双吸离心泵正反转工况流致振动噪声研究

王春林， 罗 波， 夏 勇， 曾 成,叶 剑

(江苏大学 能源与动力工程学院, 江苏 镇江 212013)

双吸离心泵正反转工况流致振动噪声研究

王春林， 罗 波， 夏 勇， 曾 成,叶 剑

(江苏大学 能源与动力工程学院, 江苏 镇江 212013)

为深入了解双吸离心泵运行的振动噪声规律，以某一双吸式离心泵为研究对象，基于声学间接边界元法(IBEM)，采用LMS Virtual-Lab分析计算平台，进行基于泵壳模态的强迫振动响应计算。然后根据泵壳模态强迫振动响应计算与声学间接边界元的声学波动方程求解耦合方程，得到双吸泵在液力透平工况和泵工况下外辐射声场的声压级指向分布和声压级分布。结果表明：偶极子声源是流体噪声的主要声源；在蜗壳隔舌处非定常脉动力是主要的噪声源；叶频及其倍频是双吸泵外辐射声场噪声的主要诱导频率；泵壳发生了共振，所以声振耦合的作用不可忽略。研究揭示了双吸泵作液力透平及泵工况内部流动诱发的外辐射声场的声振耦合计算规律，为后续减振降噪研究提供了理论基础。

间接边界元；双吸泵；液力透平；强迫振动响应；声振耦合

随着泵往高速化发展，泵运行的稳定性日趋重要，对泵在运行过程中所受的水力冲击及振动噪声等问题的研究日益迫切[1-2]。双吸泵在运行的过程中产生的噪声主要有机械噪声和流致噪声。而机械噪声在一般情况下不大，流动诱导噪声是泵在运行过程中的主要噪声，对于一设计优良的泵而言，较小的流动诱导噪声成为噪声评级的不可或缺的重要因素之一[3-4]。

近年来，由于液力透平机械能将液体中的压力能回收，并转换成电能或机械能而得到了大量的研究，液力透平机械主要分为涡轮液力透平、泵液力透平和新型液力透平。其中泵做液力透平(Pump As Turbine， PAT,也称反转泵[5])具有价格便宜，体积小、设计成熟、安装方便等优点而得到广泛运用，对于能源的回收利用具有非常重要的现实意义。当泵反转作液力透平时，内部流场是极为复杂的三维非定常湍流，相比泵工况，高压流体从泵蜗壳出口进入，直接冲击叶轮、隔舌等部位，其振动与噪声问题更加显著，对泵稳定运行的影响更甚[6-7]。

国内外目前对于泵的噪声进行了大量研究，MONGEAU等[8]通过实验研究了离心泵叶轮所产生的噪声，并得到了在不同叶轮转速下的声压级频谱，为后续的理论研究提供了基础。刘厚林等[9]研究了离心泵蜗壳和叶片偶极子声源所产生的流动诱导噪声，并将所得结果和试验比对，发现基于大涡模拟和声类比方程计算声学是可靠的。袁寿其等[10]基于CFD(Computational Fluid Dynamics)和Lighthill声类比理论对离心泵内部流致噪声进行了数值模拟，分析认为离心泵蜗壳内声场分布与压力脉动直接相关。王镇宇等对泵壳外部的辐射声场进行了分析，结果表明非定常流动压力脉动与泵壳结构模态对离心泵外辐射声场有着直接的影响。

以上的方法仅对泵工况下的流动诱导噪声进行了分析研究，并且注重非定常压力脉动对于噪声的影响，对泵做反转透平工况下的流致振动分析还很缺乏。本文采用有限元法对一双吸离心泵在泵工况和液力透平工况下进行了流体和机械结构之间耦合作用的外辐射声场进行了研究，为泵的运行稳定性以及对流体辐射噪声的特性研究提供了参考。

1 模型泵基本参数及三维模型

本文模型泵是在双吸式离心泵MS59-160为原始模型的基础上，经过优化后得到的模型(见图1)，扬程为82 m，流量为160 m3/h，转速为2 950 r/min。双吸离心泵的主要尺寸见表1。

