葉鵬　劉超　許健　查智力　黃佳衛(wèi)

摘要：基于三維不可壓縮流體的雷諾平均N-S方程和RNGk-ε紊流模型，對矩形、半圓形和“ω”吸水室后壁形狀的鐘形進(jìn)水流道泵裝置進(jìn)行了三維紊流數(shù)值模擬，并分析了鐘形進(jìn)水流道后壁形狀對泵裝置水力特性的影響。相同流量下，“ω”形吸水室進(jìn)水流道流線分布最規(guī)則，漩渦比其他形狀的進(jìn)水流道小，“ω”形吸水室進(jìn)水流道水力損失比矩形吸水室進(jìn)水流道小1cm；出口斷面的流速均勻度達(dá)到93%，比矩形和半圓形吸水室進(jìn)水流道高約2個百分點(diǎn)；出口斷面速度加權(quán)平均角度達(dá)到83.5°，比矩形吸水室進(jìn)水流道高0.6°，比半圓形吸水室進(jìn)水流道高0.2°；泵裝置運(yùn)行高效區(qū)流量范圍比半圓形的拓寬了7.3%，比矩形的拓寬了30%。該研究對于完善泵站鐘型進(jìn)水流道吸水室優(yōu)化設(shè)計具有一定意義。

關(guān)鍵詞：泵裝置；鐘形進(jìn)水流道；后壁形狀；數(shù)值模擬；優(yōu)化設(shè)計

中圖分類號：TV131.4 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1672-1683（2017）05-0195-07

進(jìn)水流道是泵站前池和水泵的葉輪室之間的過渡段，是整個泵裝置的重要組成部分。進(jìn)水流道的主要作用是使水流加速和更好地轉(zhuǎn)向，為葉輪室進(jìn)口提供良好的水力條件。故其出口流態(tài)對水泵的能量性能、汽蝕性和安全性能有很大影響。

鐘形進(jìn)水流道是一種比較好的進(jìn)水流道形式。它的顯著特點(diǎn)是高度較小，流道寬度較大，可以減少泵站基礎(chǔ)的挖深，從而降低土建工程投資。這對于某些站址地質(zhì)較差的泵站，具有特別重要的意義。鐘形進(jìn)水流道的幾何形狀比肘形進(jìn)水流道更為復(fù)雜，因此設(shè)計難度更高，而且現(xiàn)在也沒有成熟的水力設(shè)計方法。鐘形進(jìn)水流道的后壁形狀常見的有“ω”形，圓弧形，多邊形和矩形，一般多采用前兩者[5]。

近年來，我國在鐘形進(jìn)水流道數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)方面的研究越來越廣泛。在優(yōu)化鐘形進(jìn)水流道吸水室后壁形狀方面，國內(nèi)已有不少學(xué)者做了研究。劉超等在泵站節(jié)能技術(shù)改造中，將后壁形狀為“ω”形的鐘形進(jìn)水流道用于圬工泵站，優(yōu)化了進(jìn)水流態(tài)，現(xiàn)場測試結(jié)果表明提高了泵裝置運(yùn)行效率。顏紅勤等對不同鐘形進(jìn)水流道的優(yōu)化方案進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬，認(rèn)為“ω”形后壁吸水室鐘形進(jìn)水流道的水力性能良好，水力損失小。陶海坤等模擬計算了兩種不同“ω”形后壁吸水室鐘形進(jìn)水流道，認(rèn)為采用公式V_u=const來設(shè)計“ω”形吸水室較好，并且還研究了吸水室的后壁距。

上述研究主要是只針對鐘形進(jìn)水流道進(jìn)行數(shù)值模擬分析，不包括水泵，因此不能反映進(jìn)水流道對水泵性能的影響。本文結(jié)合其他相關(guān)研究，通過CFX對包括水泵在內(nèi)的三種方案的泵裝置進(jìn)行全模擬，著重分析鐘形進(jìn)水流道不同截面的流線和速度分布、內(nèi)部流態(tài)、水力損失以及其對泵裝置性能的影響，為泵裝置眭能優(yōu)化提供依據(jù)。

1計算模型和網(wǎng)格

1.1幾何建模

本次研究的進(jìn)水流道后壁形狀有矩形（方案1），圓弧形（方案2），“ω”形（方案3），其中“ω”形的后壁形狀是平滑過渡的曲線形狀，由兩個大小圓弧組成，大圓弧的圓心與泵軸線重合，小圓弧圓心O₂在喇叭口圓周后側(cè)垂直于流向的切線上。鐘形進(jìn)水流道各主要幾何參數(shù)見圖1。本文采用軸流泵型號為ZM6。

