俞 健，秦子明，方 超，蔡標(biāo)華，張 露，吳大轉(zhuǎn)

（1.武漢第二船舶設(shè)計研究所，湖北武漢 430064；2.浙江大學(xué)，浙江杭州 310027）

1 前言

旋渦泵，又可稱為再生泵、渦輪泵、圓周泵和摩擦泵。旋渦泵一方面具有離心泵達不到的低比轉(zhuǎn)速，另一方面比容積式泵具有更好的壓力脈動性能和可維護性，其逐漸代替容積式泵被廣泛應(yīng)用為高壓小流量系統(tǒng)的流體輸送泵。

旋渦泵因其小流量、高揚程的特點得到國內(nèi)外學(xué)者越來越多的關(guān)注。A Engeda等對旋渦泵的內(nèi)部復(fù)雜流動提出了理論數(shù)學(xué)模型和算法［1，2］。Francis J Quail等對軸向流動的旋渦泵進行了研究，提出了旋渦泵內(nèi)流體動量交換的一維模型，并通過試驗驗證［3］，后又結(jié)合一維模型和三維數(shù)值模擬，提出了旋渦泵的設(shè)計方案［4］，同時提出了旋渦泵復(fù)雜葉輪的成型方法［5］。王洋等通過數(shù)值模擬的方法討論了閉式葉輪的葉片位置對旋渦泵性能的影響［6］。沙溢等通過試驗驗證了相似理論對于旋渦泵性能判斷的適用性［7］。張菲茜等通過數(shù)值模擬的方法計算了用于燃油系統(tǒng)的微型旋渦泵的水力性能并分析了葉輪的承載機理［8］。因此，旋渦泵的理論分析和性能研究在國內(nèi)外得到了廣泛關(guān)注，并且在燃油系統(tǒng)上也得到了大量應(yīng)用，然而對于旋渦泵的壓力脈動特性研究則相對較少。研究表明，旋渦泵產(chǎn)生的尖銳的噪聲大部分來源于內(nèi)部流體與進出口分隔區(qū)即阻隔面的動靜干涉［9］。壓力脈動頻譜圖與流動噪聲是一致的，因而流動噪聲可以通過研究壓力脈動來預(yù)測［10］。因此，通過旋渦泵的壓力脈動特性的研究和控制，可為旋渦泵由流體脈動誘發(fā)的振動噪聲控制提供解決方案。

將動靜干涉誘導(dǎo)壓力脈動與減振降噪結(jié)合的研究極為廣泛，其主要研究對象是離心泵和風(fēng)機。其中，非等距葉片分布也得到了越來越多學(xué)者的關(guān)注，如河合勇太等對隨機分布法則進行了統(tǒng)計分析，歸納出適用于汽車供油泵的葉片分布規(guī)律［11］。武鵬等通過數(shù)值模擬研究在非等距葉片分布下微型旋渦泵壓力脈動特性［12］。非等距分布方法，是指通過打亂葉片的周期分布方式，使相鄰的葉片夾角產(chǎn)生差值，從而削弱動部件與靜部件干涉作用的方法。本文通過隨機分布法則對旋渦泵均布葉輪進行重新分布，通過數(shù)值模擬對隨機分布葉輪旋渦泵和均勻分布葉片旋渦泵的壓力脈動特性進行分析和對比，并進行試驗測試。

2 計算模型

2.1 模型建立與網(wǎng)格劃分

本文研究對象為一臺軸向旋渦泵，其結(jié)構(gòu)包括葉輪及泵殼，其中泵殼又分為泵室和泵蓋兩部分，其三維造型如圖1所示。葉輪外圍由葉片分割為若干葉片槽，在泵室和泵蓋內(nèi)分別加工圓周溝槽作為流道，并均留阻隔面阻隔流體從泵的出口向進口泄漏。旋渦泵的主要幾何參數(shù)如表1所示。

圖1 旋渦泵三維造型

表1 參考旋渦泵的主要幾何參數(shù)

對上述旋渦泵的三維流道模型進行造型，由于葉輪在運行時是軸向浮動的，假設(shè)葉輪處于泵腔的中間位置，即葉輪與泵室泵蓋的軸向距離均為0.01mm。將泵內(nèi)流體流道分為7部分，即進口流道、進口油膜、葉輪流道、平衡孔、出口油膜、徑向間隙及出口流道，流道模型如圖2所示。

流道模型的網(wǎng)格劃分通過網(wǎng)格劃分軟件GAMBIT完成，由于旋渦泵內(nèi)部流道復(fù)雜，對進口流道、出口流道及葉輪流道采用適應(yīng)性強的四面體網(wǎng)格劃分，對進、出口油膜、徑向油膜及平衡孔采用掃略的網(wǎng)格劃分六面體網(wǎng)格，劃分網(wǎng)格如圖3所示。

