隔板起始位置对大型双蜗壳双吸泵径向力和压力脉动的影响

2021-09-15牛茂升芦洪钟肖功槐

农业工程学报 2021年12期

牛茂升，朱强，芦洪钟，肖功槐，蔡婷

（上海凯泉泵业（集团）有限公司，上海，201801）

0 引言

在农业灌溉中，由于双吸泵流量大，吸上性能优良，同时具有较好的抗汽蚀性能，运行稳定可靠，因此得到了越来越广泛的应用。但在实际运行过程中，由于实际运行点可能与额定工况点有所偏离，导致叶轮径向力较大，尤其是在小流量工况下[1-2]。对于转动轴系来说，叶轮径向力会使得轴系承受交变载荷应力，引起轴系定向挠度，导致轴承磨损、密封环抱轴、泵轴与轴套接触面疲劳破环，甚至轴系疲劳断裂。同时，叶轮径向力会造成轴系振动，产生噪声，加剧泵在运行过程中的不稳定性。

对于大流量、高扬程双吸泵来说，采用双蜗壳设计，可以平衡叶轮径向力[3]，缓解泵的振动、噪声问题，延长轴承、轴封以及口环的使用寿命。双蜗壳双吸泵相较于单蜗壳双吸泵，可以极大地降低非设计工况下的径向力[4]，保证泵平稳运行，虽然最高运行效率有所降低，但高效范围较广[5]。

同时，由于流体机械内部压力脉动特性在很大程度上影响着大型机组的安全稳定运行，所以近年来离心泵内压力脉动特征得到了越来越广泛的重视，国内外学者针对泵内部压力脉动进行了大量的试验研究及数值分析。刘阳等[6]总结了压力脉动的研究进展、发生原因及研究现状。高波等[7]、Spence等[8-9]、施卫东等[10-11]、黄凯乐等[12-15]、Yao等[16]分别采用试验、数值分析等方法对离心泵、多级泵、高速泵、混流泵、斜流泵、双吸泵内压力脉动特性进行了研究。韩伟等[17-19]、张华等[20-22]则分析了两相流、间隙尺寸、空化对泵内压力脉动、流动噪声的影响。

肖若富等[23-24]分析了双蜗壳泵隔板结构对径向力的影响，Khalifa等[25-27]研究了双蜗壳泵内压力脉动特性，俞田宝[28]通过正交试验方法对双蜗壳主要结构参数对水力性能及压力脉动进行了研究。但蜗壳内部隔板的布置位置、形状以及轨迹形式对泵整体性能表现、叶轮径向力、蜗壳内流场分布、压力脉动特性的影响并不十分明确，因此深入研究双蜗壳隔板布置对提高其水力性能、力学性能及运行稳定性有重要意义。

本文以上海凯泉某大型2 200 mm口径双蜗壳双吸泵为研究对象，通过三维非定常计算对不同隔板起始位置进行研究，分析了隔板起始位置对水力性能、叶轮径向力大小、蜗壳内各点压力脉动的影响，对比了脉动幅值、频率的变化情况。同时，对不同流量工况下的叶轮径向力变化情况进行了分析，并与单蜗壳径向力进行了对比，分析双蜗壳结构对叶轮径向力的影响，以期为大型双蜗壳双吸泵的水力性能改进及结构优化提供理论支持。

1 计算模型及方法

上海凯泉技术团队自主研发设计的某大型中开卧式双蜗壳双吸泵，泵进口直径Ds=2 200 mm，是目前国内口径最大的双蜗壳双吸泵。

该泵设计流量Q=36 000 m3/h，设计扬程H=160 m，出口直径Dt=1 100 mm，叶片数Z=9，叶轮外径D2=3 000 mm，转速n=320 r/min。

流体计算区域包括半螺旋形吸水室、叶轮流道以及蜗壳流道。为使模拟更加逼近真实情况，对双蜗壳双吸泵进口、出口均进行了延长处理。采用非结构网格对计算区域进行了网格划分，同时对叶片表面、隔舌位置及隔板表面等关键部位网格进行了加密处理。

