于轉(zhuǎn)動軸系來說，葉輪徑向力會使得軸系承受交變載荷應(yīng)力，引起軸系定向撓度，導(dǎo)致軸承磨損、密封環(huán)抱軸、泵軸與軸套接觸面疲勞破環(huán)，甚至軸系疲勞斷裂。同時，葉輪徑向力會造成軸系振動，產(chǎn)生噪聲，加劇泵在運行過程中的不穩(wěn)定性。

對于大流量、高揚程雙吸泵來說，采用雙蝸殼設(shè)計，可以平衡葉輪徑向力[3]，緩解泵的振動、噪聲問題，延長軸承、軸封以及口環(huán)的使用壽命。雙蝸殼雙吸泵相較于單蝸殼雙吸泵，可以極大地降低非設(shè)計工況下的徑向力[4]，保證泵平穩(wěn)運行，雖然最高運行效率有所降低，但高效范圍較廣[5]。

同時，由于流體機械內(nèi)部壓力脈動特性在很大程度上影響著大型機組的安全穩(wěn)定運行，所以近年來離心泵內(nèi)壓力脈動特征得到了越來越廣泛的重視，國內(nèi)外學(xué)者針對泵內(nèi)部壓力脈動進行了大量的試驗研究及數(shù)值分析。劉陽等[6]總結(jié)了壓力脈動的研究進展、發(fā)生原因及研究現(xiàn)狀。高波等[7]、Spence等[8-9]、施衛(wèi)東等[10-11]、黃凱樂等[12-15]、Yao等[16]分別采用試驗、數(shù)值分析等方法對離心泵、多級泵、高速泵、混流泵、斜流泵、雙吸泵內(nèi)壓力脈動特性進行了研究。韓偉等[17-19]、張華等[20-22]則分析了兩相流、間隙尺寸、空化對泵內(nèi)壓力脈動、流動噪聲的影響。

肖若富等[23-24]分析了雙蝸殼泵隔板結(jié)構(gòu)對徑向力的影響，Khalifa等[25-27]研究了雙蝸殼泵內(nèi)壓力脈動特性，俞田寶[28]通過正交試驗方法對雙蝸殼主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對水力性能及壓力脈動進行了研究。但蝸殼內(nèi)部隔板的布置位置、形狀以及軌跡形式對泵整體性能表現(xiàn)、葉輪徑向力、蝸殼內(nèi)流場分布、壓力脈動特性的影響并不十分明確，因此深入研究雙蝸殼隔板布置對提高其水力性能、力學(xué)性能及運行穩(wěn)定性有重要意義。

本文以上海凱泉某大型2 200 mm口徑雙蝸殼雙吸泵為研究對象，通過三維非定常計算對不同隔板起始位置進行研究，分析了隔板起始位置對水力性能、葉輪徑向力大小、蝸殼內(nèi)各點壓力脈動的影響，對比了脈動幅值、頻率的變化情況。同時，對不同流量工況下的葉輪徑向力變化情況進行了分析，并與單蝸殼徑向力進行了對比，分析雙蝸殼結(jié)構(gòu)對葉輪徑向力的影響，以期為大型雙蝸殼雙吸泵的水力性能改進及結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論支持。

1 計算模型及方法

上海凱泉技術(shù)團隊自主研發(fā)設(shè)計的某大型中開臥式雙蝸殼雙吸泵，泵進口直徑Ds=2 200 mm，是目前國內(nèi)口徑最大的雙蝸殼雙吸泵。

該泵設(shè)計流量Q=36 000 m3/h，設(shè)計揚程H=160 m，出口直徑Dt=1 100 mm，葉片數(shù)Z=9，葉輪外徑D2=3 000 mm，轉(zhuǎn)速n=320 r/min。

流體計算區(qū)域包括半螺旋形吸水室、葉輪流道以及蝸殼流道。為使模擬更加逼近真實情況，對雙蝸殼雙吸泵進口、出口均進行了延長處理。采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格對計算區(qū)域進行了網(wǎng)格劃分，同時對葉片表面、隔舌位置及隔板表面等關(guān)鍵部位網(wǎng)格進行了加密處理。