圖2 旋渦泵內(nèi)部流道模型

圖3 旋渦泵計算流道及網(wǎng)格

2.2 計算模型與邊界條件

旋渦泵內(nèi)部流動較復(fù)雜，存在自由剪切湍流、附著邊界層湍流及回流等流動形式，采用realizable k-ε模型進行湍流模擬；求解器的速度耦合方式采用SIMPLEC算法；在差分格式中，壓力向采用標(biāo)準(zhǔn)格式，而速度項、湍動能項及湍動能耗散項采用二階迎風(fēng)格式。葉輪流道內(nèi)的流體為轉(zhuǎn)速5300 r/min的旋轉(zhuǎn)體，其余為非旋轉(zhuǎn)體。計算介質(zhì)為gasoil-liquid。

非定常計算時，以定常模擬計算的計算結(jié)果作為非定常計算的初始條件，進口邊界條件為給定質(zhì)量流量，出口邊界條件給定靜壓。取葉輪旋轉(zhuǎn)2°所經(jīng)過的時間6.28×10-5s作為時間步長進行計算。

考慮到泵內(nèi)不同位置的壓力脈動情況不同，在泵進出口油膜的軸向中間位置沿周向分別設(shè)置15個監(jiān)測點，監(jiān)測點分布如圖4所示。除了在流體進入點及離開點各設(shè)置1個監(jiān)測點外，從離開點開始每隔45°設(shè)置1個監(jiān)測點，阻隔面的角度約為27°，則每隔9°設(shè)置一個監(jiān)測點。

圖4 監(jiān)測點分布示意

3 壓力脈動分析

3.1 均布葉片旋渦泵壓力脈動特性分析

針對均布葉片旋渦泵的額定工況，對泵內(nèi)部不同點的壓力脈動情況進行分析和比較。從泵進口位置至泵出口位置依次取in2，in5，in7，in8，in10及in15點進行頻譜分析和對比，傅里葉變換后的結(jié)果如圖5所示。根據(jù)圖5的計算結(jié)果可以看到，阻隔面內(nèi)的監(jiān)測點脈動幅值是最大的。整體來看，泵從進口到出口，各監(jiān)測點的葉頻脈動情況相當(dāng)，而in2點由于其靠近進口，受流體運動影響較小，頻率成分較為單一。隨著監(jiān)測點由進口向出口移動，由于受旋渦泵內(nèi)部流體的湍流運動和旋渦的影響，除葉頻外的附加的頻率成分逐漸明顯。在動靜干涉與旋渦泵內(nèi)部的旋渦運動共同作用下，阻隔面內(nèi)的監(jiān)測點in15的葉頻幅值最大，且頻譜圖中的頻率成分最為復(fù)雜。

圖5 不同位置監(jiān)測點的頻譜

由于葉輪與泵室泵蓋阻隔面的動靜干涉作用，在葉頻處將產(chǎn)生較大的幅值，對各監(jiān)測點在葉頻處的幅值進行對比，如圖6，7所示。

圖6 進口側(cè)各監(jiān)測點葉頻下幅值

圖7 出口側(cè)各監(jiān)測點葉頻下幅值

根據(jù)圖6，從in1點至in4點，葉頻幅值逐漸下降?？紤]到in1點至in4點區(qū)域為進口段的過渡區(qū)，該區(qū)域泵體流道截面積較大，對流體起到緩沖的作用，從而使該區(qū)域的葉頻幅值有所下降。in4點后，直至動靜干涉區(qū)前，各點的葉頻幅值基本一致，當(dāng)流體進入動靜干涉區(qū)后，葉頻幅值顯著增大。

而出口流道側(cè)各監(jiān)測點的幅值變化情況與進口側(cè)相近但略有不同。根據(jù)圖7，流體同樣在進入阻隔面區(qū)域后葉頻幅值顯著增大，且其幅值與進口側(cè)葉頻幅值相近，但在泵體出口側(cè)流道區(qū)域內(nèi)的out1點至out4點，該處流通截面較小，葉頻幅值并沒有入口側(cè)葉頻幅值的下降規(guī)律。

