李玲玉

(上海友為工程設計有限公司，上海 200093)

隨著城市化進程的加速，豎井貫流泵因其流道損失小、開挖深度小且管理方便等特點在長江中下游平原河網地區(qū)的低揚程大流量泵站中得到廣泛應用，其中包括特低揚程的大流量泵站.豎井貫流泵不僅需要優(yōu)化進出水流道流態(tài)，從而減小流道的水力損失，同時，水力模型的選擇、水泵模型參數(shù)的準確性對水泵機組穩(wěn)定運行也非常重要，其關系到工程用電容量、投資造價和后期運行管理難度.國內一般采用等揚程方法或參考接近比轉數(shù)的水力模型進行選型計算和裝置模型試驗[1].

在南水北調工程及國內多個大型低揚程泵站已開發(fā)研制的系列水力模型中，比轉數(shù)范圍500～1 600，對應揚程最高效點范圍2.5～11.5 m.系列模型中還未有針對1 m以下特低揚程的水力模型.國外多用較低的比轉數(shù)模型滿足低揚程的應用[1]，如荷蘭艾莫伊等泵站和日本新川河排水站.中國近年來通過降低nD值在較低揚程下使用，即采用低轉速大直徑方案進行低揚程和特低揚程泵的選型，低轉速大直徑方案可提高低揚程泵裝置效率，減小流速，從而減小水力損失[1-2].周偉等[3]對凈揚程為1 m左右的遙觀南樞紐泵站工程進行選型分析；于建忠等[4]對最高揚程與平均揚程相差較大的特低揚程泵站選型分析.運行凈揚程在1 m以下的特低揚程大流量泵站實例較少.

文中以寧波某豎井貫流泵站為例，對水泵模型參數(shù)的選擇進行相關研究分析.泵站單泵設計流量37.5 m3/s，設計凈揚程僅0.32 m，凈揚程范圍0～1.22 m.文中針對其特低揚程大流量的特點，采用豎井貫流泵方案，水力模型采用現(xiàn)有南水北調水力模型中高效區(qū)揚程較低的TJ04-ZL-07，根據(jù)泵與泵裝置工作原理建立特性參數(shù)的數(shù)理關系，進行泵段及裝置的相似換算比較分析，確定水泵性能參數(shù)，提出推算泵裝置效率的方法，并結合其CFD數(shù)值模擬計算和裝置模型試驗結果進行驗證，為同類型特低揚程大流量泵站選型計算提供參考.

1 泵段及泵裝置揚程、效率特性表達

水泵選型一般采用泵相似定律將模型泵的特性參數(shù)換算成實型泵參數(shù).模型泵的特性參數(shù)可分為泵段參數(shù)和泵裝置參數(shù)，根據(jù)泵與泵裝置工作原理，泵段與泵裝置參數(shù)存在一定的數(shù)理關系.

1.1 泵相似定律

實型泵和模型泵流量、揚程和功率之間的關系[1]分別為

(1)

(2)

(3)

式中：Q，H，P，n，D2和ρ分別為實型泵的流量、揚程、功率、轉速、葉輪直徑和液體密度；QM，HM，PM，nM，D2M和ρM分別為模型泵的流量、揚程、功率、轉速、葉輪直徑和液體密度.

1.2 泵段效率和泵裝置效率

根據(jù)能量守恒定律，泵段揚程和泵裝置揚程特性表達如式(4)，(5)所示.

HPS=E5-E4，

(4)

HD=E6-E3，

(5)

式中：HPS，HD分別為水泵泵段揚程和水泵裝置揚程；E1—E7分別為內河清污機前、清污機后、進水流道進口、葉片進口、導葉出口、出水流道出口及出水池斷面的總水頭.

斷面位置如圖1所示.

水力學伯努利能量方程

(6)

式中：z，p和v分別為斷面的位置水頭、壓強和速度；g為重力加速度.

因此，泵裝置效率和泵段效率及流道水力損失的關系[5]為

(7)

(8)

(9)

式中：N為水泵軸功率；HJ為泵站凈揚程，Δh1—Δh6分別為清污機、進口閘門門槽、進水流道、葉輪和導葉段、出水流道以及出口閘門門槽的水力損失.

