鄭 云 浩，李 彥 軍，胡 新 益，楊 平 輝，王 焰 康

(1.江蘇大學(xué) 流體機械工程技術(shù)研究中心，江蘇 鎮(zhèn)江 212013； 2.湖北省水利水電規(guī)劃勘測設(shè)計院，湖北 武漢 430064； 3.武漢特種工業(yè)泵廠有限公司，湖北 武漢 430058)

泵站進水流道型式包括肘型、鐘型和簸箕型等，其作用主要是為泵段提供良好的入流條件。不同形式的流道具有不同的優(yōu)勢和劣勢：① 肘型進水流道水力損失低，內(nèi)部流態(tài)穩(wěn)定，但為保證泵入口速度均勻，流道高度較大，型線復(fù)雜[1-3]；② 鐘型進水流道造價較低但穩(wěn)定性差，易產(chǎn)生渦帶，從而造成較高的水力損失與較差的內(nèi)部流態(tài)[4-5]；③ 與肘型和鐘型進水流道相比，簸箕型進水流道挖深高度最小，造價最低，而且在參數(shù)匹配合理的前提下，其水力性能較好[6-7]，擁有較高的工程價值與研究價值。

目前，已有大量國內(nèi)外學(xué)者運用仿真模擬[8-10]與試驗驗證[11-12]的手段，針對進水流道與泵裝置的匹配性進行了研究分析。陸林廣[13]等基于仿真模擬，對簸箕型流道的關(guān)鍵參數(shù)對內(nèi)流特性的影響進行了分析，分析發(fā)現(xiàn)，吸水箱高度、中隔墩寬度等因素對流道出口流速分布的均勻度影響明顯。成立等基于數(shù)值模擬，揭示了流道內(nèi)部的流動規(guī)律，并發(fā)現(xiàn)喇叭管下存在著奇點。陳松山等通過水力損失試驗裝置，優(yōu)化了簸箕型的進水流道型線。王亦曉等通過數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)PANS湍流模型能預(yù)測大尺度漩渦，并能反映更多的細(xì)節(jié)流動特征。李四海等分析比較了2種流道在帶泵與不帶泵情況下進水流道內(nèi)部的流場情況，結(jié)果表明，葉輪旋轉(zhuǎn)對水流流速的均勻度具有明顯的影響[14]。Kim[15]等基于仿真模擬與試驗驗證，分析了混流泵內(nèi)部關(guān)鍵參數(shù)對流道內(nèi)部流態(tài)的影響。Eisele K[16]等基于LDV與PTV技術(shù)，捕捉到了泵裝置內(nèi)部的回流現(xiàn)象。

根據(jù)工程經(jīng)驗，流道的設(shè)計往往要針對多個因素進行同時修正。目前，關(guān)于進水流道多因素多目標(biāo)組合優(yōu)化的理論很少。本文基于正交試驗分析法，研究了多種不同參數(shù)組合下進水流道的外特性，探究了關(guān)鍵設(shè)計因素對簸箕型進水流道水力性能的影響規(guī)律，以期對流道的優(yōu)化設(shè)計提供指導(dǎo)。

1 比較方案

模型泵裝置結(jié)構(gòu)如圖1所示。模型泵裝置的主要水力參數(shù)如下：設(shè)計流量Qdes=0.303 m3/s，設(shè)計凈揚程Hj=13.86 m，葉輪轉(zhuǎn)速n=1 328 r/min。模型泵主要幾何參數(shù)如下：葉輪葉片數(shù)Z1=4，導(dǎo)葉葉片數(shù)Z2=7。