在蝸殼軸向中分面上沿流動方向分別在內(nèi)外蝸殼通道內(nèi)布置了45個監(jiān)測點，主要集中在隔舌附近區(qū)域，對壓力脈動進行監(jiān)測，如圖1所示標(biāo)識點即為布置監(jiān)測點位置。

雙蝸殼雙吸泵徑向力及壓力脈動計算通過ANSYS CFX非定常計算來實現(xiàn)的。湍流模型采用SST κ-ω模型，在低雷諾數(shù)時近壁面位置附近對分離預(yù)測更加準(zhǔn)確[29]。進口為壓力邊界條件，出口為流量邊界條件。為分辨內(nèi)部流場的非定常信息，一個轉(zhuǎn)動周期分為90個時間步長，時間步長為0.002 08 s。計算總時長為1.875 s，10個轉(zhuǎn)動周期。

對吸水室、葉輪以及蝸殼（隔板起始位置200°）進行不同密度的網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格總數(shù)分別為590萬、753萬、949萬、1 169萬、1 367萬，如表1所示。計算結(jié)果表明，網(wǎng)格總數(shù)在949-1 367萬時，泵穩(wěn)態(tài)計算揚程差異0.4 m（0.25%），穩(wěn)態(tài)計算效率差異0.2%，認(rèn)為滿足網(wǎng)格無關(guān)性，因此文中后續(xù)計算采用1 169萬的網(wǎng)格密度。

本研究針對5個不同的雙蝸殼隔板起始位置分析蝸殼內(nèi)不同位置壓力脈動、葉輪徑向力的變化情況，并與單蝸殼進行對比。以隔舌點為0°位置，以葉輪中心為圓心，沿流動方向向蝸殼出口旋轉(zhuǎn)，分別得到170°、180°、190°、200°、212°位置，如圖2所示，分別記作隔板起始位置170°、隔板起始位置180°、隔板起始位置190°、隔板起始位置200°、隔板起始位置212°。

2 結(jié)果與分析

2.1 泵外特性對比

單蝸殼、雙蝸殼雙吸泵揚程、效率及功率測量在上海凱泉公司重大產(chǎn)品大型試驗臺上完成，該試驗臺為國內(nèi)最大水泵測試臺，最大測試口徑4.5 m，最大被測電機功率15 MW，如圖3所示。試驗按照GB/T 3216-2016開展。

采用定常計算得出的單蝸殼及雙蝸殼CFD揚程、效率與試驗值對比曲線如圖4所示。其中，試驗用雙蝸殼泵中隔板起始位置位于200°。

從圖4中可以看出，雙蝸殼泵在設(shè)計流量附近時效率要低于單蝸殼泵1.7%，但在偏離設(shè)計工況時，效率要高于單蝸殼泵，尤其在小流量工況時，效率最高比單蝸殼泵高4%，與文獻(xiàn)[5]結(jié)論相同，但效率偏差值比文獻(xiàn)中略大。不論單蝸殼、雙蝸殼泵的揚程計算值與試驗值吻合較好，最大誤差在3%范圍內(nèi)。單蝸殼泵效率計算值略高于試驗值，雙蝸殼泵效率計算值大多略低于試驗值，與試驗效率最大偏差在2%范圍內(nèi)。計算結(jié)果表明，本文計算方法能夠較好地預(yù)測泵性能，可保證蝸殼內(nèi)壓力脈動、葉輪徑向力分析結(jié)果的可信度。

不同隔板起始位置時雙蝸殼泵外特性與單蝸殼泵對比圖，如圖5所示。可以看出，4種雙蝸殼泵設(shè)計點效率計算值低于單蝸殼泵約4%～5%。當(dāng)隔板起始位置過早時，泵設(shè)計點效率明顯降低，最低為85.32%。當(dāng)隔板起始位置向后偏移時，設(shè)計點效率逐漸增高，當(dāng)起始位置為200°時，效率最高86.68%。這是因為隔板起始位置越靠近隔舌，兩者之間的相互作用會更加明顯，導(dǎo)致蝸殼內(nèi)流動損失加劇，泵效率降低。

