M型防涡装置对混流泵装置水力性能的影响

2018-05-29孙奥冉张付林

中国农村水利水电 2018年5期

胡晓，郑源，孙奥冉，张付林

(河海大学水利水电学院，南京 210098)

0 引言

封闭式进水流道属于泵站进水池的一种，其作用是将泵站前池的水流引入水泵叶轮室。对于大型立式混流泵站，泵口径较大，进水喇叭口若存在漩涡等不良流态，会引发机组的剧烈振动和空化，产生安全隐患。因此，有必要在水泵的进水流道内设置合理的消涡防涡措施。

关于水泵进水流道消涡防涡装置的试验研究有很多,主要的消涡防涡措施分为两类，一类是对进水流道的后壁进行改造，如王本成等[1]利用CFD技术对矩形后壁、蜗形后壁以及水面加设隔板后水流的流态进行了数值计算，发现蜗形后壁型式对流场流态有明显的改善，李彦军等[2]针对前池侧向进水的钟形进水流道模型试验得出，在吸水室后壁隔舌和进水喇叭口之间加设隔板，能有效抑制回流；另一类是在吸水喇叭管下方设置消涡防涡装置，如导流锥，消涡栅等，如周佩剑等[3]研究了不同导流锥型式对低扬程泵站的水力性能影响，发现采用椭圆锥可显著提高水泵装置效率，刘超等[4]利用高速摄影技术对箱涵式进水流道进行消涡试验分析，发现采用锯齿形消涡条的消涡装置不仅能消除附底涡还可较大幅度提高泵装置的水力性能，周庆连[5]运用数值模拟的方法验证了消涡栅能够消除奇点，达到防止涡带产生的目的。

实践证明，进水流道的后壁平面形状对水泵的进水有极大影响，王本成等[1]通过数值模拟研究发现，矩形后壁型式的进水流道，漩涡主要出现在进水流道的拐角及吸水管入口附近。而目前正在推广的M型防涡装置的防涡消涡原理正是由于其结构不仅填补了进水流道后壁拐角处出现死水区的空间，而且抑制了进水流道后壁与吸水管之间的回流，从而使水流在经过进水流道后壁之后能够按照较为理想的流线形式汇入吸水喇叭管。本文针对国内某泵站进水流道的型式，利用数值模拟和模型试验相结合的方法，分析了M型防涡装置对水泵进水流道流态，水泵静压分布及效率的影响，以期为M型防涡装置在混流泵进水流道内的应用推广奠定基础。

1 数值模拟

1.1 泵站概况

以国内某立式抽芯式混流泵为研究对象，该泵站的进水流道平面形状为矩形，水泵出口直径为2 000 mm，设计工况流量：7.55 m3/s；扬程：28.5 m；效率87.5%；同步转速：<428.6 r/min，吸水喇叭口直径为2.3 m，悬空高度为0.92 m。

1.2 数值模拟方法

在数值模拟中，采用专业建模软件UG对水泵装置进行几何建模，对混流泵的全流道进行三维定常湍流计算。整个计算区域分为水泵进水流道、水泵出水流道、转轮体、导叶体。研究对象的三维模型如图1所示。

1-进水流道；2-出水流道；3-喇叭管；4-转轮体；5-导叶体图1 泵装置三维模型图Fig.1 Three-dimensional perspective picture of mixed flow pump

计算域网格划分采用软件ICEM CFD15.0，并对支撑、叶片以及轮毂这些较为复杂的过流部件表面进行加密，以减少数值模拟计算的误差，部分结构的网格划分结果如图2所示。考虑到该混流泵结构的复杂性，采用了自适应性较强的非结构化四面体网格以及边界层网格，并对近壁面等关键部位进行了局部加密。经过对网格进行的无关性验证，确定当网格总数为400万左右时，所求得的效率波动小于1%。