图1 双吸离心泵三维模型图Fig.1 The three-dimensional model of the double suction pump

参数数值叶轮进口直径/mm245叶轮出口宽度/mm12叶片数/片6蜗壳出口宽度/mm36蜗壳进口直径/mm100吸入室出口直径/mm125

2 流场及声场数值计算

2.1 流场计算

模型泵的网格划分是基于ANSYS-ICEM中完成的，为了保证计算精度，对各水体进行六面体结构网格划分，并且考虑到进出口存在一定的回流现象，所以对进出口段进行了适当延长。最终经过网格无关性验证得到最终网格数量为叶轮区域75万，吸入室区域115万，蜗壳区域167万。图2为双吸泵做液力透平各水体网格图。

通过对9种不同液力透平工况进行数值模拟计算得到了其效率扬程曲线，并与试验外特性曲线进行对比发现预测扬程误差在3%以内，且效率误差也在允许的范围内。说明采用标准k-ε模型计算时合理可靠，随后进行流场的非定常计算，提取蜗壳和叶轮的压力脉动作为偶极子声源，并进行声振耦合计算。

2.2 声场计算

声音和结构存在相互作用，结构振动会引发流体振动，流体振动所传递的声压也导致结构振动，尤其是在结构刚度小而流体密度较大时，二者之间的耦合作用不能忽略[11]。在水介质中，流体的声阻抗和结构的阻抗之差较小，这种耦合作用下产生的外辐射声场才是实际声场[12]。

只考虑结构时，结构动力学问题的基本方程为

当考虑到流体与结构的耦合作用，加入流体压力后的结构动力学方程为

同时在基于边界元的声学波动方程为

在声振耦合作用时，既要考虑到加入流体压力的结构动力学问题，还要与基于边界元的声学波动方程进行耦合从而求解一个耦合矩阵

2.3 泵壳有限元网格及模态设置

泵壳固体材料为铸铁，参数特性：弹性模量E=210 GPa，泊松比υ=0.3，密度为7.8×103kg/m3。泵壳约束设置[13-14]：地脚螺栓孔处三个方向位移为0，轴承毂孔处表面的节点除了轴向的Z方向，其他两个方向的位移为0，进口和出口面X方向上的位移设置为0。

图3为泵壳的有限元网格，网格通过Virtual-Lab有限元网格划分模块划分。采用四面体网格划分以期对泵壳复杂的结构有很好的适应性。将泵体网格属性定义成structural。泵体结构属性定义为Iron。

图3 泵壳有限元网格Fig.3 Finite element mesh of pump case

在计算时去除了螺栓，螺母和地脚螺栓，并基于有限元对非线性行为和泵盖与泵体螺栓联接的紧密性，

对泵盖与泵体的连接面(也包括法兰连接面)采用粘连方式处理。

结构的固有模态计算后，针对壳体内表面的流体压力，实现基于泵壳模态的强迫振动响应，可以得到壳体上各点的位移、速度响应。经过多次的试验研究证明，泵内压力脉动主要集中在基频以及其 第1阶～第5阶谐频上，故此选用泵壳的第1阶～第6阶固有频率，如表2所示。

表2 各阶固有频率

3 计算结果及分析

3.1 基于双吸泵泵壳固有模态的强迫振动响应

结构的固有模态计算后，得到了第1阶～第6阶固有频率，考虑双吸泵内表面的流体压力，实现基于泵壳模态的强迫振动响应，求解出插入流体压力后的结构动力学方程，计算出壳体上各点的位移、速度及加速度的响应。图4为透平工况下和泵工况下的振动响应频谱，从图中发现在Z方向的主要振动速度集中在叶片通过频率以及其谐频附近的频率范围，同时当频率接近转频时振动速度也变大。证明在流体压力激振力作用下的强迫振动响应对泵壳的结构模态影响很大，在进行声振耦合时必须要考虑到流体激振力的作用。

通过两工况下的振动速度频谱结果对比，在透平工况下Z方向主要振动速度都要明显大于泵工况，这说明在透平工况下的振动现象比在泵工况下的更为明显，且对比在X方向和Z方向的振动速度后发现，在泵壳三阶频率处发生了共振，这主要是因为泵壳的三阶频率与3倍叶频接近，发生了一定程度的共振，造成了X方向上的振动速度要远大于在Z方向的振动速度，所以有可能会造成外辐射声场变大。

图4 两种不同工况下的振动响应频谱Fig.4 The vibration response spectrum of two difference working conditions

