蔣東進,楊帆*,陸美凝,湯方平,呂玉婷

(1. 揚州大學水利科學與工程學院,江蘇 揚州 225009; 2. 江蘇省洪澤湖水利工程管理處,江蘇 淮安 223100)

軸流泵廣泛應(yīng)用于灌溉、排澇及大型調(diào)水工程等場合,其在運行過程中內(nèi)部存在著復雜的三維流動,在非設(shè)計工況下運行時,泵裝置內(nèi)部的不穩(wěn)定流動會導致機組振動,進而產(chǎn)生噪聲[1-2].隨著人們環(huán)保意識的提升,噪聲污染逐漸成為關(guān)注的重點,同時也給泵裝置的優(yōu)化設(shè)計帶來了新的挑戰(zhàn).隨著工業(yè)技術(shù)的不斷發(fā)展,軸流泵的機械噪聲早已得到了妥善的解決,但水力噪聲主要由流體運動所導致,因此其致聲機理更加復雜[3].計算流體力學與氣動聲學的快速發(fā)展,使數(shù)值模擬成為研究泵裝置內(nèi)部流動以及水力噪聲的重要手段[4- 5].張德勝等[6]采用CFD與CA相結(jié)合的方法,研究了多工況下噴水推進泵的流動特性及流致噪聲機理.LI等[7]、CHEN等[8]針對立式軸流泵內(nèi)部非定常流動及流致噪聲進行研究,發(fā)現(xiàn)適當?shù)膶~數(shù)有利于抑制軸流泵內(nèi)部的壓力脈動和振動噪聲.劉鑫等[9]采用混合模擬方法研究了葉片周向后彎對軸流泵水動力性能和噪聲輻射的影響.季燕羽等[10]采用數(shù)值模擬技術(shù)對軸流泵內(nèi)部流場進行非定常計算,發(fā)現(xiàn)在深度失速工況下泵內(nèi)水力噪聲的聲壓級最大.

隨著研究的深入,大量研究均表明,小流量工況是引起泵裝置機組不穩(wěn)定運行的主要原因[11-12],楊帆等[13-14]通過試驗發(fā)現(xiàn)小流量工況下出水流道內(nèi)流脈動均方根最大,同時其水力噪聲水平也最強.余昊謙等[15]針對小流量下旋渦自吸泵進行了優(yōu)化設(shè)計,降低了進出口管道的聲壓級.金光遠等[16]通過試驗分析了小流量工況下葉頂間隙誘導的間隙噪聲.由于小流量工況下葉輪與泵裝置流道之間的脈動作用區(qū)域更加強烈[13],因此低揚程泵裝置的進出水流道受泵的影響較大,然而目前針對泵裝置內(nèi)部水力噪聲的研究主要集中在離心泵、混流泵等方面,而軸流泵裝置進出水流道相關(guān)的研究大多集中在內(nèi)部流動及壓力脈動特性等方面[2, 13],對其水力噪聲的研究較少.文中以立式軸流泵裝置為研究對象,針對泵裝置進出水流道內(nèi)流場及水力噪聲進行分析,以期為立式軸流泵裝置穩(wěn)定運行及減振降噪提供一定的理論依據(jù).

1 計算模型及模擬方法

1.1 數(shù)值模型參數(shù)

立式軸流泵裝置由肘形進水流道、葉輪、導葉體、90°彎管和直管式出水流道5部分組成,如圖1所示.泵裝置的主要性能參數(shù)中轉(zhuǎn)速n=2 200 r/min,最優(yōu)工況點的流量Qbep=0.03 m3/s,揚程H=1.64 m.幾何參數(shù)分別為葉輪名義直徑為120 mm,輪轂比為0.40,葉片數(shù)為4,葉片安放角為0°,葉頂間隙為0.2 mm.導葉體的葉片數(shù)為5.肘形進水流道與直管式出水流道的主要控制尺寸在文獻[14]中已交代清楚,受篇幅影響,文中不再贅述.

