張付林，鄭 源，孫奧冉，李城易，高成昊

(1. 河海大學水利水電學院，南京 210098；2. 河海大學能源與電氣學院，南京 211100)

0 引 言

貫流泵具有結構簡單，安裝、檢修方便，效率高等特點，近年來在國內(nèi)低揚程泵站中得到了廣泛應用。但超低揚程貫流泵在實際運行中確實存在明顯的壓力脈動問題，影響泵站安全穩(wěn)定運行。王福軍等[1]采用數(shù)值模擬的方法對軸流泵內(nèi)部的非定常流場進行了研究，得到了軸流泵內(nèi)部壓力脈動的基本規(guī)律；施衛(wèi)東等[2]采用數(shù)值模擬的方法對軸流泵內(nèi)的壓力脈動進行研究，得到了不同監(jiān)測點在不同工況和不同導葉數(shù)下的壓力脈動特性；朱榮生等[3]采用大渦模擬的方法對貫流泵在不同工況下的壓力脈動進行了數(shù)值計算，得到了貫流泵在非設計工況下壓力脈動幅值明顯增大；李四海等[4]采用數(shù)值模擬與模型試驗相結合的方法對豎井貫流泵裝置的壓力脈動進行了研究，得到了貫流泵內(nèi)壓力脈動在轉輪前0.5倍轉輪直徑的位置消失；鄭源等[5]利用物理模型對大型軸流泵裝置的壓力脈動進行了試驗研究。但是對超低揚程貫流泵壓力脈動進行試驗研究的還比較少，同時有低揚程泵站在運行過程中發(fā)生振動，導致葉片出現(xiàn)裂縫以及出水流道出口的工作閘門上的小拍門發(fā)生水力振動等實際性由壓力脈動導致的問題。因此，本文通過物理模型試驗，采用時域分析和頻域分析相結合的方法，對超低揚程貫流泵內(nèi)的壓力脈動規(guī)律進行研究，對解決超低揚程貫流泵實際中存在的壓力脈動問題具有一定的指導意義。

1 試驗裝置與測點布置

1.1 試驗裝置

模型泵的壓力脈動試驗是在河海大學水力機械多功能試驗臺上進行的，試驗臺按照SL140-2006《水泵模型及裝置模型驗收試驗規(guī)程》進行設計與建造，試驗綜合不確定度≤0.4%。試驗臺的總容量為50 m3，其循環(huán)系統(tǒng)為立式封閉系統(tǒng)。主要設備由尾水箱、壓力水箱、電磁流量計、供水泵、電動閘閥、手動蝶閥、Φ500管道等組成。試驗臺主要參數(shù)如下：揚程H=-5～20 m；流量Q=0～1 m3/s；轉矩M=0～200 N/m；轉速n=0～2 000 r/min。試驗臺系統(tǒng)示意圖見圖1。

圖1 試驗臺系統(tǒng)示意圖Fig.1 Schematic diagram of test bench

傳感器采用型號為HPT700的專用壓力變送器，其主要參數(shù)為：輸出信號為4～20 mA，量程為0～300 kPa，供電電壓為24VDC，精度為0.5%。信號采集采用型號為HPT3000的采集儀及配套分析系統(tǒng)。

在信號處理方面，雖然壓力變送器輸出信號為電流，但是結合其采集系統(tǒng)，實際輸出在計算機上的為電壓值0～5 V，即輸出電流與內(nèi)置電阻的乘積。在試驗開始之前需進行信號零點的采集，采集到的信號零點為1 V。在信號結果處理時采用式(1)得到計算壓力脈動所需的壓力值Px：

(1)

式中：Vx為試驗采集電壓值，V；Px為所需壓力值，kPa；V0為采樣零點，1 V。

又因為1 kPa=0.1 m水柱，所以由Px可以得到換算成水頭(m)的壓力脈動幅值：

F=7.5 (Vx-V0)

(2)

式中：F為壓力脈動幅值，m。

1.2 模型泵參數(shù)及測點布置

該泵站所用貫流泵水力模型為《南水北調(diào)工程水泵模型同臺測試》中的TJ04-ZL-07水力模型。該水力模型比轉數(shù)為1 248.3，汽蝕比轉數(shù)為1 154.9，轉輪葉片為3片，導葉數(shù)為5片，輪轂比為0.367，葉根厚度為10 mm，葉尖厚度為7 mm，轉輪間隙為0.15 mm。原型泵的主要參數(shù)為：轉輪直徑D=3.9 m，額定轉速n=67 r/min，額定流量為Q=37.5 m3/s，設計揚程為0.3 m。模型泵的轉輪直徑為300 mm，轉輪葉片數(shù)為3片，導葉數(shù)為5片，由公式(3)、式(4)可以計算出模型泵的額定轉速為871 r/min，額定流量為0.222 m3/s。

由原模型nD值相等，可以得到模型泵的額定轉速為：

(3)

式中：np、nm分別為原、模型水泵的額定轉速，r/min；Dp、Dm分別為原、模型水泵的轉輪直徑，mm。

模型水泵的額定流量為：

(4)

