（湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院 理學(xué)院，湖北省十堰市 442002）

0 引言

雙吸離心泵在大型調(diào)水工程、農(nóng)田灌溉和城鎮(zhèn)供水等重要領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用。隨著南水北調(diào)工程的開(kāi)展，雙吸離心泵正朝著大型化的方向發(fā)展，例如惠南莊泵站所采用的雙吸離心泵葉輪直徑高達(dá)1.75m，單機(jī)功率達(dá)到7500kW[1]。雙吸離心泵尺寸的不斷增大，功率增加，其運(yùn)行穩(wěn)定性問(wèn)題就更加突出，在泵的內(nèi)部流動(dòng)存在較強(qiáng)的壓力脈動(dòng)，容易誘發(fā)機(jī)組的振動(dòng)和噪聲[2，3]。

離心泵壓力脈動(dòng)研究表明，離心泵內(nèi)部動(dòng)靜部件的干涉作用和葉輪出口處的“射流—尾跡”是產(chǎn)生較大壓力脈動(dòng)的主要根源[4，5]。為了降低壓力脈動(dòng)，很多學(xué)者提出了諸如適當(dāng)改變隔舌位置與葉輪出口之間的間隙及隔舌形狀、調(diào)節(jié)運(yùn)行工況等辦法來(lái)控制和改善離心泵的壓力脈動(dòng)情況[6-8]。將雙吸離心泵葉輪兩側(cè)葉片均勻交錯(cuò)布置形式已經(jīng)在惠南莊泵站得到了應(yīng)用，并有效降低了壓力脈動(dòng)。Spence等[9]運(yùn)用CFD軟件研究了一臺(tái)雙蝸殼雙吸離心泵的壓力脈動(dòng)特性，考慮了對(duì)稱(chēng)布置、15°交錯(cuò)布置和30°交錯(cuò)布置，結(jié)果也證實(shí)了葉輪布置形式對(duì)壓力脈動(dòng)影響較大。姚志峰等[10]采用試驗(yàn)方法通過(guò)對(duì)五種不同形式葉輪分別安裝到相同的雙吸離心泵泵體內(nèi)進(jìn)行壓力脈動(dòng)性能測(cè)試，表明葉輪交錯(cuò)布置可以有效降低壓力脈動(dòng)。但是對(duì)葉輪交錯(cuò)布置角度的變化降低壓力脈動(dòng)的機(jī)理，以及對(duì)水泵性能的研究還比較少。要揭示其內(nèi)部機(jī)理，就必須對(duì)蝸殼內(nèi)部的流動(dòng)特征進(jìn)行分析。

為此，本文采用大渦模擬法，對(duì)雙吸離心泵在不同葉片交錯(cuò)角度下的內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行非定常數(shù)值模擬，重點(diǎn)分析葉片交錯(cuò)角度變化對(duì)離心泵蝸殼內(nèi)部非定常流場(chǎng)的影響。

1 計(jì)算模型

本文選取的試驗(yàn)對(duì)象為一臺(tái)雙吸離心泵，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為：葉輪進(jìn)口直徑D0=700mm，葉輪外徑D2=1200mm，葉片數(shù)＝6；主要性能參數(shù)為：額定流量Q=10800m3/h，揚(yáng)程H=32m，轉(zhuǎn)速n=490r/min。為了研究葉輪不同交錯(cuò)角度對(duì)雙吸離心泵性能的影響，本文共選取了5組對(duì)應(yīng)的交錯(cuò)角度分別為10°、15°、20°、25°、30°，其中對(duì)稱(chēng)布置的葉輪和均勻交錯(cuò)的葉輪如圖1所示。

圖1 不同交錯(cuò)角度葉輪Fig.1 Impeller at different angles

2 數(shù)值計(jì)算方法

雙吸離心泵的計(jì)算域包括吸水室、葉輪和蝸殼。由于幾何模型復(fù)雜，故采用基于六面體和四面體單元的混合網(wǎng)格生成技術(shù)對(duì)模型進(jìn)行劃分，并對(duì)吸水室半螺旋段、葉片、隔舌區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格局部加密，計(jì)算域及網(wǎng)格如圖2所示。最后生成的網(wǎng)格單元數(shù)為248萬(wàn)，節(jié)點(diǎn)數(shù)229萬(wàn)。對(duì)于不同交錯(cuò)角度下的網(wǎng)格劃分采用相同的策略，網(wǎng)格單元數(shù)基本相同。