圖1 立式軸流泵裝置三維模型

1.2 流場計算

1.2.1 邊界條件及前處理設(shè)置

旋轉(zhuǎn)區(qū)域與靜止區(qū)域之間的物理量通過交界面進行數(shù)據(jù)傳遞,動靜交界面在定常計算時采用Stage類型,非定常計算時選用Transient Roter Stator類型,靜靜交界面采用None類型[1].為盡可能與試驗工況達到一致,本次計算基于雷諾時均方程Navier-Stokes(RANS)控制方程和SSTk-ω湍流模型對立式軸流泵裝置進行數(shù)值求解,并采用有限體積法對控制方程進行空間離散.定常計算收斂精度設(shè)置為1.0×10-5,進口邊界條件采用總壓進口,出口邊界條件采用質(zhì)量流量出口.非定常計算設(shè)置計算總時長為葉輪旋轉(zhuǎn)周期的8倍,將時間步長設(shè)置為葉輪旋轉(zhuǎn)3°所需時間,最大步數(shù)為10步,同時設(shè)置葉輪每個旋轉(zhuǎn)周期輸出120個固定偶極子信息,為保證計算結(jié)果的穩(wěn)定性,將最后4個周期的固定偶極子數(shù)據(jù)作為聲場計算的聲源.

1.2.2 網(wǎng)格劃分及網(wǎng)格無關(guān)性分析

立式軸流泵裝置的葉輪和導葉體在TurboGrid軟件中分別采用H/J/L-Grid和H-Grid拓撲結(jié)構(gòu),并在葉片周圍進行網(wǎng)格加密處理,其余部分采用ICEM CFD軟件進行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,葉輪等主要過流部件的網(wǎng)格y+值均在30以內(nèi),滿足SSTk-ω湍流模型對近壁面網(wǎng)格質(zhì)量的要求[2],網(wǎng)格質(zhì)量無負體積,滿足網(wǎng)格正交性和縱橫比的要求.在最優(yōu)工況下對軸流泵裝置進行了網(wǎng)格數(shù)量無關(guān)性分析,網(wǎng)格數(shù)量無關(guān)性分析結(jié)果如表1所示,表中N為網(wǎng)格數(shù)量,η為泵裝置效率.由表1可知,泵裝置效率隨著網(wǎng)格數(shù)量的增加而增大,當網(wǎng)格數(shù)量從388萬增加到510萬以后泵裝置的效率趨于穩(wěn)定,效率變化明顯低于1%,最終確定網(wǎng)格數(shù)量為510萬.

表1 網(wǎng)格數(shù)量對泵裝置效率的影響

1.3 聲場計算

立式軸流泵裝置內(nèi)部聲場計算在LMS Virtual. Lab中完成,由于聲學有限元法(FEM)在計算遠場流動噪聲時克服了積分方法不能求解復雜邊界格林函數(shù)的缺點,其計算結(jié)果與實際更加吻合,被廣泛應(yīng)用于內(nèi)流場寬頻噪聲研究[8],因此文中采用聲學有限元法對聲學傳播方程進行求解.在進行聲學網(wǎng)格劃分時,為保證計算準確,需保證聲學網(wǎng)格的單元最大長度小于最大頻率處聲波波長的1/6,即滿足Lu

2 數(shù)值預(yù)測與試驗驗證

為驗證流場計算與聲場計算的準確性,在江蘇省水利動力工程重點實驗室的Φ120 mm水力機械閉式循環(huán)試驗臺上完成了外特性數(shù)據(jù)采集,同時對立式軸流泵裝置直管式出水流道進行噪聲數(shù)據(jù)采集.Φ120 mm水力機械閉式循環(huán)試驗臺如圖2所示,主要測量設(shè)備在文獻[13]中已有說明,文中不再贅述.因噪聲測量結(jié)果的準確性與水聽器的安裝位置有很大關(guān)系,為保證測量精度,將發(fā)射換能器正對接收水聽器測試方向,換能器與水聽器中心保持同一深度,水聽器設(shè)置于直管式出水流道結(jié)構(gòu)漸變段中心位置.

圖2 立式軸流泵試驗臺三維模型圖

圖3為2 200 r/min時立式軸流泵裝置數(shù)值模擬與模型試驗的外特性數(shù)據(jù)對比,其中橫坐標Q/Qbep為各工況下流量Q與最優(yōu)工況的流量Qbep的比值.各工況點揚程的相對誤差均在2.0%以內(nèi),各工況點功率P的相對誤差均在3.5%以內(nèi),數(shù)值計算與模型試驗吻合較好.文中對小流量工況0.6Qbep時流道內(nèi)流場速度及水力噪聲的變化規(guī)律進行分析.