式中：Qp、Qm分別為原、模型水泵的額定流量，m3/s。

壓力脈動的兩個測點分別布置在轉輪進口和導葉出口的位置，其測點布置示意圖見圖2。

圖2 壓力脈動測點布置示意圖Fig.2 Schematic diagram of pressure pulsation measuring points

2 試驗結果與分析

試驗采集了在葉片安放角為-4°，-2°，0°，+2°，+4°下，揚程分別為0，0.3，0.8，1.35，1.9 m時模型泵的轉輪進口和導葉出口處的壓力脈動，并對采集到的壓力脈動數(shù)據(jù)進行時域和頻域的分析。

2.1 壓力脈動時域分析

壓力脈動的時域分析通常采用混頻幅值的相對值來進行描述。國際電工委員會(IEC)有關規(guī)程推薦采用概率統(tǒng)計方法，分析脈動波形的混頻雙峰值，國內(nèi)外也偏向于按置信度來計算混頻的壓力脈動的峰峰值[6]。所以，本試驗結果按97%置信度進行處理。

(5)

式中：A為壓力脈動相對幅值；ΔH為壓力脈動兩個振幅峰峰值，m；H為試驗揚程，m。

2.1.1 壓力脈動與揚程的關系

圖3是當模型泵的葉片安放角為-4°時，轉輪進口和導葉出口處的相對幅值與水泵揚程的關系示意圖。由圖3可知，無論是轉輪進口還是導葉出口處的壓力脈動相對幅值都隨著揚程的增加先減小后增大，在設計揚程0.3 m時，相對幅值降至最低。由此可知，水泵偏離設計工況運行時，壓力脈動相對幅值便會增大。分析其原因是：在設計工況下，水流離開轉輪時具有較小的切向速度分量，因此壓力脈動較小；當偏離設計工況時，轉輪出口便具有較大的切向速度分量(小于設計工況時，具有與旋轉方向相同的切向速度，大于設計工況時，具有與旋轉方向相反的切向速度)，而切向速度會引起旋轉渦帶或者脫流，因此便會產(chǎn)生較大的壓力脈動。

在0 m揚程下，轉輪進口壓力脈動相對幅值約為設計工況下的1.26倍，而在0.8 m揚程下，轉輪進口壓力脈動相對幅值約為設計工況下的1.12倍。所以在轉輪進口處，偏離設計工況較小揚程時壓力脈動幅值變化要比較大揚程時大。在0 m揚程下，導葉出口壓力脈動相對幅值約為設計工況下的1.46倍，而在0.8 m揚程下，導葉出口壓力脈動相對幅值約為設計工況下的1.57倍。所以在導葉出口處，偏離設計工況較大揚程時的壓力脈動幅值變化要比較小揚程時大。

同時，由測點1與測點2相互對比可知，導葉出口處的壓力脈動均大于轉輪進口處的壓力脈動。由于導葉體對壓力脈動具有明顯的消減作用，所以可以推測出轉輪與導葉之間的壓力脈動為泵段最大壓力脈動點。分析其原因可能是：首先，水流在經(jīng)過高速旋轉的轉輪后，在轉輪出水口處其切向速度分量變大，其次是原本比較穩(wěn)定的水流流場在經(jīng)過高速旋轉的轉輪后流態(tài)變得紊亂，甚至出現(xiàn)空化、空蝕等現(xiàn)象，所以轉輪與導葉之間的壓力脈動最大。

圖3 壓力脈動相對幅值與揚程的關系示意圖(葉片安放角為-4°時)Fig.3 Picture of relationship between pressure fluctuation and head (When the blade angle is -4°)

由此可知，水泵在正常的運行過程中，應該避免在偏離設計工況下運行。因為水泵在偏離設計工況運行時，不僅在能量方面，水泵的效率相對較低，而且偏離設計工況點愈遠，水泵的空化性能和泵內(nèi)水流條件愈差，轉輪和導葉之間由于動靜干涉所導致的壓力脈動引發(fā)的水力激振愈嚴重，水泵裝置的運行穩(wěn)定性就會愈差。

2.1.2 壓力脈動與葉片安放角的關系

圖4是兩個測點在不同葉片安放角下壓力脈動與揚程的關系示意圖。同時分析兩圖可以看出：不同葉片安放角下壓力脈動相對幅值也是不同的；在設計工況即葉片安放角為0°時的壓力脈動明顯要低于其他葉片安放角；在-2°葉片安放角處壓力脈動相對幅值無論是轉輪進口還是導葉出口基本都明顯大于其他角度；在同一揚程下，不同葉片安放角下的壓力脈動幅值還是有比較明顯的差別。

圖4 兩個測點在不同葉片安放角下壓力脈動與揚程的關系Fig.4 Relationship between pressure pulsation and head of the two measuring points under different blade angles