CFD計算揚程在不同隔板起始位置下的最大差距2.29 m（1.43%設(shè)計揚程），CFD計算效率在不同隔板起始位置下的最大差距1.67%，可能是隔板布置不同引起了泵輸入功率有所波動而產(chǎn)生的偏差。

2.2 葉輪徑向力分析

圖6 所示為單蝸殼泵及不同隔板起始位置下雙蝸殼泵的徑向力角度在一個旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)的變化情況。

徑向力角度α=0°為沿圖1中y軸負(fù)方向，沿y軸負(fù)方向逆時針α增大至180°（y軸正方向），沿y軸負(fù)方向順時針α減小至-180°（y軸正方向）?？梢钥吹?，徑向力角度呈周期性波動，且隔板起始位置位于170°、180°及190°時的雙蝸殼泵徑向力角度波動幅度明顯大于單蝸殼泵，但隔板起始位置位于200°及212°時的雙蝸殼泵徑向力角度波動幅度略小于單蝸殼泵。

圖7 a所示為不同隔板起始位置下徑向力大小在一個旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)的變化情況。其中葉片與隔舌的初始相對位置為隔舌位于葉片通道出口正中位置（見圖2）。為方便對比，圖中y軸按照徑向力峰值大小排序，下同。可以看出，在各個不同隔板起始位置中，徑向力大小均呈周期性變化。對比各個起始位置下徑向力大小，當(dāng)隔板起始位置為190°及200°時，徑向力在一個旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)平均值、峰值及脈動值均小于單蝸殼泵。當(dāng)隔板起始位置向前移動到170°、180°時徑向力平均值、峰值及脈動值均逐漸增大。當(dāng)起始位置向后移動到212°時，徑向力平均值、峰值及脈動值均達(dá)到5個隔板起始位置中的最大值。

對圖7a中葉輪徑向力做快速傅里葉變換，得到不同隔板起始位置下葉輪徑向力頻域特性，如圖7b所示。其中，葉片通過頻率f為48 Hz。可以看出，在單蝸殼以及隔板起始位置為180°、200°和212°時，葉輪徑向力脈動頻率以葉片通過頻率為主。但隔板起始位置為170°時，徑向力脈動頻率以2f為主，當(dāng)隔板起始位置為190°時，徑向力脈動頻率以3f為主。這是由于隔板起始位置與隔舌相互作用引起的。

當(dāng)隔板起始位置位于隔舌前180°位置時，不同流量工況下的徑向力對比如圖8a所示?？梢钥吹剑S著流量增加，葉輪承受徑向力的平均值、峰值、脈動值均逐漸減小。當(dāng)隔板起始位置后移到212°時，徑向力隨流量變化規(guī)律保持一致，如圖8b所示。不同隔板起始位置下，流量對徑向力的影響變化趨勢相同。

2.3 隔舌附近區(qū)域壓力脈動分析

葉輪轉(zhuǎn)動時與蝸殼之間相互干擾，會造成蝸殼內(nèi)部壓力脈動現(xiàn)象，尤其會明顯影響蝸殼隔舌區(qū)域，因此，分析不同隔板起始位置所產(chǎn)生的壓力脈動影響，對蝸殼性能改進以及提高泵的運行穩(wěn)定性有著重要的意義。

將隔板起始位置180°時不同流量下徑向力做快速傅里葉變換，得到頻域特性如圖9所示?？梢钥吹剑谠O(shè)計流量及大流量工況下，徑向力脈動以葉片通過頻率為主，在小流量工況下，徑向力脈動頻率逐漸增大，在60%流量工況下脈動頻率以2f為主，這是因為小流量工況下蝸殼內(nèi)流動湍流度增強引起的。

隔舌位置共布置7個壓力脈動監(jiān)測點（圖1中虛線標(biāo)識位置），在隔舌后布置4個測點（P5～P8），隔舌前布置3個測點（P43～P45），隔板結(jié)束位置布置1個監(jiān)測點P50，如圖10所示。