本文研究的泵裝置模型主要由鐘形進(jìn)水流道、葉輪、導(dǎo)葉及虹吸式出水流道組成，其中葉輪、導(dǎo)葉模型在Turbogrid軟件中建立，進(jìn)、出水流道在UG軟件中建立。泵裝置的三維模型見圖2。

1.2網(wǎng)格劃分

由于該泵裝置形式比較復(fù)雜且不規(guī)則區(qū)域較多，為了提高計算的精度，本文采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。進(jìn)、出水流道采用ANSYS mesh軟件剖分，葉輪及導(dǎo)葉網(wǎng)格采用Tuobogrid軟件中H/J/L-Grid拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)剖分。本文不斷調(diào)整網(wǎng)格數(shù)量并對不同網(wǎng)格數(shù)量的泵裝置效率進(jìn)行計算，發(fā)現(xiàn)當(dāng)網(wǎng)格增加到一定數(shù)量時，計算結(jié)果不再隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加而改變。在滿足網(wǎng)格無關(guān)性要求時，取方案1泵裝置網(wǎng)格總數(shù)2 556 027（方案2為2 548 004，方案3為2 520 150），其中葉輪網(wǎng)格數(shù)456 192，導(dǎo)葉網(wǎng)格數(shù)1012 662，進(jìn)水流道網(wǎng)格數(shù)349 190（方案2為341 167，方案3為313 3 13），出水流道網(wǎng)格數(shù)為737 983。網(wǎng)格劃分見圖3。

1.3計算方法及邊界條件設(shè)置

計算采用雷諾時均N-S方程和RNGK-ε湍流模型，該模型已經(jīng)在前面很多研究中取得了較好的結(jié)果。

進(jìn)水池的進(jìn)口設(shè)置為整個計算域的進(jìn)口，采用質(zhì)量流量進(jìn)口條件；出水池的出口設(shè)置為整個計算域的出口，邊界條件按壓力條件給定：總壓為一個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。葉輪為旋轉(zhuǎn)域，其他設(shè)置為靜止域，葉輪轉(zhuǎn)速為1450 r/min。固體邊壁表面包括：輪轂表面，葉片表面，葉輪外殼的內(nèi)表面等，壁面采用無滑移的壁面處理，進(jìn)壁區(qū)域采用標(biāo)準(zhǔn)壁面邊界函數(shù)邊界條件。進(jìn)水流道出口與葉輪進(jìn)口、葉輪出口與導(dǎo)葉進(jìn)口為動靜交界面，采用stage模型。

2計算結(jié)果及分析

通常認(rèn)為評價進(jìn)水流道的水力設(shè)計的標(biāo)準(zhǔn)包括以下三個方面的內(nèi)容：第一，進(jìn)水流道的流態(tài)是否良好，有沒有產(chǎn)生有害漩渦（渦帶）；第二，流道出口斷面的速度分布是否均勻；第三，進(jìn)水流道的水力損失的大小。下面將根據(jù)數(shù)值計算得到的數(shù)據(jù)分別從進(jìn)水流道的流態(tài)，流道出口斷面速度分布，水力損失和泵裝置的性能等方面對三種方案進(jìn)行對比分析。

2.1進(jìn)水流道的流動基本特性

圖4為計算得到的流態(tài)圖（3D），由計算可知，鐘形進(jìn)水流道的水流運(yùn)動過程可以分為三個階段：水平收縮段，吸水室匯集段，喇叭管整流段。

水平收縮段：在直線段，水流從流道進(jìn)口通過不斷收縮來調(diào)整流態(tài)，以便均勻的進(jìn)入吸水室。水流受流道內(nèi)部邊界場的約束，流線都是平行于水平方向，但在水深方向出現(xiàn)不同程度的彎曲。

吸水室匯集段：水流分為三部分，一部分直接從喇叭管前部進(jìn)入喇叭管，另外兩部分繞至喇叭管側(cè)面、后面進(jìn)入喇叭管。吸水室段的流態(tài)非常復(fù)雜，若流態(tài)不好，容易出現(xiàn)范圍很大的漩渦。

喇叭管整流段：水流在喇叭管內(nèi)部急劇收縮，流速迅速增加但因?yàn)槭艿綄?dǎo)流錐的影響水流流速分布得到較快調(diào)整。

為直觀的反映流場特性，截取斷面A（圖5）為特征面來分析。數(shù)值表明，不同流量工況下的流線分布大致相似，故只給出了設(shè)計工況下（Q=320L/s）三種方案進(jìn)水流道斷面A（進(jìn)水流道底部以上0.8 cm處水平剖面）的流線圖。