3.2 外辐射声场分析

对于叶轮机械的流动诱导噪声而言，其噪声源主要分为单极子噪声源、偶极子噪声源及四极子噪声源，其中单极子噪声源又称为叶片厚度噪声，主要是由体积变化诱发的，此处的双吸泵在叶轮出口处的流动比较平滑，故叶片厚度噪声不是流体噪声的主要噪声源，在计算中一般不考虑它的影响。四极子声源主要由自由湍流诱发，包括了非均匀流动产生的脱流效应等。根据气动噪声的基本理论[15]分析可知，对于叶轮机械来说，四极子声源噪声的声强正比于流体速度的8次方，而实验证明了随机噪声正比于流体速度的6次方，只有当叶轮的叶片数很多且叶片叶尖的线速度超过声速时，四极子声源才是应该被重视的声源，对于本文的双吸泵作液力透平来说，叶片数仅为6片，转速2 950 r/min，且叶轮直径也不大，其叶尖速度是远小于声速的，与偶极子声源对比，可忽略四极子声源，故偶极子声源是双吸泵作液力透平时流体噪声的主要声源。叶轮机械内部流场的非定常流动产生的脉动压力将产生离散噪声和宽频噪声，对于双吸泵作液力透平而言，非定常脉动力主要集中在叶轮叶片和蜗壳表面，本文主要研究蜗壳表面偶极子声源及叶片偶极子声源诱发的外辐射声场计算。

外声场计算流程如图5所示，双吸泵作液力透平的外辐射声场是声振耦合计算，即有限元与间接边界元的耦合方法，利用边界元模型计算内声场，随后导入基于泵壳模态的强迫振动响应，模态阻尼比依照经验计算设置为1%。声学边界元模型与声学模态响应之间通过耦合面完成声振耦合计算。

图5 外声场计算流程Fig.5 The external sound field flow chart

在一定频率的范围之内，声源都存在一定指向性分布，为分析泵作液力透平的噪声产生机制，需了解噪声辐射指向性分布，在通过叶轮中心回转平面上，以叶轮中心为圆心，绕着泵外壳，每隔10°布置一个指向性场点网格，共36个指向性场点网格。图6(a)表示指向性网格布置图。图6(b)为平面场点，其中，与叶轮轴相垂直的为平面I，以便于研究耦合辐射外声场在外空间的声压级分布特性。

图6 场点网格图Fig.6 The grid meshing of the far field

图7为表示双吸泵作液力透平工况下和泵工况下叶片通过频率294.997 Hz及2倍叶频时外辐射声场的指向性分布。由图7可以知，在叶频处，液力透平工况要比泵工况的的辐射声场声压极大值大3.12 dB，辐射声压极小值相差6.78 dB，在2倍叶频处，辐射声压极大值相差0.81 dB，极小值相差1.64 dB，说明在叶频处的辐射声压值相差较大，且在液力透平工况下的噪声比在泵工况下的更为明显。再对比透平工况下的叶频和2倍叶频处声压指向分布后，发现在液力透平工况下的辐射声压极大值出现在蜗壳进口处，出现在与蜗壳第I断面正对260°附近，而第I断面与蜗壳表面最大压力脉动的位置十分接近，这说明此处外辐射声压较大的一个重要原因是叶片扫掠过程与隔舌相互作用的压力脉动所造成的。

图7 两种工况下的外辐射声场的指向性分布Fig.7 The sound directivity distribution of external radiation field in two difference working conditions

图8为双吸泵在两种工况下场点平面I的声压级分布，从各图中可以看出在泵壳表面处声压级值较高，然后向远处呈现逐渐减弱的发展。在液力透平工况下，对比各频率下声偶极辐射特性发现，在叶频和两倍叶频的声偶极辐射特性比较明显，蜗壳进口和出水室出口是声主要传播的地方，而在蜗壳进口的两侧存在显著的低声区。相比较于液力透平工况，泵工况在转频处的平面I声场分布显得复杂不均匀，叶频时，泵壳下方的高辐射声压级带显著，同时低声压带更加向蜗壳出口偏移，这些差异与指向性分布中最高声压级由液力透平时的120°偏向了170°的结果恰好一致，并造成蜗壳出口远处的声压级较小，这说明泵工况下蜗壳出口处的外辐射噪声要比液力透平工况下的外辐射噪声小，在噪声影响方面泵工况要比液力透平工况弱。