圖1 三維造型Fig.1 3D model of pump device

根據(jù)國內(nèi)外學(xué)者積累的經(jīng)驗，影響簸箕型進水流道水力性能的主要參數(shù)有：后壁距、吸水箱高度、喇叭口入流直徑、流道底板傾角、流道寬度以及中隔墩厚度和流道高度等。由于目標(biāo)泵站的中隔墩厚度、流道高度等因素受到工程限制，本文中主要針對以下4個因素進行設(shè)計：后壁距Lb、喇叭口直徑DL、吸水箱高度HL和底板傾角。圖2為優(yōu)化參數(shù)的結(jié)構(gòu)示意圖。確定優(yōu)化參數(shù)之后，采用L9(34)正交試驗表，因素水平設(shè)置如表1所列，試驗方案如表2所列，其中6號方案為原設(shè)計方案。

圖2 簸箕型進水流道結(jié)構(gòu)示意Fig.2 The structure of dustpan type inlet

表1 因素水平Tab.1 Orthogonal experiment factors

表2 試驗計劃Tab.2 Test scheme

由于喇叭管出口D1受到葉輪直徑的限制，因此可將其作為長度標(biāo)尺，本次模型中D1=0.28 m。

底板傾角設(shè)計方案如圖3所示：1號方案設(shè)置為直線連接，2號方案設(shè)置為R420圓弧角過渡，3號方案設(shè)置為直角過渡。3種方案分別被命名為：α1，α2，α3。

圖3 流道底板傾角方案Fig.3 Inclination of the runner floor

2 數(shù)值模擬計算

2.1 網(wǎng)格劃分

與非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格相比，結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格具有收斂性好的優(yōu)點，因此，計算域中的所有網(wǎng)格均采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進行劃分。其中，進水流道與出水流道采用ICEM CFD生成，葉輪與導(dǎo)葉采用TurboGrid生成，網(wǎng)格劃分如圖4所示。

圖4 泵裝置各部件結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分Fig.4 Structured grid of the whole pump device

當(dāng)泵裝置網(wǎng)格數(shù)量在700萬以上時，計算效率趨于穩(wěn)定。由于網(wǎng)格數(shù)量的增加會占用更多的計算資源，因此將進水流道、葉輪、導(dǎo)葉和出水流道的網(wǎng)格數(shù)量最終分別確定為150萬、200萬、200萬以及150萬。本文采用k-ε模型作為湍流模型，因此將導(dǎo)葉與葉輪Y+平均值控制在50左右，進出水流道Y+平均值控制在70左右，可以滿足計算精度的要求。

2.2 計算設(shè)置

本文采用定常雷諾時均方程來模擬泵裝置的內(nèi)部流態(tài)，而且為了使方程封閉，引入了標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型。邊界條件設(shè)置如下：進水流道入口采用質(zhì)量流量；出口設(shè)置采用壓力出口，設(shè)置為0，參考壓力為1個大氣壓；壁面函數(shù)采用光滑無滑移系數(shù)，靜止部件之間的交界面采用“None”，動靜交界面采用“Stage”；殘差收斂標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置為10-4，對流項采用 “UpWind”，當(dāng)計算達(dá)到收斂標(biāo)準(zhǔn)或周期性穩(wěn)定時，計算結(jié)束。

3 試驗驗證

本次試驗在江蘇大學(xué)國家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心的水力機械四象限多功能試驗臺上展開。針對優(yōu)化后的進水流道及泵裝置進行揚程與效率的測定，試驗裝置如圖5所示。試驗臺流量采用德國科隆智能電磁流量計測量，測量精度優(yōu)于±0.2%；揚程測量采用日本橫河EJA 智能差壓變送器，測量量程為0～25 m，裝置模型試驗揚程測點位于進出口水箱上，傳感器測量不確定度優(yōu)于±0.1%。該試驗臺效率綜合允許不確定度在±0.3%以內(nèi)。

圖5 試驗臺實拍Fig.5 Test platform

圖6為泵裝置外特性測量值與試驗值的對比。由圖6可以看出：在小流量工況下，揚程與效率的計算值略高于測量值；小流量與設(shè)計流量工況下，效率的模擬值略低于測量值。在設(shè)計流量工況0.303 m3/s下，模擬值與試驗值的相對誤差均在3.3%以下。綜上所述，本文數(shù)值計算模擬值與試驗測量值的吻合度符合要求，數(shù)值模擬的結(jié)果具有可靠性。