圖1 泵站斷面總能和水力損失示意圖

1.3 流道損失

流道的水力損失與流道內平均流速的關系[5]為

ΔhF=Δh3+Δh5=SQ2=S1v2,

(10)

式中：ΔhF為流道水力損失；S1為平均流速對應的水力損失系數(shù)；S為流量對應的水力損失系數(shù)；v為流道內平均流速.

對不同葉輪直徑、不同設計流量的泵裝置流道的水力損失可采用名義平均流速[5]進行定量評價，進出水流道內設計流量時的流速基本上與其成正比.

(11)

式中：vn為流道名義平均流速；Qd為水泵設計流量.

2 選型計算比較分析

2.1 損失估算分析

根據(jù)多座泵站運行經驗[6-8]，泵站控制要求中,一般當進口清污機在污物引起的壓差值達到或超過0.20 m時發(fā)出清污信號；污物引起的壓差值達到或超過0.40 m時，發(fā)出警告信號.據(jù)此進口清污機水力損失Δh1取0.30 m，清污機、攔污柵和門槽的總水力損失(即Δh1+Δh2+Δh6)可估算為0.40 m.

根據(jù)已有研究成果和多個豎井貫流泵站數(shù)值模擬數(shù)據(jù)的分析比較[9-11]可知，進水流道損失隨流量的改變變化不大，而出水流道在小流量區(qū)域損失較大，在設計流量附近損失變化不大.例如：南水北調邳州站流道效率高，高效區(qū)進、出水流道的損失約0.18 m.根據(jù)式(10)，(11)，采用邳州數(shù)值計算結果推算該工程在設計流量附近的進出水流道損失(即Δh3+Δh5)約0.10 m，該結果與后期該工程CFD全流道數(shù)值模擬計算結果吻合.

2.2 泵段及泵裝置特性曲線換算分析比較

南水北調工程天津同臺測試的TJ04-ZL-07水力模型雖為高效區(qū)非系列軸流泵中最低的，但性能較優(yōu)，為天津同臺測試用最多的模型[1]，廣泛應用于低揚程泵站.南水北調工程邳州站運行揚程較低，采用TJ04-ZL-07水力模型在天津試驗臺進行了裝置性能測試.

2.2.1 泵裝置特性曲線換算結果

根據(jù)式(1)—(3)，利用邳州站裝置模型曲線進行實型泵換算，當n=67 r/min,D=3 900 mm時,換算的水泵裝置性能曲線見圖2.圖中水泵運行高效區(qū)在設計揚程和最高揚程中間，若使高效區(qū)進一步降低來接近設計揚程，則需要進一步增加轉輪直徑D來降低nD值，這將大大增加泵站整體投資，因此，轉輪直徑暫定3 900 mm.葉片安放角接近0°，設計工況下裝置效率為72.0%；最高揚程時，水泵裝置效率為78.5%.

圖2 水泵裝置特性曲線圖

2.2.2 泵段特性曲線換算結果

根據(jù)式(1)—(3)，利用邳州站泵段性能曲線進行實型泵換算，當n=67 r/min,D=3 900 mm時,換算的泵段特性曲線見圖3.

圖3 泵段特性曲線圖

由圖3可知，水泵運行高效區(qū)仍位于設計揚程和最高揚程中間，較裝置性能曲線換算結果更靠近設計揚程.在設計工況時，葉片安放角約-1°，泵段效率為78.0%；最高揚程時，水泵段效率為78.0%.

2.2.3 配套電動機功率選擇

異步電動機功率根據(jù)標準系列選取，根據(jù)上述換算結果，得到不同工況的水泵運行參數(shù)如表1所示，表中k為儲備系數(shù)，ηg為齒輪箱效率，PE為適合選用的電動機標準額定功率.由表可知，利用裝置曲線換算結果對應水泵軸功率較小，選取電動機的額定功率較低.實際運行中，在最高揚程工況運行時，存在電動機出力不夠或過負荷運行風險.特低揚程泵站相比低揚程泵站，水泵運行揚程越低時，流道損失占總揚程比例越大，而邳州站模型裝置特性曲線nD為435，最優(yōu)工況點揚程3.60 m，流道損失占總揚程比例小，裝置效率偏高，以此裝置性能曲線換算本工程實型泵曲線效率誤差偏大，因此，采用泵段特性曲線換算結果更適用.