圖5是在設計揚程0.3 m時，葉片安放角分別為0°和+4°時，從安裝在轉輪段的觀察窗，利用閃頻儀觀察到的轉輪周圍的空化現(xiàn)象圖片。由圖5(a)可以清楚地看出來，在葉片安放角為0°時，轉輪周圍水流流態(tài)均勻，沒有產(chǎn)生氣泡，可見此時葉片的空化性能較好；而由圖5(b)圖可以看到，在葉片安放角為+4°時，轉輪背面存在少量的氣泡，說明偏離設計工況時，葉片的空化性能也相應的變差。綜上可知，葉片安放角對貫流泵內(nèi)的壓力脈動確實有一定的影響作用，分析其原因是：葉片安放角對流量以及水流的流態(tài)產(chǎn)生一定的影響，可能出現(xiàn)回流、空化等現(xiàn)象。

圖5 設計揚程下0°和+4°葉片安放角時空化現(xiàn)象實拍圖Fig.5 The cavitation phenomenon pictures of the blade angle are 0° and +4° under the design head

2.2 壓力脈動頻域分析

為了對壓力脈動的頻率成分進行比較直觀的分析，所以對壓力脈動的時域信號進行快速傅里葉變換[7]。為方便分析特采用轉頻倍數(shù)來表示，轉輪固有頻率為：

(6)

式中：f為固有頻率，Hz；n為額定轉速，r/min。

圖6為測點1和測點2在不同揚程下，壓力脈動的振幅與轉頻倍數(shù)的關系圖。由頻域圖可知：模型泵的轉輪進口和導葉出口壓力脈動均以3.16倍的轉頻為主。轉輪進口處分析其原因可能是由于轉輪3只葉片周期性轉動與進口流場相互干擾而產(chǎn)生壓力脈動，同時還可以看到3的倍數(shù)的轉頻時仍有一些次頻成分[8]。導葉出口處以3.16倍轉頻為主可能是因為該模型泵轉輪段與導葉段距離比較近，導葉很難消除轉輪通過頻率(BPF)的影響作用，由此可以推測出，適當加大轉輪出口與導葉進口之間的間隙，以減弱它們之間的動靜干涉強度可以減輕貫流泵內(nèi)的壓力脈動。

同時可明顯看出，在設計揚程0.3 m下的壓力脈動振幅明顯低于其他揚程；轉輪進口、導葉出口處的壓力脈動除了以BPF為主外，在高揚程工況下，以1～2倍固有頻率的壓力脈動隨著揚程的增大而振幅越來越大，但是在低揚程工況下卻未發(fā)現(xiàn)這種現(xiàn)象。分析其原因是：在高揚程工況下，流量偏小，小流量時，水泵轉輪旋轉對水泵入口斷面流動有影響，流量越小影響就越大，具體表現(xiàn)為水泵進口速度環(huán)量隨流量減小而增大，造成轉輪進口水流流態(tài)有較大的變化，進而也會影響出口的流態(tài)，所以會出現(xiàn)低頻脈動振幅增大的現(xiàn)象。

圖6 兩個測點的壓力脈動頻域圖Fig.6 Pressure pulsation frequency domain of the two measuring points

3 結 語

(1)水流在經(jīng)過高速旋轉的轉輪后，在轉輪出口處有較大的切向速度分量，同時原本比較穩(wěn)定的水流流場在經(jīng)過高速旋轉的轉輪后流態(tài)變得紊亂，甚至出現(xiàn)空化、空蝕等現(xiàn)象，所以超低揚程貫流泵內(nèi)的最大壓力脈動發(fā)生在轉輪與導葉之間。

(2)從轉輪處空化現(xiàn)象可以看出，葉片安放角不同，水泵裝置的空化性能也隨之變化，進而影響超低揚程貫流泵內(nèi)的壓力脈動。

(3)超低揚程貫流泵轉輪進口與導葉出口的壓力脈動頻率主要由葉輪通過頻率(BPF)決定。同時，在高揚程工況下，以1～2倍固有頻率的壓力脈動隨著揚程的增大而振幅越來越大，但是在低揚程工況下卻未發(fā)現(xiàn)這種現(xiàn)象。

綜上所述，超低揚程貫流泵內(nèi)的壓力脈動情況是比較復雜的。目前，在數(shù)值分析方面對貫流泵內(nèi)的壓力脈動所做的工作比較多，但是在物理模型試驗方面的經(jīng)驗卻比較少。本研究成果對揭示貫流泵內(nèi)部的壓力脈動特性具有一定的意義，以后將對模型試驗與實際運行所得的壓力脈動特性進行比較分析。

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[1] 王福軍，張 玲，張志民.軸流泵不穩(wěn)定流場的壓力脈動特性研究[J].水利學報，2007,38(8)：1 003-1 009.

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[5] 鄭 源，劉 君，周大慶，等.大型軸流泵裝置模型試驗的壓力脈動[J].排灌機械工程學報，2010,28(1)：51-55.

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[7] 張德勝，王海宇，施衛(wèi)東，等.軸流泵多工況壓力脈動特性試驗[J].農(nóng)業(yè)機械學報，2014,45(11)：139-144.

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