定義壓力脈動參數(shù)Cp為

式中ΔP為監(jiān)測點瞬時壓力與周平均壓力值之差，Pa；ρ為流體密度，kg/m3；u為葉輪出口圓周速度，m/s。

單蝸殼以及3個不同隔板起始位置雙蝸殼，7個監(jiān)測點壓力波動的時域特性如圖11所示。可以看出，各監(jiān)測點壓力脈動均呈現(xiàn)明顯的周期性波動變化，隔舌后P5～P8監(jiān)測點壓力峰值、平均值及脈動值均要遠(yuǎn)小于隔舌前測點P43～P45，僅為隔舌前測點相應(yīng)值的25%～50%。隔板起始位置在170°時，各監(jiān)測點壓力峰值、平均值及脈動值均高于單蝸殼，但當(dāng)隔板起始位置后移，監(jiān)測點壓力峰值、平均值及脈動值均逐漸減小。這是因為隔板起始位置后移時對隔舌附近區(qū)域的影響逐漸減弱。

將不同隔板起始位置下各監(jiān)測點壓力脈動做快速傅里葉變換，得到頻域特性如圖12所示。

由圖12可以看出，對于隔舌前監(jiān)測點P43～P45，壓力脈動頻率主要由f、2f、3f組成，并以f為主。但對于隔舌后監(jiān)測點P5～P8，壓力脈動主要由f、2f組成，兩者基本相當(dāng)，在隔板起始位置為200°時，以2f為主。這是因為隔舌前區(qū)域流動湍流度要低于隔舌后區(qū)域所引起的。

典型監(jiān)測點壓力脈動頻域特性如圖13所示?？梢钥闯觯瑢τ诟羯嗲氨O(jiān)測點P43，壓力脈動相差不大，但對于隔舌后監(jiān)測點P5、P7，當(dāng)隔板起始位置位于190°和200°時，壓力脈動頻率與其他雙蝸殼泵存在明顯不同，以2f為主，說明隔板起始位置布置在190°和200°時，更有利于緩解隔舌后區(qū)域壓力波動。隔板終止點P50壓力脈動也可以看出，隔板起始位置后移，脈動頻率以2f為主，振幅逐漸減小，這是因為隔板起始位置后移時進入隔板區(qū)域的流體壓力波動幅度減緩。

因此，同時考慮不同隔板起始位置對水力性能及壓力脈動的影響，隔板起始位置應(yīng)布置于200°。在該布置下，水力效率最高為86.8%，且徑向力最小。施瀚昱等[24]也認(rèn)為隔板起始位置早于180°會使得流道過于狹長，流動損失增加，同時鑄造難度也會隨之增大。

3 結(jié) 論

通過對單蝸殼泵及4個不同隔板起始位置的雙蝸殼泵進行葉輪徑向力、壓力脈動的瞬態(tài)分析，主要結(jié)論如下：

1）徑向力大小受隔板起始位置影響較大，當(dāng)隔板起始位置為190°及200°時，徑向力最小，當(dāng)隔板起始位置為212°時，徑向力最大，因此需要合理布置隔板起始位置，以降低徑向力。

2）隔舌附近各監(jiān)測點壓力分布均呈現(xiàn)明顯的周期性波動變化，隔舌后測點壓力峰值、平均值及脈動值要遠(yuǎn)小于隔舌前測點，僅為隔舌前測點相應(yīng)值的25%～50%。隔舌前測點壓力脈動頻率主要由1倍、2倍、3倍葉片通過頻率組成，以1倍葉頻為主。對于隔舌后監(jiān)測點，壓力脈動主要由1倍、2倍葉片通過頻率組成。

3）隨著隔板起始位置后移，監(jiān)測點壓力峰值、平均值及脈動值逐漸減小，脈動頻率以2倍葉頻為主。

4）不同隔板起始位置對隔舌前測點壓力脈動影響不大，但對隔舌后測點壓力脈動影響較大。