叶片数变化对轴流泵流体激励力影响

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中图分类号：TH3；0327 文献标识码：A DOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2013.04.012Fluid Excitation Forces ofAxial Flow Pumps withDiferent Num ber of BladesCHEN Chang-sheng ，YANG Ai-ling。， Guo-ping 1，ZHOU 砌 .WANG Qiang(1.Shanghai Marine Equipment Research Institute，Shanghai 20003 1，China；2.University of Shanghai for Science&Tehcnology，Shanghai 200093，China)Abastract：Vibration of pumps is partially induced by the pressure pulsation of the unsteady flow in the pumps，whilethe change of the number of blades can alter the unsteady flow field within the pumps and influence the vibration of thepumps.In this paper，num erical simulation of the internal flow field of an axial flow pum p was carried out by means ofFLUENT software.At first，the relation between the pump performance and the number of the blades was determinedthrough the steady-flow calculation.Then，taking the steady-flow field as the initial field，the unsteady-flow field in thepump was calculated.Finally，the flow excitation forces applied to the shell and impeller of the pump with 3.4 and 5 bladeswere obtained respectively.The results show that the lift and efi ciency of the pum p with 4 blades is the highest under therated condition.With the reduction of the num ber of blades，the peak of pressure coeficient increases gradualy，and thepulsation of the flow-excitation force becomes stronger，which will increase the vibration of the pum p。

Keywords：vibrationandwave；numberofblades；axialflowpump；pressurepulsation泵在运行过程中，泵内流体所产生的非定常压力作用在泵壳体以及泵轴上，会引发泵内声场的变化以及泵壳体的结构振动。

不同的运行工况可以产生不同的流动情况，致使泵体振动情况发生变化 n ；改变泵的结构设计也收稿日期：2013.01.14；修改日期：2013.02.17作者简介：陈长盛(1988.)，男，江苏盐城人，硕士研究生，研究方向为振动与噪声控制。

E-mail：chen.cs###hotmail.corn会使得泵内非定常流动发生变化，从而引起泵体振动的改变。改变结构设计最典型的就是改变叶轮的叶片数量。早在1998年，鄢碧鹏和汤方平 口 就对轴流泵的叶片数变化进行研究，得出了叶片数对轴流性能方面的影响，尤其是汽蚀性能；文献 [3]研究了系列轴流泵模型的比转速、轮毂比等参数的确定，加工并进行了模型试验；文献 [4]在此基础上不仅从叶片数方面，还从轮毂比、安装角方面对某喷水推进轴流泵模型进行了数值模拟，分析了各参数对泵性能的影响，文献[5]对-台离心泵进行了不同叶片数的56 叶片数变化对轴流泵流体激励力影响 2013年6月振动试验研究，对比分析了4、5、6、7叶片下泵体的振动情况。上述文献或是对叶片数对泵的性能影响进行研究，或是对泵的振动与叶片数关系进行试验研究，但均未对诱发泵体振动的流体激励力进行研究。

水力优化设计是降低泵流动诱导振动噪声的根本方法，但到目前这方面的研究还不够完善，还未能很好地达到泵的高效能与低噪声的完美结合，尚未形成统-有效的低振动低噪声泵水力设计方法 1。

为此，本文以-台立式轴流泵为研究对象，通过理论计算来研究叶片数对泵的性能参数和泵内流体激励力的影响，探究水力特性与振动特性结合最优化的选型方案，为建立低噪声泵水力设计方法提供-定的参考 。

1 轴流泵流体计算模型原型立式轴流泵的设计叶片数z为4，转速/7960 r/min，额定流量 Q S300 t/h。轴流泵的三维模型如图 1所示。

图 1轴流泵三维模型图Fig.1 3D model ofaxial flow pump将结构模型适当简化获得泵内流称算流域。

立式轴流泵工作时进 口吸入段、叶轮段以及部分接管段处于水池自由表面之下，为了模拟水泵进口处的流动状态，将水池也纳入了计算域，由于轴流泵的计算域是-个内外混合流场；而且靠近轴壁的几何变化较多，直接生成高质量的结构性网格比较困难。因此，本文采用多区域法进行网格生成，由于轴流泵内流场区域较长，且有静止部分和运动部分，根据泵内流场的几何模型外形特点，并考虑到网格划分及计算的便利性和准确性，将整个流钞分为吸入段、叶轮流道、直管段、弯管段和出口直管延伸段六个子域。整个计算域如图2所示。