圖2 雙吸離心泵計(jì)算網(wǎng)格Fig.2 Computational grid of double suction centrifugal pump

本文采用大渦模擬方法作為湍流模型來(lái)研究雙吸離心泵內(nèi)部湍流壓力脈動(dòng)，并采用Dynamic Smagorinsky-Lily亞格子尺度模型作為大渦模擬的SGS模型。其邊界條件計(jì)算設(shè)置如下：在進(jìn)口法蘭處設(shè)速度進(jìn)口，其值通過(guò)流量和進(jìn)口過(guò)流面積確定；出口取在泵出口法蘭處，設(shè)置為自由出流，認(rèn)為泵內(nèi)流動(dòng)在出口部分已經(jīng)達(dá)到充分發(fā)展?fàn)顟B(tài)；對(duì)于泵內(nèi)轉(zhuǎn)子部件和定子部件之間的交界面，引入滑移網(wǎng)格技術(shù)進(jìn)行處理；固壁采用無(wú)滑移壁面條件。

采用穩(wěn)態(tài)RANS定常計(jì)算結(jié)果作為非定常計(jì)算的初始流場(chǎng)。采用有限體積法對(duì)瞬態(tài)控制方程進(jìn)行離散，非耦合隱式方案進(jìn)行求解，對(duì)流項(xiàng)離散采用二階迎風(fēng)格式，壓力項(xiàng)離散采用對(duì)高雷諾數(shù)的高速?gòu)?qiáng)旋流更有效的PRESTO差分格式。壓力和速度的耦合求解采用非定常計(jì)算的PISO算法。為了得到足夠分辨內(nèi)部流場(chǎng)的非定常信息，計(jì)算時(shí)間步長(zhǎng)取為3.4×10-4s，每60個(gè)時(shí)間步為一個(gè)葉片通過(guò)周期[6]。

本文將在泵的設(shè)計(jì)工況下，分別對(duì)5種隔舌間隙進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。壓力脈動(dòng)的監(jiān)測(cè)面和監(jiān)測(cè)點(diǎn)需要設(shè)定在流道中壓力脈動(dòng)具有代表性的位置，故在蝸殼壁面共設(shè)置了8個(gè)壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，如圖3所示。

圖3 壓水室表面壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)設(shè)置示意圖Fig.3 Schematic diagram of pressure fluctuation monitoring points on the surface of pressure water chamber

3 結(jié)果分析

3.1 外特性預(yù)測(cè)

計(jì)算得到泵的流量揚(yáng)程及流量效率曲線，如圖4所示，并與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了比較。由圖可知，預(yù)測(cè)結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果在趨勢(shì)上完全一致。其中，效率計(jì)算值在小流量工況下比試驗(yàn)值略低，在大流量時(shí)比試驗(yàn)值略高，但與試驗(yàn)值相比不超過(guò)5%；而揚(yáng)程計(jì)算值在小流量時(shí)略低于試驗(yàn)值，在設(shè)計(jì)流量及大流量下與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好，最大相對(duì)誤差不超過(guò)3%。可見(jiàn)，該模型能夠比較準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)了該泵的外特性，也為進(jìn)一步的預(yù)測(cè)分析提供了保證。

圖4 外特性曲線Fig.4 External characteristic curve

3.2 不同隔舌間隙情況下的外特性對(duì)比

設(shè)計(jì)流量下水泵的揚(yáng)程隨交錯(cuò)角度的變化情況如圖5表示。由圖可以看出，隨著交錯(cuò)角度的增大，揚(yáng)程和效率均有所下降，這是因?yàn)榻诲e(cuò)之后，葉輪兩側(cè)出口流動(dòng)相互摻混，水力損失增大。

圖5 設(shè)計(jì)工況下不同交錯(cuò)角度對(duì)外特性的影響Fig.5 Influence of different stagger angles on external characteristics under design conditions

