李四海，陳松山，周正富，何鐘寧

（揚州大學(xué)水利與能源動力工程學(xué)院，江蘇揚州225127）

兩種簸箕形進水流道泵裝置數(shù)模分析與比較

李四海，陳松山，周正富，何鐘寧

（揚州大學(xué)水利與能源動力工程學(xué)院，江蘇揚州225127）

利用三維湍流數(shù)值模擬方法分析比較了兩種流道在帶泵與不帶泵情況下進水流道的出口流場情況以及流道水力損失情況。研究結(jié)果表明 ，兩流道在各工況下，內(nèi)部流態(tài)良好，無漩渦或脫流。水流在到達兩流道出口斷面時速度均勻度已經(jīng)比較理想分別達到94.40%和94.58%，速度加權(quán)平均角分別達到89.9°和89.9°。泵裝置的計算結(jié)果表明葉輪旋轉(zhuǎn)對水流流速均勻度的影響較為明顯 ，而對水流速度加權(quán)平均角的影響微小。水泵葉輪旋轉(zhuǎn)對進水流道的水力性能會有一定的影響 ，泵裝置水力特性并不是泵水力特性和流道水力特性的迭加。在大流量工況區(qū)流道形式1的水力性能穩(wěn)定性要稍優(yōu)于流道形式2。

簸箕流道；進水流道；數(shù)值模擬；泵裝置 ；水力特性

簸箕式進水流道形式簡單，流道高度相對于其他形式流道較低，施工容易且能有效防止漩渦產(chǎn)生［1］，因此這種形式的流道在荷蘭［2］各種規(guī)模泵站中都得到了廣泛應(yīng)用。后來由于我國大型泵站興建的需要經(jīng)國內(nèi)學(xué)者將這種形式流道引進到國內(nèi)并且成功應(yīng)用于南水北調(diào)劉老澗泵站［3－4］，江西青山湖泵站［5］等大型泵站。隨著這種流道得到推廣應(yīng)用，國內(nèi)學(xué)者開始研究簸箕形進水流道并進行了數(shù)值分析和模型實驗［6］，提出了關(guān)于簸箕形流道自己的水力設(shè)計方法。國外簸箕流道的簸箕型線是漸縮的，國內(nèi)有關(guān)學(xué)者設(shè)計的是半圓型的簸箕。關(guān)于半圓型的簸箕與漸縮式的簸箕型流道的簸箕形式對水力性能的影響，這方面的文獻資料少有出現(xiàn)。目前對于泵站進出水流道數(shù)值以及實驗研究大多是針對于單獨流道，泵的進水流道、出水流道以及泵段共同組成泵裝置，三者水力特性相互影響，泵裝置的性能才是最終的研究目標［7］，所以對于帶泵情況下的進水流道的水力性能很有必要進行研究探討。為此，參照這兩種設(shè)計方法結(jié)合廣東某新建簸箕形進水流道泵站相關(guān)資料設(shè)計了兩個流道。對其水力性能進行了數(shù)值模擬研究，并且與帶泵情況下的整個泵裝置數(shù)值計算結(jié)果進行了對比分析。為工程設(shè)計當中經(jīng)常遇到的簸箕形進水流道型式的選擇和優(yōu)化問題提供參考 。

1 兩種簸箕形進水流道數(shù)值模擬

1.1 流道型線

簸箕進水流道的設(shè)計主要考慮因素為流道長度、后壁距、吸水箱高度、喇叭口型線、底坡型線。參照國內(nèi)有關(guān)文獻關(guān)于簸箕流道的設(shè)計方法，設(shè)計了流道1具體參數(shù)如圖1所示。