圖3 泵裝置外特性對比曲線

圖4為聲學有限元法計算得到的直管式出水流道內(nèi)部聲壓級SPL與試驗數(shù)據(jù)對比,由圖4可知,由FEM計算得到的直管式出水流道進口處的聲壓級總體升降趨勢與試驗測試得到的數(shù)據(jù)基本一致,由FEM計算得到的聲壓級與試驗數(shù)據(jù)得到的聲壓級最大差值為7.3 dB,相對誤差為9.2%,且聲壓級整體趨勢與試驗數(shù)據(jù)基本一致,因此文中采用FEM可以對泵裝置進出水流道提供較為精準的聲學預(yù)測.

圖4 聲壓級試驗和模擬值對比

3 試驗結(jié)果與討論

3.1 內(nèi)流場分析

為研究立式軸流泵裝置流道內(nèi)流特性,沿水流方向在進出水流道內(nèi)部各自選取7個特征斷面,其中,肘形進水流道內(nèi)的特征斷面編號分別為1-1至1-7,直管式出水流道的特征斷面編號分別為2-1至2-7,各特征斷面的位置分布如圖5所示.

圖5 進出水流道特征斷面示意圖

泵裝置內(nèi)流產(chǎn)生的噪聲源主要來自水流的壓力脈動、汽蝕、水錘以及旋渦等,前期的研究結(jié)果表明,泵裝置內(nèi)流的不穩(wěn)定壓力脈動是流致噪聲產(chǎn)生的主要原因[3, 11],而流速分布不均勻則會引起壓力脈動,因此需要討論流速分布對水力噪聲的影響,由于對流道內(nèi)部進行整體分析時容易忽視流動過程中的一些細節(jié),因此提出了一種區(qū)域劃分的思想,將整個流道進行細分,以探究流速在流道內(nèi)部的演變規(guī)律.沿泵裝置內(nèi)部流動方向?qū)⒘鞯啦煌卣鲾嗝鎰澐譃樽笊?、左下、右上、右?塊區(qū)域.肘形進水流道和90°彎管兩過流部件各特征斷面在4塊區(qū)域的流線如圖6所示,肘形進水流道4塊區(qū)域內(nèi)的流線較為平順,無脫流和旋渦等不良流態(tài)產(chǎn)生,分布較為均勻.90°彎管4塊區(qū)域內(nèi)的流線分布相較于肘形進水流道顯得紊亂,彎管左上區(qū)域和右上區(qū)域內(nèi)均出現(xiàn)了回流,增加了水力損失,且左上區(qū)域和右上區(qū)域的流線呈交替互繞,左上區(qū)域的流線向右側(cè)流動,右上區(qū)域的流線向左側(cè)流動,左下區(qū)域的流線呈繞后導水錐及泵軸的方式纏繞流動,右下區(qū)域的流線相較于其他3塊區(qū)域顯得平順,整體呈螺旋狀流動狀態(tài),4塊區(qū)域流線的差異明顯主要是因為小流量工況時導葉體出口剩余環(huán)量的影響較大.為進一步定量分析泵裝置流道內(nèi)流特性,繪制了流道內(nèi)部流速在4塊區(qū)域內(nèi)沿坐標軸3個方向的速度分量變化分布圖,如圖7,8所示.

圖6 不同過流結(jié)構(gòu)流線分布

圖7與圖8分別為肘形進水流道與直管式出水流道內(nèi)部不同特征斷面在4塊區(qū)域內(nèi)沿坐標軸3個方向的速度分量變化分布,圖中L為沿程相對坐標.定義x軸方向為橫向的正方向,y軸方向為縱向的正方向,z軸方向為軸向的正方向,如圖5三維坐標所示.受葉輪旋轉(zhuǎn)的影響,肘形進水流道內(nèi)速度的軸向分量變幅最大,為-0.29 m/s至1.61 m/s.受肘形進水流道彎肘段的影響,各特征斷面在縱向的速度分量均從1-1特征斷面開始增大,在達到1-4斷面,即肘形進水流道彎肘段起始位置處開始迅速降低.