3.3 蝸殼內(nèi)部流場(chǎng)分析

在設(shè)計(jì)工況下，選擇一個(gè)典型時(shí)刻t1，即葉片出口邊距隔舌最近的時(shí)刻，研究葉片交錯(cuò)角度變化對(duì)泵內(nèi)壓力和速度分布的影響。圖6所示為設(shè)計(jì)工況下t1時(shí)刻，蝸殼內(nèi)部流場(chǎng)分布。由圖可知，蝸殼內(nèi)的壓力分布隨著流動(dòng)方向逐漸增大，受葉片交錯(cuò)角度變化的影響不大。但是它對(duì)蝸殼內(nèi)部的渦結(jié)構(gòu)有明顯影響。隨著葉片交錯(cuò)角度的增大，蝸殼內(nèi)部旋渦不再保持對(duì)稱(chēng)，旋渦大小和強(qiáng)度也略有降低。

圖7所示為不同葉片交錯(cuò)角度下，隔舌區(qū)域的渦結(jié)構(gòu)特征。由圖中可以看出，三種葉片交錯(cuò)角度下，當(dāng)角度增大時(shí)，隔舌處的渦結(jié)構(gòu)上下不一致，相互影響抵消，從而渦結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和大小減弱。

圖7 不同交錯(cuò)角度下隔舌區(qū)域渦結(jié)構(gòu)分布Fig.7 Vortex structure distribution in the tongue with different cross angles

3.4 壓力脈動(dòng)特性分析

設(shè)計(jì)工況下，不同葉片交錯(cuò)角度監(jiān)測(cè)點(diǎn)C1的壓力脈動(dòng)時(shí)域圖如圖8所示。從壓力變化波形來(lái)看，隨著葉片交錯(cuò)角度的增大，脈動(dòng)幅度逐漸減小。當(dāng)均勻交錯(cuò)時(shí)，脈動(dòng)幅度最小，約為0°時(shí)的75%左右。

設(shè)計(jì)工況不同隔舌間隙下監(jiān)測(cè)點(diǎn)C1處的壓力脈動(dòng)頻域特性如圖9所示。由圖可見(jiàn)，主導(dǎo)泵內(nèi)壓力脈動(dòng)的頻率依然是以葉片通過(guò)頻率。葉片交錯(cuò)角度在變大過(guò)程中，壓力脈動(dòng)幅值呈現(xiàn)逐漸變小的趨勢(shì)。當(dāng)均勻交錯(cuò)時(shí)，脈動(dòng)幅度最小，與0°時(shí)相比，脈動(dòng)幅值降低了約70%。

圖6 不同交錯(cuò)角度下蝸殼內(nèi)部渦結(jié)構(gòu)分布Fig.6 Vortex structure distribution in the spiral case with different cross angles

圖8 不同交錯(cuò)角度下C1處壓力脈動(dòng)時(shí)域圖Fig.8 Time domain diagram of pressure fluctuations at point C1 under different stagger angles

圖9 不同交錯(cuò)角度下C1處壓力脈動(dòng)頻域圖（Q =Qd）Fig.9 Frequency-domain diagram of pressure pulsation at C1 under different stagger angles

4 結(jié)束語(yǔ)

本文采用大渦模擬方法，對(duì)雙吸離心泵葉輪不同交錯(cuò)角度下的內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬，并著重對(duì)蝸殼內(nèi)的流場(chǎng)特性及壓力脈動(dòng)特性進(jìn)行了重點(diǎn)分析，初步得到以下結(jié)論：

（1）隨著交錯(cuò)角度的增大，雙吸離心泵效率和揚(yáng)程與對(duì)稱(chēng)布置的葉輪相比，整體上略有下降。

（2）葉片交錯(cuò)角度變化對(duì)蝸殼內(nèi)壓力內(nèi)部的橫向流動(dòng)也有一定影響，隨著葉輪交錯(cuò)角度的增加，橫向流動(dòng)的旋渦面積和強(qiáng)度減小。

（3）不同交錯(cuò)角度下，蝸殼內(nèi)壓力脈動(dòng)頻域值均以葉片通過(guò)頻率為主，并且隨著交錯(cuò)角度的增大，雙吸離心泵效率和揚(yáng)程整體上略有上升。

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