圖1 進水流道1型線（單位：mm）

簸箕形底坡型線為圓弧線，半徑5 000mm，喇叭口的型線為1／4橢圓線，長軸770mm，短軸425mm。吸水箱俯視圖（圖1（b））的型線設(shè)計成以泵入口圓與中心線交點為圓心的半圓。為與之比較設(shè)計的進水流道2從立面圖看參數(shù)是一樣的（圖2（a）），從平面圖來看它與流道1的吸水箱型線不同，其輪廓線是與水平成16°夾角直線收縮后與后壁的圓相切形成的這樣一種型線。后壁圓是直徑1 750 mm與喇叭口的同心圓。

圖2 進水流道2型線（單位：mm）

1.2 網(wǎng)格剖分與邊界條件設(shè)置

采用三維造型軟件PROE進行流道實體造型，并進行了縮放以減小模型，利于減少網(wǎng)格節(jié)省計算機的資源。為了得到準確的流態(tài)和計算需要，對進水和出水都進行了一定的延伸，如圖3所示。

圖3 進水流道三維實體

對計算物理區(qū)域使用專業(yè)的網(wǎng)格剖分工具ICEM進行網(wǎng)格剖分，網(wǎng)格采用適應(yīng)性較強的非結(jié)構(gòu)化混合網(wǎng)格剖分流道1的單元數(shù)4 258 071個，節(jié)點數(shù)954 402個。流道2的單元數(shù)4 326 775個，節(jié)點數(shù)967 163個。流道的進口邊界條件設(shè)置為流量進口，出口邊界條件選擇靜壓力出口，進水箱上表面設(shè)置為對稱面，其他邊界設(shè)置為光滑的無滑移固壁面，平均湍動能選擇低的1.0%。

1.3 數(shù)值計算方法

采用ANSYS－CFX 13.0商用CFD軟件作為主要分析工具。對于三維非定常不可壓縮流體，使用連續(xù)性方程和Navier－Stokes方程作為控制方程，湍流模型選擇相對比較成熟的標準κ－ε兩方程湍流模型進行求解?？刂品匠滩捎糜邢摅w積法離散，其擴散項為中心差分格式，對流項為二階迎風格式［8－10］。

將剖分好的網(wǎng)格導(dǎo)入到CFX軟件中，利用其先進的全隱式多網(wǎng)格耦合算法，同時求解連續(xù)性方程和動量方程［11－12］?；谒惴ǖ膬?yōu)越性以及足夠的網(wǎng)格數(shù)量［13］，能夠得到穩(wěn)定性和精確性良好的計算結(jié)果。

1.4 流道水力特性分析［14］

1.4.1 流道內(nèi)部流場

截取了進水流道1和流道2的喇叭口截面0－0，流道出口截面1－1，距離出口0.2 m處的截面2－2以及距離出口0.4m的截面3－3。圓管下部為來流方向，由圖4（a）可以看出水流在喇叭口這里作流動轉(zhuǎn)向，靠近來流部分水流速度明顯大于靠近后壁處。水流到達流道出口截面1－1時雖在導(dǎo)流冒下半圈有高速區(qū)，但整體流速分布已經(jīng)比較均勻了，在截面2－2的時候水流已經(jīng)充分發(fā)展均勻了且與截面3－3速度分布基本一致。與流道2圖5相比，流道2喇叭口（a）在來流轉(zhuǎn)角處速度略微大一些，流道出口（b）后壁低速區(qū)比流道1的稍微大了一些，但是到截面2－2和截面3－3處水流已經(jīng)充分發(fā)展，流速分布對稱，和流道1的基本一致。

圖4 流道1縱剖面速度矢量與速度等值線

圖5 流道2縱剖面速度矢量與速度等值線

1.4.2 流道水力損失

進水流道水力損失是評價泵站能耗的重要指標，為此從流道的進口到流道的出口（泵進口）截面為標準來計算流道的水力損失結(jié)果如圖6所示，由圖6流道的水力損失曲線可以看出，兩流道的水力損失值都隨著流量的增加而變大；流道1的水力損失相對于流道2的要大一些，二者的損失差值也是隨著流量的增大而變大，最大相差2.2 cm。二者的水力性能相差不大，但流道2的水力性能要略優(yōu)于流道1。