圖8 直管式出水流道各特征斷面沿程速度分量分布

水流自導葉體出口流向直管式出水流道的過程中,各區(qū)域內(nèi)的流速在縱向和軸向的分量變化趨勢基本一致.受導葉體出口剩余環(huán)量的影響,90°彎管內(nèi)各區(qū)域的流速在橫向的分量變化與徑向和軸向相比無明顯規(guī)律,左下區(qū)域和右下區(qū)域的流速在橫向的分量變化均為先增大后減小,左上區(qū)域的流速在橫向的分量先減小后增大.各區(qū)域內(nèi)流速在橫向的分量增減不一致,且右下區(qū)域流速在橫向的分量數(shù)值上出現(xiàn)了正負交替變化,說明導葉體出口剩余環(huán)量對90°彎管內(nèi)流速在橫向的分量影響最大,導致各區(qū)域流速在橫向的分量增減不一致,進而加劇了流態(tài)的紊亂.

3.2 內(nèi)聲場分析

為明晰立式軸流泵裝置流道內(nèi)聲場的變化情況,在肘形進水流道與直管式出水流道內(nèi)部各自設(shè)置4個監(jiān)測點對內(nèi)聲場進行監(jiān)測,其中,P101至P104為肘形進水流道內(nèi)的聲學監(jiān)測點,P201至P204為直管式出水流道內(nèi)的聲學監(jiān)測點,各聲學監(jiān)測點均位于流域的中心線位置,如圖9所示.

圖9 內(nèi)聲場監(jiān)測點位置

通過計算流體力學(CFD)和計算聲學(CA)相結(jié)合的方法,獲得了立式軸流泵進出水流道在2 200 r/min轉(zhuǎn)速下的水力噪聲聲壓級頻率響應(yīng)曲線,如圖10所示.

為更好地表征水力噪聲的大小,采用聲壓級(SPL)來表示頻域內(nèi)不同頻率處水力噪聲的大小,其中

(1)

式中:pa為有效聲壓,Pa;p0為基準聲壓,取10-6Pa.

立式軸流泵裝置進出水流道水力噪聲主要由寬頻噪聲和離散噪聲組成,且聲壓級的峰值均出現(xiàn)在葉頻及其倍頻處,呈現(xiàn)出較強的離散性,這與本領(lǐng)域的學者在前期的研究中所得到的結(jié)論基本一致[15-16],葉輪的旋轉(zhuǎn)是誘導流道內(nèi)部水力噪聲的主要原因.直管式出水流道內(nèi)各監(jiān)測點的聲壓級較肘形進水流道偏大,表明偶極子聲源沿著流體向直管式出水流道傳播的過程中,主要作用于葉輪下游區(qū)域.流經(jīng)葉輪的流體,在經(jīng)過導葉體和90°彎管進入直管式出水流道的過程中,部分速度環(huán)量未被導葉體完全回收,直管式出水流道進口的橫向速度受剩余環(huán)量的影響分布不均,導致流道內(nèi)部流動未呈對稱式流動,非定常流動特征明顯,在此過程中,水流還與流道壁面相互作用,由摩擦及撞擊等原因誘導的流動噪聲進一步增加了直管式出水流道的聲壓級,因此直管式出水流道聲壓級總體上大于肘形進水流道.

為更好地對比泵裝置進出水流道水力噪聲的分布特性,評價立式軸流泵裝置內(nèi)部頻域聲源大小,以研究其與噪聲的關(guān)系,參閱文獻[17]中的研究思路,采用聲源強度和總聲源強度來表征聲場頻域信息,其中聲源強度SSI及總聲源強度TSSI為

(2)

(3)

式中:Sef為時域聲源有效值;Sref為參考聲源,取10-6kg·m3/s2;m為頻率數(shù)量;SSIl為頻域內(nèi)第l個頻率下的聲源強度.