圖6 數(shù)值模擬值與試驗測量值對比Fig.6 The comparison of pump performance between numerical simulation and experiment

4 成果分析

4.1 正交試驗結(jié)果分析

正交試驗結(jié)果如表3所列。為了直觀地分析，引入極差分析法認(rèn)定各項指標(biāo)對水力性能影響的大小。極差分析法簡稱為R法[17]。其中R值通過計算數(shù)據(jù)樣本的最大值與最小值之間的差值得到，R值越大，說明該因素對試驗指標(biāo)的影響越大，因此也就越重要。由表4～5可以看出：對泵裝置效率揚程的影響程度從大到小依次為喇叭管入流直徑>底板傾角>吸水室高度>后壁距。

表3 模擬試驗結(jié)果Tab.3 Test results

表4 泵裝置揚程極差分析Tab.4 Range analysis on pump head

表5 泵裝置效率極差分析Tab.5 Range analysis on pump efficiency

在設(shè)計流量工況下，優(yōu)化后的2號方案效率比原設(shè)計方案即6號方案的效率提升了4.41%，而且計算揚程更符合工程的要求，優(yōu)化效果明顯。

4.2 流場特性對比分析

為了進一步分析關(guān)鍵參數(shù)對泵裝置的影響規(guī)律，如圖7所示，繪制了原方案(工況6)與優(yōu)化后方案(工況2)的進水流道出流位置的軸向速度矢量分布圖，并進行了對比分析。由圖7可以看出：優(yōu)化后的方案，其入流角度較好，基本上為垂直入流，僅在輪緣附近出現(xiàn)了小范圍的紊流，這主要是受到黏性壁面邊界層的影響；而原方案的整體入流角度較差，尤其是中心位置，這是引起泵裝置效率降低、揚程偏離設(shè)計凈揚程較大的主要原因。

圖7 進水流道出流位置軸向速度矢量分布俯視圖Fig.7 Top view of axial velocity vector distribution

從數(shù)據(jù)分析結(jié)果可以看出：喇叭管入流直徑對泵裝置效率揚程產(chǎn)生的影響最大，而且工況2，工況7，工況6三個方案的效率呈階梯形遞減，具有較高的代表性。為了進一步分析產(chǎn)生入流角度差異的原因，繪制出了3個方案的喇叭管附近的流速剖面圖，如圖8所示。從圖8可以看出：工況7與工況2的喇叭管內(nèi)部流速較高，這代表2種流道的設(shè)計方案均具有較好的回收動能；但工況7喇叭管下方存在著較大范圍的低速區(qū)，喇叭管內(nèi)部的流速分布也較為紊亂，這主要是由于過小的喇叭管入流面積會在入流位置造成復(fù)雜的能量交換，從而影響到了流速分布的均勻性；工況6與工況2內(nèi)部流速分布較為均勻，喇叭管下方的低速區(qū)也較小，但工況6的喇叭管內(nèi)部流速較低。結(jié)合之前的速度矢量分布狀況可以得出結(jié)論：過大的喇叭管入流面積會影響到動能的回收，從而造成軸向流速的虧損，繼而使其效率降低。

圖8 喇叭管附近區(qū)域流速分布Fig.8 Velocity distribution near the flared tube

5 結(jié) 論

(1) 對于本文研究的泵站而言，優(yōu)化后的2號流道方案效率提升了4.41%，計算揚程符合設(shè)計要求，優(yōu)化效果顯著。

(2) 喇叭管入流面積對于泵裝置效率揚程的影響較大。過小的喇叭管入流面積會在入流位置造成復(fù)雜的能量交換，從而會進一步影響流速分布均勻性；過大的喇叭管入流面積會影響動能的回收，從而造成軸向流速的虧損。

基于上述研究成果，建議對于目標(biāo)泵站，應(yīng)將喇叭管入流面積控制在1.5倍葉輪直徑左右，此時效果為最佳。