從圖6可以看出以下結(jié)果。

（1）當(dāng)流量Q=320 L/s時，三種方案的進(jìn)水流道流線基本都是呈軸對稱分布。方案1的流道后壁邊角處流線非常紊亂且明顯存在2個大漩渦和2個小漩渦；方案2的流道后壁處流線較不均勻，且有2個漩渦但范圍相較于方案1明顯縮小；相較于前兩者，方案3的流道流線分布更規(guī)則，速度場更好，在后壁處出現(xiàn)2個范圍很小的漩渦。

（2）半圓形吸水室相當(dāng)于在矩形吸水室設(shè)置了一個起導(dǎo)流作用的半圓形隔板，“ω”形吸水室相當(dāng)于在半圓形吸水室后壁頂端設(shè)置了一個起導(dǎo)流作用的隔舌。故“ω”形吸水室的流線最規(guī)則，半圓形吸水室次之，矩形吸水室最差。

2.2進(jìn)水流道出口斷面流速分布

圖7為三種不同流量時，斷面B（進(jìn)水流道出口斷面以下1.4 cm斷面，見圖5）的流速分布圖?？梢钥闯鲆韵乱?guī)律。

（1）在小流量至大流量各工況下進(jìn)水流道出口斷面流速分布并不均勻，在左右兩側(cè)流態(tài)基本對稱，但是進(jìn)水側(cè)的流速明顯大于后壁側(cè)，呈月牙形分布，并非四周均勻進(jìn)水。分布特征與已有的實(shí)驗(yàn)結(jié)果較為吻合，這表明采用的計算模型和方法是可靠的。

（2）小流量工況下，三種方案的后壁內(nèi)側(cè)均出現(xiàn)一個類似矩形的低速區(qū)，方案1低速區(qū)的范圍較大，方案3低速區(qū)的范圍較小，方案2的介于兩者之間。大流量工況下，三種方案的后壁內(nèi)側(cè)均出現(xiàn)兩個對稱的局部高速區(qū)。只有方案1的后壁內(nèi)側(cè)出現(xiàn)低速區(qū)，但是低速區(qū)的范圍與小流量工況相比小很多。

（3）同一工況下，三種方案的流場分布大致相似，形態(tài)穩(wěn)定。方案1的流速變化梯度明顯最大，方案2次之，方案3最小，這是流速均勻度差異的直觀反映。同一工況，方案3的流速均勻性最好，方案2次之，方案1的均勻性最差。

2.3進(jìn)水流道出口斷面軸向流速分布均勻

度和速度加權(quán)平均角度

2.3.1進(jìn)水流道出口斷面軸向流速分布均勻度

進(jìn)水流道的出口就是葉輪室的進(jìn)口，進(jìn)水流道出口斷面流速場是否均勻或者比較均勻會影響水泵運(yùn)行性能。我們可以通過分析進(jìn)水流道出口斷面軸向流速分布均勻度來分析進(jìn)水流道的設(shè)計質(zhì)量。V_zu越大，則表明進(jìn)水流道出口斷面軸向流速分布越均勻，計算公式（1）如下：

圖8給出了不同工況下，三種方案進(jìn)水流道的出口斷面軸向流速分布均勻度?？梢钥闯龊愣ㄞD(zhuǎn)速下進(jìn)水流道出口斷面軸向流速分布均勻度隨著流量的增大而略有增加，但是增加值非常小。在設(shè)計工況（Q=320 L/s）下，軸向流速均勻度方案1為91.13%，方案2為91.37%，方案3為93.36%。比較數(shù)據(jù)可以看出，方案3的進(jìn)水流道出口斷面流速場最均勻，方案2次之，方案1最差。

2.3.2進(jìn)水流道出口斷面速度加權(quán)平均角度

進(jìn)水流道出口水流的入流方向性會影響水泵的能量特性和汽蝕特性，我們可以通過分析進(jìn)水流道出口斷面速度加權(quán)平均角度θ來衡量好壞。O越大進(jìn)水流道出口水流的入流方向性越好。

圖9給出了不同工況下三種進(jìn)水流道出口斷面速度加權(quán)平均角度，計算結(jié)果表明流量Q在260L/s到380 L/s時，方案3的速度加權(quán)平均角度最大，均處在83.3°以上，方案1的速度加權(quán)平均角度最小，比方案2低0.4°，比方案3低0.6°，這說明方案三的進(jìn)水流道出口水流的入流方向性最好。進(jìn)一步分析發(fā)現(xiàn)θ實(shí)際上隨著流量的增加而減小，但是幅度很小。

由此可知，對于鐘形進(jìn)水流道來說，其出口斷面的流速均勻度和出口斷面速度加權(quán)平均角度本身與進(jìn)水流道吸水室后壁采用的具體形狀有著非常密切的關(guān)系，而流量的大小對二者的影響較小。