2 泵裝置整體數(shù)值計算

2.1 泵裝置造型設(shè)計

鑒于流道最終是要與泵段及出水流配合構(gòu)成一個完整泵裝置進行工作，為了更直接的反映出流道的水力性能，對兩個流道分別進行了全流道仿真計算。兩套泵裝置三維造型如圖7所示，圖7（a）為選用流道1的泵裝置，圖7（b）為選用了流道2的泵裝置，兩者泵段導(dǎo)葉體以及出水流道完全相同。

圖6 流道水力損失線（不帶泵）

圖7 泵裝置流道三維圖

2.2 全流道計算結(jié)果分析

2.2.1 流道內(nèi)部流場

經(jīng)過計算分別截取了在設(shè)計工況下兩流道出口即水泵進口截面的速度分布云圖，如圖8所示。由圖可以看出帶泵之后水流的速度分布情況已經(jīng)沒有不帶泵的情況下均勻。

圖8 I－I縱剖面速度矢量與速度等值線（帶泵）

為了更直觀的看到在這兩種流道情況下泵內(nèi)的流動情況，捕捉了在這兩種流道情況下，水流在泵內(nèi)的流線圖，此流線圖能夠很好的反映水流在泵內(nèi)的流動情況，分析發(fā)現(xiàn)在這兩種流道情況下泵內(nèi)的流動情況都如圖9所示。在這兩種情況下水流都能在泵內(nèi)表現(xiàn)出良好的流動狀態(tài)，說明本文設(shè)計的這兩種進水流道都能夠為水泵提供良好的進水環(huán)境。

圖9 泵內(nèi)部流線圖

2.2.2 流道出口斷面速度均勻度與速度加權(quán)平均角度

進水流道需為水泵提供良好入流條件，滿足水泵進口流速分布均勻和無速度環(huán)量要求。為了定量分析進水流道出水口的流場情況，參考文獻［15］引入了流速分布均勻度 Vu和速度加權(quán)平均角度ˉθ兩個評價指標，其定義為：

式中：m為計算單元總數(shù)；uai為第i單元軸向流速；uti為第i單元切向流速；ˉua為斷面平均軸向流速。

按上述評價指標，設(shè)計流量工況下，不帶泵的情況下兩流道出口斷面也就是水泵進口斷面的流速分布均勻度分別為Vu1＝94.4% ，Vu2＝94.58%速度加權(quán)平均角度ˉθ1＝89.9°，ˉθ2＝89.9°。

帶泵的情況下兩流道出口斷面也就是水泵進口斷面的流速分布均勻度分別為 Vu1＝74.9% ，Vu2＝74.0%速度加權(quán)平均角度ˉθ1＝89.8°，ˉθ1＝89.7°。

2.2.3 流道水力損失

與不帶泵情況計算流道水力損失相同的方法計算在帶泵情況下的兩流道水力損失情況，結(jié)果如圖10所示，發(fā)現(xiàn)在設(shè)計工況附近（330 L／s～350 L／s）二者的水力損失相差很小，在流量增加后流道2的水力損失曲線斜率較大，水力損失增加明顯，而流道1的水力損失也有增加但是增加緩慢，說明在大流量情況下流道1的水力性能穩(wěn)定性要優(yōu)于流道2，這種結(jié)果與不帶泵的情況下兩種流道水力損失情況相反。

圖10 流道水力損失線（帶泵）

圖11是進行了兩種流道在帶泵與不帶泵情況下的流道水力損失比較曲線，由圖11可以看出帶泵的情況下算得的流道水力損失要小一些。出現(xiàn)這種結(jié)果的是因為水流在葉輪的旋轉(zhuǎn)作用下發(fā)生了擾動，這種擾動會對離葉輪室較近的流道出口影響最大，會提高出口處的能量，因此進水流道在帶泵的情況下水力損失偏小。流道1在帶泵的情況下的水力損失要比在不帶泵的情況下要小的多，而流道2就沒有這種情況。這也說明在帶泵的情況下流道1的水力性能要好一些。