图8 两种工况下场点平面I的声压级分布结果Fig.8 The sound pressure level distribution result of field face I in two difference working conditions

4 双吸泵液力透平内声场实验验证

试验在江苏大学流体机械工程技术研究中心闭式试验台上进行。试验装置为液力透平泵、负载电机、进出水管路、阀门、高压泵、电动机、压力变送器、高频传感器、水听器、泵产品测试系统、虚拟仪器数据采集系统等组成。试验装置如图9。双吸泵外场噪声受电机

图9 闭式试验台装置示意图Fig.9 Test rig diagram

噪声、管道噪声及背景噪声干扰，精确测量有一定难度。为验证数值计算方法的可信度，通过双吸泵内部噪声信号进行验证。双吸泵内部噪声信号用水听器测量，水听器的型号为ST70，使用频率范围为50～70 kHz ，接收声压灵敏度为-204 dB。水听器采用齐平式安装方式，直接安装在管壁上，使传感器探头与测压点周围壁面齐平，直接测量管内流体噪声，水听器测点布置在模型泵出口4倍管径处。

计算值与试验值的对比如图10所示，双吸泵作液力透平工况下出口处的声压计算值与试验值趋势基本一致，计算值整体上较试验值略高，在频率等于叶频或者整数倍叶频时，声压级都到达极大值，且各极值点随着频率呈现逐渐减少的趋势。计算值能较好的与试验值吻合，计算结果可靠。

图10 液力透平工况下出口声压频率分布Fig.10 Spectrum versus frequency curves between calculated and experimental results at outlet of pump under negative condition

5 结 论

本文在泵壳模态分析结果上进行泵壳强迫振动响应计算，完成双吸泵作液力透平及泵工况内部流动所诱发的外辐射声场的声振耦合计算。

(1)通过对泵壳的强迫振动响应计算来看，泵壳频率与叶频接近时，在X方向上的振动速度突然加大，即泵壳与声场发生共振，从而导致外辐射声场增大。说明在计算双吸泵外辐射声场时，泵壳结构对声场的影响不可忽略。

(2)叶片扫掠过程中与蜗壳隔舌相互作用产生的压力脉动是双吸泵做液力透平时的主要噪声源。

(3)泵壳表面处声压级值较高，然后向远处呈现逐渐减弱的发展，声的传播主要透过蜗壳进口(泵工况为出口)和出水室出口(泵工况为吸入室进口)传出，在蜗壳进口的两侧存在两个低声压级区。

(4)双吸泵在作液力透平时，最高声压级在转频，叶频与两倍叶频时基本都要高于泵工况，所以在液力透平工况下，我们更需要进行降噪优化。

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Flow-induced vibration and noise of a double-suction centrifugal pump under positive and negative rotating operation conditions

WANG Chunlin,LUO Bo,XIA Yong,ZENG Cheng,YE Jian

(School of Energy and Power Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang, 212013, China)

In order to better understand the law of vibration and noise of a double-suction centrifugal pump, a double-usction centrifugal pump was taken as a study object. Based on the indirect boundary element method, (IBEM), a LMS Virtual-Lab computational platform was adopted to compute the forced vibration response of the pump due to flow based on modes of the pump shell. Then the forced vibration equations and the IBEM acoustic wave equations were used to form the coupled equations, these coupled equations were solved to obtain the distribution of sound pressure level and the direction distribution of sound pressure level of the double-suction centrifugal pump outside radiation sound field under the hydraulic turbine working condition and the pump working condition. The results showed that the dipole sound source is the main sound source of fluid-induced noise; the volute tongue unsteady pressure fluctuation is the main noise source; the blade frequency and its frequency multiplication are the main induced frequencies; the pump shell′s resonances appear; so, the acoustic-vibro interaction can not be neglected. The study results revealed the sound-vibration interaction law for the outside radiation sound field of a double-suction centrifugal pump under hydraulic turbine working condition and the pump working condition, and provided a theoretical basis for further study.

indirect boundary element method ; double suction pump; hydraulic turbine; forced vibration response; acoustic-vibro interaction

国家自然科学基金资助项目(51109094)；江苏高校优势学科建设工程项目

2015-07-28 修改稿收到日期：2016-02-29

王春林 男，博士，教授，1962年生

罗波 男，硕士生，1991年生

TH311

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.07.037