图2 网格划分示意图Fig.2 Picture of Meshing

数模方法采用雷诺时均法[6]，并引入湍流模型以更好地反映出强旋流和带有弯曲壁面的流动。

动能方程(k方程)：

(1)

耗散方程(ε方程)：

(2)

在速度和压力耦合的过程中，采用SIMPLEC算法，模型中的系数均为默认值。计算区域的边界以进水池进口作为计算域的进口，采用流量进口条件，给定不同流量值。出水流道出口作为计算域出口，采用自由出流条件。在临近固壁的区域采用了标准壁面函数，固壁面采用无滑移边界条件，不考虑壁面粗糙度对流场的影响。在对混流泵开展定常数值模拟计算时，转轮体区域采用旋转坐标参考系，其他过流区域采用静止坐标系统；水泵的扬程为出水流道出口断面和进水流道进口断面总压之差。

2 结果分析

2.1 数值模拟可靠性验证

为了检验本研究中数值模拟结果的可靠性，在试验台进行了模型试验，所得到的泵装置外特性曲线如图3所示。

图3 数值模拟与模型试验泵装置性能曲线Fig.3 Numerical simulation and model tests performance curve of the pump device

由图3可知，数值模拟计算得到的泵装置最高效率为87.94%，模型试验得到的泵装置最高效率为87.71%。同一流量工况下，数值计算的Q-η曲线和Q-H曲线与模型试验得到的曲线变化趋势一致，数值计算得到的值略高于模型试验实际测得的值，整体误差在±5%以内，故本研究中的数值模拟具有可靠性和准确性。

2.2 进水流道流态分析

在本实验中，M型防涡装置的模型设计图如图4所示。利用建模软件UG构建了水泵原进水流道模型和有M型防涡装置的进水流道模型，如下图5所示。通过数值模拟计算分别得到了在水泵的设计工况流量下，进水流道内有无M型防涡装置的流线图和叶片的压力云图，如图6～图9所示。

图4 M型防涡装置模型设计图(单位：mm)Fig.3 Design drawing of the M-type anti-vortex

图5 进水流道模型图Fig.5 Three-dimensional picture of inlet

图6 进水流道截面流线图Fig.6 Picture of Streamline in the inlets

图7 导叶翼型流线图Fig.7 Picture of the Streamline of Guide vanes

通过进水流道截面流线图可以看出，无M型防涡装置时，进水流道后壁附近出现了漩涡，而采用M型防涡装置后，漩涡消失，进水流道内的流态得到了改善。由导叶翼型流线图可以看出，设置M型防涡装置后导叶中部出现的漩涡数量减少，范围缩小。

实验观察发现，由于水泵喇叭管的吸水作用和水流流过喇叭管的绕流作用，难免会有漩涡出现。水泵喇叭管吸水的特点是水流从喇叭管的四周汇入泵内，没有设置M型防涡装置时，进水流道90°拐角区域附近的水流由于不在吸水喇叭管的作用范围内而形成死水区，或者与下一时段流经该区域的水流共同作用形成涡流。由于水流的黏性作用，这些涡流可能会进入吸水喇叭管内，进而影响水泵的工作状态。位于喇叭管中心正下方的附底区域内的水流因为流速较低，故在近壁区与周围水体间形成一剪切层，在剪切层附近，速度梯度较大易形成漩涡，因湍流水体的黏性存在，湍流的扩散及进水流道中存在较大的切向速度，剪切层之间的漩涡就会聚集成束从而形成强制涡带[7]。从理论上来说，进水流道内的流线应近似于两支抛物线。设置了M型防涡装置后，其装置的结构恰好填充了进水流道的90°拐角处的死水区域和其后壁与吸水喇叭管口正下方之间的回水区域，破坏了漩涡产生的条件，使得水流环量无法积聚，因此水流得以按照较为理想的抛物线形流线被吸入喇叭管内。