圖11 流道水力損失線

由泵裝置性能曲線圖12可以看出兩種不同形式的進水流道泵裝置的 Q－H線以及Q－η線基本重合，說明這兩種流道形式在工程應(yīng)用當中都是可行的。通過數(shù)據(jù)的比對，配有流道形式1的泵裝置的效率平均比配有流道形式2的高0.26%；二者的流量揚程線有相交的情況，在設(shè)計工況之前小流量區(qū)，二者重合度比較好，而大流量區(qū)，流道形式2的揚程線要略微高于流道形式1。對二者的揚程求差處理得到圖13，由圖13可以看出在大流量區(qū)，流道形式2的揚程高于流道形式1，這與圖10所反映的結(jié)果是吻合的。在大流量情況下流道2這種形式揚程性能優(yōu)于流道形式1。

圖12 裝置性能曲線圖

圖13 裝置揚程差

3 結(jié) 論

（1）通過對進水流道數(shù)值分析可知，水流在到達兩流道出口斷面時速度均勻度已經(jīng)比較理想分別達到94.40%和94.58% ，速度加權(quán)平均角分別達到89.9°和89.9°。帶泵后的葉輪旋轉(zhuǎn)對水流流速均勻度的影響較為明顯，而對水流速度加權(quán)平均角的影響微小。

（2）泵裝置整體數(shù)值分析結(jié)果表明，帶泵后流道的水力損失更小，說明泵裝置對進水流道的水力性能會有一定的影響，泵裝置水力特性并不是泵水力特性和流道水力特性的迭加。故對于進水流道的流場分析，水力性能預(yù)測，僅僅只針對單流道進行計算是不準確的。

（3）兩種型式的簸箕形流道泵裝置性能曲線沒有明顯的偏離，在設(shè)計工況點附近曲線吻合度較好，只有在大流量區(qū)流道1的水力性能穩(wěn)定性稍優(yōu)于流道2，這說明兩種流道形式設(shè)計都是合理的。

（4）大型泵站簸箕型進水流道是一種結(jié)構(gòu)簡單，水力性能較好的流道形式，能夠為水泵提供良好的進水條件。

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Numerical Simulation Analysis and Comparison on Two Pump Setswith Different Dustpan Shaped Inlet Ducts

LISi－h(huán)ai，CHEN Song－shan，ZHOU Zheng－fu，HE Zhong－ning
（College of Hydraulic and Energy Power Engineering，Yangzhou University，Yangzhou，Jiangsu 225127，China）

The internal flow and hydraulic performance of the two inlet ductswith andwithout pumps under differentmass flow working conditionswere analyzed by applying 3－D turbulentnumericalsimulation.The resultshowed that the streamlinewas good with no vortices of the two ducts under differentworking conditions.The uniformity of axialvelocity distributionwasashigh as94.40%and 94.58%of the two ducts respectively，and the axialvelocity angle reached 89.9°and 89.9°separately.The resultsof the pump sets indicate that the rotating impellersof the pumpshave a little impacton the flow axial angle，but a great impacton the uniformity of axial velocity distribution.The rotating impellers also affect the hydraulic performance of the ducts，so the hydraulic performance of the pump is not just the superposition of the pumps’and the ducts’hydraulic performance.The hydraulic performanceof duct1 is slightly better than thatof duct2when they are under largemass flow rate.

dustpan inlet；suction box；numerical simulation；pump set；hydraulic performance

TV131.4；TV675

A

1672—1144（2014）04—0191—05

10.3969／j.issn.1672－1144.2014.04.038

2014－03－01

2014－04－21

李四海（1988—），男 ，江蘇徐州人 ，碩士研究生 ，研究方向為CFD與流動測試技術(shù)在流體機械及工程、特別是水泵及水泵站中的應(yīng)用 ；流體機械及裝置內(nèi)部流場對外特性的影響及其改善。