3.2 隨機分布葉片旋渦泵性能和壓力脈動特性分析

根據(jù)隨機分布法則，對均布葉片進行了重新分布，設(shè)計了2種葉片分布方案，分布方案如表2和3所示。

表2 隨機分布方案一

表3 隨機分布方案二

對2個隨機分布葉片旋渦泵模型的定常性能進行計算，并與均布葉片旋渦泵的性能進行對比，結(jié)果如圖8和9所示。根據(jù)圖8及圖9的對比結(jié)果看出，3個模型泵的流量-揚程曲線相近；而3個模型的流量-效率曲線有一定的差別，隨機分布方案二模型的效率要整體高于均勻分布模型和隨機分布方案一，而其對應(yīng)的性能曲線較為陡峭，而隨機分布方案一的性能曲線最為平緩。由此，與均布葉片旋渦泵相比，非等距葉片分布法則并不顯著影響旋渦泵的性能。

圖8 3個模型的流量—揚程曲線

圖9 3個模型的流量—效率曲線

對3個旋渦泵模型在工作工況點下的非定常性能進行計算、對比和分析。圖10，11分別為隨機分布方案一旋渦泵與隨機分布方案二旋渦泵內(nèi)部相同位置監(jiān)測點下的頻譜變化。將圖10及11所示的in15點的頻譜與均布葉片旋渦泵的監(jiān)測點in15的頻譜對比，可以看到經(jīng)過葉片非等距分布后的旋渦泵最大幅值較均布葉片旋渦泵有顯著降低，同時由于非等距分布，在葉頻兩側(cè)產(chǎn)生了附加的頻率成分，分散了葉頻峰值強度，從而使旋渦泵的振動噪聲總級明顯降低。另外，從進口in2至出口in15，附加的頻率成分呈增強的趨勢。非均布分布使旋渦泵的內(nèi)部流動更加復(fù)雜，從進口至出口，流體脈動受復(fù)雜流動的影響越來越大，導(dǎo)致附加的頻率成分對應(yīng)的幅值越來越大，葉頻附近的頻譜發(fā)生了疊加。

圖10 隨機分布方案一不同監(jiān)測點的脈動頻譜

圖11 隨機分布方案二不同監(jiān)測點的脈動頻譜

3.3 壓力脈動振動試驗測試

由于所研究泵的尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊，泵的葉片通過頻率超過4000 Hz，該頻率衰減很快，難以直接測量流體脈動?？紤]到泵內(nèi)部流體的壓力脈動將通過流體誘導(dǎo)泵體振動的方式傳輸?shù)酵獠垦b置上，并引發(fā)振動，故通過泵體振動測試的方法進一步分析旋渦泵的壓力脈動特性。

泵振動測試的的具體過程為：將振動加速度傳感器貼于泵芯外壁，傳感器位置位于旋渦泵吸入口附近。等距分布旋渦泵測試結(jié)果和CFD計算結(jié)果如圖12，13所示。由圖12和13的試驗與數(shù)值模擬的對比結(jié)果可以看到，CFD模擬得到的壓力脈動頻譜特性與旋渦泵振動頻譜在趨勢上具有一致性。整體上看，葉頻仍是振動的主要頻率，葉頻處的振動幅值最大。

圖12 等距分布旋渦泵振動測試頻譜分析

圖13 等距分布旋渦泵模擬計算頻譜分析

更進一步，按照隨機分布方案一加工非均布葉片葉輪并進行振動測試，分析結(jié)果如圖14所示。

圖14 隨機分布方案一的泵芯外壁振動頻譜

對比圖12和14的振動測試頻譜圖可以得到，對于均布葉片旋渦泵，葉頻位置有明顯的尖峰，對于非均布葉片旋渦泵，葉頻處的峰值顯著降低，葉頻兩側(cè)有明顯的附加頻譜。試驗結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果一致，同樣表現(xiàn)出非均布葉片分布旋渦泵較均布葉片分布旋渦泵的葉頻峰值低，且產(chǎn)生附加頻率，頻譜更均勻，說明泵內(nèi)壓力脈動是旋渦泵的主要振動源。

4 結(jié)論

（1）由旋渦泵的葉輪與靜止部件動靜干涉引起的葉頻是旋渦泵壓力脈動的主要組成頻率，且在阻隔面附近葉頻的幅值最大。旋渦泵內(nèi)部流體的湍流運動和旋渦還會引起其他頻率成分的壓力脈動，但幅值較小。

（2）隨機分布葉片旋渦泵能顯著降低在葉頻處的脈動峰值，但由于其內(nèi)部流場更為復(fù)雜，在葉頻兩側(cè)產(chǎn)生了附加的頻率成分，而振動噪聲總級上有明顯下降。

（3）對于葉片等距和非等距分布的旋渦泵，CFD模擬得到的壓力脈動頻譜特性與旋渦泵振動頻譜在趨勢上具有一致性，說明泵內(nèi)壓力脈動是旋渦泵的主要振動源。

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