图8 叶轮翼型展开图Fig.8 Pressure nephogram of impeller airfoil

图9 导叶翼型展开图Fig.9 Pressure nephogram of guide vane airfoil

由压力云图对比可以发现，设置M型防涡装置后，叶轮和导叶的静压分布更加均匀，且叶片吸力面的压强有所增大，说明设置M型防涡装置后水泵的运行状态更佳。无M型防涡装置时，由于水流在导叶中部出现了漩涡，导叶所受负荷不均匀，导致导叶区的静压分布不均匀。

经过以上分析后发现，M型防涡装置一方面改变了进水流道后壁的形状，消除拐角的漩涡区和死水区；另一方面消除喇叭管下方的奇点，防止喇叭管下方产生涡带，从而能够明显改善进水流道流场的流态，防止和减少漩涡的发生。

2.3 喇叭管内流态分析

在正常工况下泵站进水流道的水力损失较小，进水流道对泵站装置性能的影响主要体现在叶轮的进口断面流速分布均匀性。喇叭管的主要作用是为水泵叶轮室提供均匀的进口流速，为此引入断面轴向流速分布均匀度Vu和断面速度加权平均角θ对混流泵进水条件的优良性进行评定[8]。Vu越接近100%，表明喇叭管内断面轴向流速分布越均匀；θ值越接近90°，喇叭管断面上水流越接近垂直于水平断面，叶轮室的进水条件越好，计算公式如公式(3)、公式(4)。

(3)

(4)

向速度；vat为断面各计算单元的横向速度；n为断面计算单元个数。

以距喇叭管口平面距离为50 mm的水平断面为研究对象，得到的流速分布均匀度vu，断面速度加权平均角θ与流量Q的关系曲线如图10所示。

图10 Vu，θ与流量Q的关系曲线Fig.10 Curves of Vu-Q, θ-Q

由图10可知，vu随着流量的增大而增大，而θ则随着流量的增大而先增大后减小。在进水流量达到240.6 L/s时，无M型防涡装置的断面速度加权平均角最大为84.12°，有M型防涡装置的断面速度加权平均角最大为85.94°。当流量超过最优进水流量240.6 L/s时，喇叭管内水流流态较差，故有无M型防涡装置的断面速度加权平均角均出现明显减小趋势。总体来看，有M型防涡装置与无M型防涡装置的曲线变化趋势相同，并且有M型防涡装置的流速分布均匀度，断面速度加权平均角θ均高于无M型防涡装置。由此可见喇叭管具有收集水流的作用，M型防涡装置具有提高流速分布均匀度，改善喇叭管进水流态的作用。

2.4 泵装置效率分析

采用等单位转速的方法在试验台进行模型试验研究。根据模型试验测得的水泵能量性能数据，得到的泵装置效率如表1所示，所绘制的水泵的Q-η曲线如图11所示。其中“WFWZZ”代表无防涡装置的方案，“YFWZZ”代表有防涡装置的方案。

表1 模型泵装置实验数据 Tab.1 Experimental data of model pump unit

图11 Q-η曲线Fig.11 Curves of Q-η

由模型泵装置的Q-η曲线图可以看出，有M型防涡装置时水泵的Q-η曲线的变化趋势与无M型防涡装置时基本相同。在相同进水流量条件下，进水流量大于水泵的最优工况流量240.60 L/s时，有M型防涡装置时水泵的效率略高于无M型防涡装置时的效率，平均增幅为1.92%，当进水流量达到264.9 L/s时，最大增幅达2.18%；小于最优工况流量时情况则相反。这说明流量较小时设置M型防涡装置所增加的进水流道内的水流阻力损失比无措施时由于产生漩涡而损失的能量还要多一些；在流量大于设计工况流量时，情况则相反。因此，在实际应用中M型防涡装置的外型可以进行一定的优化，如在靠近喇叭管的部分，将进水流道边缘建造成倒圆角的形式，M型防涡装置的端面制作成圆弧形，使其外型更贴合流线的形状，从而减少其造成的水流阻力损失。