2.4進(jìn)水流道水力損失

軸流泵裝置的特點(diǎn)是揚(yáng)程低，這就導(dǎo)致流道的水力損失占裝置揚(yáng)程比值較大，對水泵裝置效率的影響明顯，所以裝置的水力損失直接影響到工程的實(shí)際經(jīng)濟(jì)效益。當(dāng)液體處于運(yùn)動狀態(tài)時，由于液體的粘滯性，在流動過程中液體內(nèi)部會產(chǎn)生內(nèi)摩擦力來阻礙液體間的相對運(yùn)動，為克服這種阻力，流體中的一部分機(jī)械能會轉(zhuǎn)化為熱能，即產(chǎn)生水力損失。根據(jù)伯努利能量方程和RNG k-ε湍流模型計算得到的流速場和壓力場來計算進(jìn)水流道的水力損失，計算公式（3）-（5）如下：

圖10表明進(jìn)水流道的水力損失主要為吸水段水力損失，并且吸水段水力損失占總水力損失的百分比隨著流量的增加而增加，故吸水段的尺寸和形狀的合理設(shè)計對減少鐘形進(jìn)水流道水力損失具有重要意義。

圖11表明流量Q在260 L/s到380 L/s時，進(jìn)水流道水力損失隨流量的增大而增大。相同流量下，方案1的進(jìn)水流道水力損失最大，方案2次之，方案3的進(jìn)水流道水力損失最小。方案2和方案3相當(dāng)于在方案1的后避處添加了起導(dǎo)流作用的圓弧狀隔板，故方案1的水力損失比方案2，方案3大。方案3相當(dāng)于在方案2的中間加了導(dǎo)流作用的隔舌，隔舌可以截斷水流的旋轉(zhuǎn)，故方案3的水力損失比方案2小。各方案中，水力損失越小，斷面流速均勻度越高。這表明方案3的進(jìn)水流態(tài)較好，吸水室后壁形狀設(shè)置合理。因此為了減少鐘形進(jìn)水流道進(jìn)水流道的水力損失，吸水室后壁形狀應(yīng)采用“ω”形。

2.5泵裝置效率與流量關(guān)系曲線

泵裝置效率與流量關(guān)系曲線見圖12，由圖12可以看出以下規(guī)律。

（1）相同流量下，方案3的泵裝置效率最高，最高效率達(dá)到了80.71%；方案2次之，最高效率為80.66%；方案1的泵裝置效率最低，最高效率為80.26%。

（2）三種方案的泵裝置Q-η曲線的變化趨勢都是從最高效率點(diǎn)向兩側(cè)下降。大流量工況下，方案1的效率僅為72.22%，遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于方案2和方案3，小流量工況亦是如此。高效區(qū)內(nèi)，三種方案的效率較為接近。以方案3的最高效率點(diǎn)到75%為高效區(qū)。三種方案中，方案3的效率曲線變化最為平緩，高效區(qū)的流量范圍較寬（262～380 L/s）；方案1的效率曲線變化最為陡峭，高效區(qū)的流量范圍較窄（275～366 L/s）；方案2的效率曲線介于方案1和方案3之間，高效區(qū)流量范圍適中（267～377 L/s）。方案3的高效區(qū)流量范圍比方案2拓寬了7.3%，比方案1拓寬了30%。

3結(jié)論

（1）采用CFD數(shù)值模擬的方法，對包含了鐘形進(jìn)水流道，葉輪，導(dǎo)葉和虹吸式出水流道的全流道進(jìn)行了數(shù)值模擬，反映了最為接近實(shí)際的泵裝置流動情況。

（2）鐘形進(jìn)水流道的水平收縮段水流流線較為規(guī)則，流速分布較為均勻，水流流態(tài)良好；吸水室段和喇叭管整流段的流線并不規(guī)則，出現(xiàn)了漩渦，且流速分布并不均勻，雖然在左右兩側(cè)流態(tài)基本對稱，但是進(jìn)水側(cè)的流速明顯大于后壁側(cè)。

（3）根據(jù)CFD性能預(yù)測的結(jié)果，當(dāng)進(jìn)水流道吸水室后壁形狀采用“ω”形時，水力損失較小，水流流態(tài)較好，泵裝置運(yùn)行高效區(qū)流量范圍比半圓形的拓寬了7.3%，比矩形的拓寬了30%。而矩形后壁吸水室和半圓形后壁吸水室內(nèi)部的水流容易形成漩渦，增加進(jìn)水流道水力損失，無法保證較好的進(jìn)水條件，應(yīng)該盡量避免采用。