表1 水泵特征工況性能預測

2.3 泵段效率換算裝置效率高效區(qū)

表2為泵裝置效率預測.

表2 泵裝置效率預測

由于流道損失對水泵裝置運行效率有一定的影響，在無接近揚程工況的裝置曲線可用時，可根據(jù)式(9)，采用泵段曲線工況點及對應流道損失進行換算，來預測nD值較低的裝置效率曲線高效區(qū)揚程范圍.如表2所示，表中ηD為裝置曲線效率，采用泵段曲線0°葉片安放角下不同流量點性能參數(shù)進行換算，預測水泵轉速為67 r/min時，裝置運行最高效點在1.35 m左右，略高于邳州站裝置運行曲線換算結果；預測轉速為60 r/min時，裝置運行最高效點在1.05 m左右.預測結果說明若采用的模型運行揚程較高，而實型泵運行揚程大幅降低，nD大幅降低時，水泵裝置性能曲線的高效區(qū)在相似換算基礎上會整體上移.

3 CFD計算及模型試驗驗證

為驗證泵型選擇的結果，常采用CFD計算流體動力學對泵裝置進行數(shù)值模擬優(yōu)化計算[12-14]，并按比例縮小后進行裝置模型試驗驗證.

3.1 數(shù)值模擬結果

采用CFD計算流體動力學軟件，結合設計初擬流道斷面尺寸，分析泵段進口處流速分布均勻性及速度矢量角度，對流道豎井末端處尺寸、豎井末端至葉輪的距離進行優(yōu)化。對葉輪直徑為3 900 mm、轉速為67 r/min、葉片安放角為0°時不同流量下的水泵實型裝置進行全流道數(shù)值模擬計算，結果如表3所示，獲得的最高效工況點在流量35 m3/s、揚程1.35 m左右，這一結果和表2預測結果流量34.00 m3/s、揚程1.35 m較為接近.

表3 數(shù)值模擬計算水泵裝置性能

3.2 模型試驗結果

根據(jù)數(shù)值模擬結果，水泵裝置模型在河海大學水力試驗臺上進行.水泵裝置模型包括豎井進水流道、導葉及葉輪段和出水流道.模型水泵葉輪直徑300 mm，模型水泵與實型水泵流道尺寸完全相似[15].泵裝置模型如圖4所示.模型試驗采用等揚程方法進行研究.

圖4 水泵裝置模型

當n=67 r/min,D=3 900 mm時,分別對水泵裝置模型進行了5個葉片角度下的能量試驗，結果如圖5a所示.由圖可見，0°和+2°葉片安放角對應工況最高效點揚程均在1.40 m左右，與表1預測揚程高效點揚程1.35 m接近，說明采用泵段效率換算裝置效率高效區(qū)的方法較為準確.

另外，由于模型試驗結果中流量略大于表2預測及表3數(shù)值模擬結果，同時高效區(qū)中心由原泵段曲線中0°葉片安放角偏移至+2°安放角，且高效區(qū)揚程偏高，為使實際運行中水泵能長時間在高效區(qū)運行，將實型泵轉速由67 r/min下調至60 r/min，模型試驗結果如圖5b所示，圖中最高效點揚程在1.10 m左右，與表2預測揚程高效點揚程1.05 m接近.

圖5 模型試驗換算實型泵裝置性能曲線

4 結 論

1) 針對特低揚程泵站，可利用現(xiàn)有南水北調的低揚程水力模型降低nD值進行選型計算.

2) 隨著豎井貫流泵轉輪直徑D的增大，流道內平均流速降低，流道水力損失降低.但水泵流道損失占裝置總揚程比例較高，凈揚程1 m以下的豎井貫流泵裝置最優(yōu)工況效率與揚程為3 m左右的水泵相比低了約6%，故采用運行揚程差距較大的模型裝置特性曲線換算實型泵誤差偏大，采用模型泵段特性曲線換算結果更準確.

3) 通過數(shù)值模擬和模型試驗結果驗證，采用泵段效率和泵裝置效率換算公式，對泵段曲線工況點及對應流道損失進行換算，可較為準確地預測nD值較低的裝置效率曲線高效區(qū)揚程范圍.