在蜗壳轴向中分面上沿流动方向分别在内外蜗壳通道内布置了45个监测点，主要集中在隔舌附近区域，对压力脉动进行监测，如图1所示标识点即为布置监测点位置。

双蜗壳双吸泵径向力及压力脉动计算通过ANSYS CFX非定常计算来实现的。湍流模型采用SST κ-ω模型，在低雷诺数时近壁面位置附近对分离预测更加准确[29]。进口为压力边界条件，出口为流量边界条件。为分辨内部流场的非定常信息，一个转动周期分为90个时间步长，时间步长为0.002 08 s。计算总时长为1.875 s，10个转动周期。

对吸水室、叶轮以及蜗壳（隔板起始位置200°）进行不同密度的网格划分，网格总数分别为590万、753万、949万、1 169万、1 367万，如表1所示。计算结果表明，网格总数在949-1 367万时，泵稳态计算扬程差异0.4 m（0.25%），稳态计算效率差异0.2%，认为满足网格无关性，因此文中后续计算采用1 169万的网格密度。

本研究针对5个不同的双蜗壳隔板起始位置分析蜗壳内不同位置压力脉动、叶轮径向力的变化情况，并与单蜗壳进行对比。以隔舌点为0°位置，以叶轮中心为圆心，沿流动方向向蜗壳出口旋转，分别得到170°、180°、190°、200°、212°位置，如图2所示，分别记作隔板起始位置170°、隔板起始位置180°、隔板起始位置190°、隔板起始位置200°、隔板起始位置212°。

2 结果与分析

2.1 泵外特性对比

单蜗壳、双蜗壳双吸泵扬程、效率及功率测量在上海凯泉公司重大产品大型试验台上完成，该试验台为国内最大水泵测试台，最大测试口径4.5 m，最大被测电机功率15 MW，如图3所示。试验按照GB/T 3216-2016开展。

采用定常计算得出的单蜗壳及双蜗壳CFD扬程、效率与试验值对比曲线如图4所示。其中，试验用双蜗壳泵中隔板起始位置位于200°。

从图4中可以看出，双蜗壳泵在设计流量附近时效率要低于单蜗壳泵1.7%，但在偏离设计工况时，效率要高于单蜗壳泵，尤其在小流量工况时，效率最高比单蜗壳泵高4%，与文献[5]结论相同，但效率偏差值比文献中略大。不论单蜗壳、双蜗壳泵的扬程计算值与试验值吻合较好，最大误差在3%范围内。单蜗壳泵效率计算值略高于试验值，双蜗壳泵效率计算值大多略低于试验值，与试验效率最大偏差在2%范围内。计算结果表明，本文计算方法能够较好地预测泵性能，可保证蜗壳内压力脉动、叶轮径向力分析结果的可信度。

不同隔板起始位置时双蜗壳泵外特性与单蜗壳泵对比图，如图5所示。可以看出，4种双蜗壳泵设计点效率计算值低于单蜗壳泵约4%～5%。当隔板起始位置过早时，泵设计点效率明显降低，最低为85.32%。当隔板起始位置向后偏移时，设计点效率逐渐增高，当起始位置为200°时，效率最高86.68%。这是因为隔板起始位置越靠近隔舌，两者之间的相互作用会更加明显，导致蜗壳内流动损失加剧，泵效率降低。

CFD计算扬程在不同隔板起始位置下的最大差距2.29 m（1.43%设计扬程），CFD计算效率在不同隔板起始位置下的最大差距1.67%，可能是隔板布置不同引起了泵输入功率有所波动而产生的偏差。

2.2 叶轮径向力分析

图6 所示为单蜗壳泵及不同隔板起始位置下双蜗壳泵的径向力角度在一个旋转周期内的变化情况。

径向力角度α=0°为沿图1中y轴负方向，沿y轴负方向逆时针α增大至180°（y轴正方向），沿y轴负方向顺时针α减小至-180°（y轴正方向）。可以看到，径向力角度呈周期性波动，且隔板起始位置位于170°、180°及190°时的双蜗壳泵径向力角度波动幅度明显大于单蜗壳泵，但隔板起始位置位于200°及212°时的双蜗壳泵径向力角度波动幅度略小于单蜗壳泵。

图7 a所示为不同隔板起始位置下径向力大小在一个旋转周期内的变化情况。其中叶片与隔舌的初始相对位置为隔舌位于叶片通道出口正中位置（见图2）。为方便对比，图中y轴按照径向力峰值大小排序，下同。可以看出，在各个不同隔板起始位置中，径向力大小均呈周期性变化。对比各个起始位置下径向力大小，当隔板起始位置为190°及200°时，径向力在一个旋转周期内平均值、峰值及脉动值均小于单蜗壳泵。当隔板起始位置向前移动到170°、180°时径向力平均值、峰值及脉动值均逐渐增大。当起始位置向后移动到212°时，径向力平均值、峰值及脉动值均达到5个隔板起始位置中的最大值。