在采集的時域聲源基礎(chǔ)上,通過傅里葉變換得到了進出水流道各聲學監(jiān)測點在不同頻率下的聲源強度SSI頻域響應(yīng)特性曲線,如圖11所示,同時通過計算得到了進出水流道各聲學監(jiān)測點的總聲源強度TSSI,其中,監(jiān)測點P101—P104的TSSI值分別為228.9,220.5,241.5,254.8 dB;監(jiān)測點P201—P204的TSSI值分別為242.6,248.8,221.0,226.6.由圖11可知,各聲學監(jiān)測點的SSI均在葉頻處達到最大值,并且隨著頻率的增大呈現(xiàn)出明顯的周期性波動.肘形進水流道內(nèi)聲源強度從監(jiān)測點P101至監(jiān)測點P104整體呈上升趨勢,直管式出水流道內(nèi)聲源強度從監(jiān)測點P201至監(jiān)測點P204整體呈下降趨勢,表明監(jiān)測點越靠近葉輪旋轉(zhuǎn)域,受葉輪旋轉(zhuǎn)的影響越明顯.直管式出水流道內(nèi)各監(jiān)測點的聲源強度總體上高于肘形進水流道,說明直管式出水流道內(nèi)水流的運動復雜且處于無序的空間運動,相較于肘形進水流道,對各監(jiān)測點處的聲壓級與聲源強度影響更大.隨著頻率的增大,進出水流道內(nèi)各監(jiān)測點聲壓級與聲源強度峰值均出現(xiàn)在了葉頻及其倍頻處,表明葉輪的旋轉(zhuǎn)是影響泵裝置流道水力噪聲的主要原因.

圖11 各監(jiān)測點聲源強度頻域響應(yīng)特性曲線

為對泵裝置流道水力噪聲進行定量分析,將泵裝置流道內(nèi)部各監(jiān)測點的總聲源強度進行對比,結(jié)果表明,肘形進水流道出口的總聲源強度相較于彎肘段(監(jiān)測點P101)增大了11.3%;直管式出水流道出口的總聲源強度相較于進口(監(jiān)測點P201)減小了6.6%.肘形進水流道總聲源強度最大值位于出口域,為254.8 dB,這是因為該處離葉輪最近,受葉輪旋轉(zhuǎn)的影響,脈動分布較其他監(jiān)測點更強烈.而直管式出水流道內(nèi)總聲源強度最大值位于結(jié)構(gòu)漸變段,為248.8 dB,此處的空間流線速度在橫向、徑向和軸向的分量變化分別為-0.22～0.18 m/s,0.26～1.25 m/s和-0.24～0.12 m/s;直管式出水流道進口的空間流線速度在橫向、徑向和軸向的分量變化分別為-0.24～0.02 m/s,0.51～1.37 m/s和-0.02～0.25 m/s;直管式出水流道監(jiān)測點P203所在空間內(nèi)的流線速度在橫向、徑向和軸向的分量變化分別為-0.13～0.01 m/s,0.37～0.76 m/s和-0.15～0.08 m/s,以上3處對應(yīng)的總聲源強度分別為248.8,242.6和221.0 dB,表明流道內(nèi)部流線速度在各方向的分量變幅越大,總聲源強度就越大.

4 結(jié) 論

以立式軸流泵裝置為研究對象,通過物理模型試驗驗證了數(shù)值計算的可靠性,針對泵裝置流道內(nèi)流場及內(nèi)聲場進行分析,主要得到以下結(jié)論:

1) 肘形進水流道各區(qū)域流速在縱向和軸向的分量增減趨勢一致,左半?yún)^(qū)域和右半?yún)^(qū)域的橫向速度呈對稱分布.導葉體出口剩余環(huán)量對90°彎管內(nèi)流速在橫向的分量影響最大,各區(qū)域流速在橫向的分量增減不一致,是90°彎管內(nèi)流態(tài)紊亂的重要原因.

2) 直管式出水流道水流速度在各方向的分量變幅越大,總聲源強度就越大.流道過流斷面面積的變化會影響水流的非定常流動,進而影響流線速度的分量變化.因此,在對立式軸流泵裝置進行設(shè)計時,要盡量減少流道的結(jié)構(gòu)變化.

3) 葉輪的旋轉(zhuǎn)是誘導流道噪聲的重要原因,流道內(nèi)的聲壓級和聲源強度峰值主要出現(xiàn)在葉頻及其倍頻處;肘形進水流道內(nèi)總聲源強度最大值位于出口處,為254.8 dB,相比彎肘段起始處增大了11.3%.直管式出水流道內(nèi)總聲源強度最大值位于結(jié)構(gòu)漸變段,為248.8 dB.