对图7a中叶轮径向力做快速傅里叶变换，得到不同隔板起始位置下叶轮径向力频域特性，如图7b所示。其中，叶片通过频率f为48 Hz。可以看出，在单蜗壳以及隔板起始位置为180°、200°和212°时，叶轮径向力脉动频率以叶片通过频率为主。但隔板起始位置为170°时，径向力脉动频率以2f为主，当隔板起始位置为190°时，径向力脉动频率以3f为主。这是由于隔板起始位置与隔舌相互作用引起的。

当隔板起始位置位于隔舌前180°位置时，不同流量工况下的径向力对比如图8a所示。可以看到，随着流量增加，叶轮承受径向力的平均值、峰值、脉动值均逐渐减小。当隔板起始位置后移到212°时，径向力随流量变化规律保持一致，如图8b所示。不同隔板起始位置下，流量对径向力的影响变化趋势相同。

2.3 隔舌附近区域压力脉动分析

叶轮转动时与蜗壳之间相互干扰，会造成蜗壳内部压力脉动现象，尤其会明显影响蜗壳隔舌区域，因此，分析不同隔板起始位置所产生的压力脉动影响，对蜗壳性能改进以及提高泵的运行稳定性有着重要的意义。

将隔板起始位置180°时不同流量下径向力做快速傅里叶变换，得到频域特性如图9所示。可以看到，在设计流量及大流量工况下，径向力脉动以叶片通过频率为主，在小流量工况下，径向力脉动频率逐渐增大，在60%流量工况下脉动频率以2f为主，这是因为小流量工况下蜗壳内流动湍流度增强引起的。

隔舌位置共布置7个压力脉动监测点（图1中虚线标识位置），在隔舌后布置4个测点（P5～P8），隔舌前布置3个测点（P43～P45），隔板结束位置布置1个监测点P50，如图10所示。

定义压力脉动参数Cp为

式中ΔP为监测点瞬时压力与周平均压力值之差，Pa；ρ为流体密度，kg/m3；u为叶轮出口圆周速度，m/s。

单蜗壳以及3个不同隔板起始位置双蜗壳，7个监测点压力波动的时域特性如图11所示。可以看出，各监测点压力脉动均呈现明显的周期性波动变化，隔舌后P5～P8监测点压力峰值、平均值及脉动值均要远小于隔舌前测点P43～P45，仅为隔舌前测点相应值的25%～50%。隔板起始位置在170°时，各监测点压力峰值、平均值及脉动值均高于单蜗壳，但当隔板起始位置后移，监测点压力峰值、平均值及脉动值均逐渐减小。这是因为隔板起始位置后移时对隔舌附近区域的影响逐渐减弱。

将不同隔板起始位置下各监测点压力脉动做快速傅里叶变换，得到频域特性如图12所示。

由图12可以看出，对于隔舌前监测点P43～P45，压力脉动频率主要由f、2f、3f组成，并以f为主。但对于隔舌后监测点P5～P8，压力脉动主要由f、2f组成，两者基本相当，在隔板起始位置为200°时，以2f为主。这是因为隔舌前区域流动湍流度要低于隔舌后区域所引起的。

典型监测点压力脉动频域特性如图13所示。可以看出，对于隔舌前监测点P43，压力脉动相差不大，但对于隔舌后监测点P5、P7，当隔板起始位置位于190°和200°时，压力脉动频率与其他双蜗壳泵存在明显不同，以2f为主，说明隔板起始位置布置在190°和200°时，更有利于缓解隔舌后区域压力波动。隔板终止点P50压力脉动也可以看出，隔板起始位置后移，脉动频率以2f为主，振幅逐渐减小，这是因为隔板起始位置后移时进入隔板区域的流体压力波动幅度减缓。

因此，同时考虑不同隔板起始位置对水力性能及压力脉动的影响，隔板起始位置应布置于200°。在该布置下，水力效率最高为86.8%，且径向力最小。施瀚昱等[24]也认为隔板起始位置早于180°会使得流道过于狭长，流动损失增加，同时铸造难度也会随之增大。