2.6 m4 m图2轴流泵计算域不意图Fig.2 Fluid domain of axial flow pump叶轮流道部分网格由旋转叶轮机械专用网格生成工具TurboGrid进行生成，采用同样的安装角和叶型，旋转复制生成3、4、5叶片三个不同的叶轮网格，其余计算域均用ICEM进行网格划分，在流场参数梯度大的区域，如叶片表面、叶根与叶顶端壁、叶顶间隙部分、叶片前缘和尾缘进行了网格局部加密，如图3所示〖虑到非定常流称算采用的大涡模拟技术对网格尺度尤其是近壁网格尺度的要求，贴近壁面的第 1层网格步长全部控制在 <1的范围内，其中： t， (1)、 f ， 图3叶轮区域的结构网格及局部放大图Fig.3 Grid ofblade and partial enlarged drawingy表示网格步长值， 为壁面粘性摩擦力，z，是摩擦速度，沩 水的运动粘性系数。由于在流场未获得收敛的数值解之前，壁面粘性摩擦力是未知的，为了在划分网格时给出合适的第 1层网格步长，可根.。. ，，..L .。。.. .，第33卷 第3期 噪 声 与 振 动 控 制 57据流动的特征速度 耐和特征尺度 耐进行近似估算( ( (2)根据上式确定第 1层网格步长后，再按合适的拉伸比逐步放大网格步长。计算域整体网格剖视图如图4所示。

图4计算域整体网格剖视图Fig.4 Cutaway view ofwhole grid2 叶片数对轴流泵性能的影响在计算轴流泵水力性能时，本文选择RNG k。

两方程湍流模型进行湍流模拟，该模型可以更好地处理高应变及流线弯曲程度较大的流动，适于水泵内强旋转流的模拟。采用 1阶迎风格式对控制方程对流项进行离散，以获得较高的收敛速度，采用SIMPLEC算法进行压力与速度的耦合处理▲ 出口边界条件采用质量流量进口和 自由出流，通过在FLUENT中设置不同的质量流量值进行计算，可得到从0.5 p 1.3 p S的流量工况下的结果。

图 5和图6分别表示了在3、4、5三种不同叶片数下，扬程和效率随流量的变化情况。从图中可以看出，当Q<0.9 Q 时，扬程和效率均随着叶片数的增加而增加，4叶片和5叶片的轴流泵在不同流量下的扬程和效率值相差较小，3叶片轴流泵的扬程和效率明显减小，在0.6倍额定流量下工作时，4叶片与3叶片轴流泵的扬程相差0.695 m，效率相差2.8个百分点。从两张图对比可知，5叶片轴流泵的扬程和效率曲线整体向小流量方向平移，导致 Q>1.1 0。后，5叶片轴流泵的效率和扬程迅速减校在QQ 处，4叶片的轴流泵有最高的效率，为6l-3%。

3 叶片数对轴流泵流体激励力的影响为了模拟泵内流体激励力的脉动，必须进行非定常流称算，这时选择大涡模拟方法进行湍流模拟，以保证非定常流动信号的模拟精度。在进行非定常计算时，叶轮区域的网格相对计算域其它网格处于运动状态，因为在求解器设置时选择滑移网0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2 1.3Q s图5不同叶片数下的扬程变化Fig.5 Head under diferent number ofbladesQQ s图 6不同叶片数下的效率变化Fig.6 Efi ciency under different number ofblades格。采用的是2阶中心差分格式进行对流项空间离散，以保证数值解精度。采用具有2阶时间精度的双时间步(Dual-time Step)格式进行时间推进。本文轴流泵的叶片通过频率为f0/7Z/6064Hz (3)相应的叶片扫掠周期 0.156 25 S。所以计算中取的物理时问步长为A T/901.736 1×l0 S (4)这样，获得稳定的轴流泵非定常流斥后，从提取的流场脉动信号中可准确分析出最高频率f不小于2 880 Hz(FI/(A 21)。

58 叶片数变化对轴流泵流体激励力影响 2013年6月图7给 出了非定常流称算时的压强监测位置。叶轮区域的监测点B，、B：和B 位于半径为外壳的内壁面上，叶轮半径为 125 mm，叶顶间隙 1.5lrfn，B 、B 2和B 3监测点在轴向的距离为20 mil，B，位于流道尾缘，B：则处于流道中间，B 靠近叶轮流道进口。

图 8-图 10为额定流量下B。、B 和B，三个测点的压强脉动在时域和频域的变化。图中丁表示叶轮旋转1弧度所需时间，tiT等于2兀正好表示叶轮旋转1圈，Sf为无量纲频率5 -60f (5)n Z式中，为频率，/、Z为叶轮每分钟的旋转速度和叶片数。根据定义，S tl正好表示 1倍叶片通过频率。图中纵坐标K 为压力脉动系数K ： (6)0.5proR式中P为监测点的瞬时压强，P 为监测点的时均压强，p和 别为流体密度和叶轮旋转角速度，O.0 0.5 1.0 1.5 2.0∥T 兀BB2B1图 7非定常压力脉动监测点Fig.7 M onitoring point of pressure pulsation表示叶轮半径。

从该图的时域曲线可知，叶轮旋转-周，压力脉动信号出现了主要的周期，正好与叶片数-致，说明叶片周期性作用是流动扰动的主要来源。在频域下，B 和B：的压力脉动系数在S t-I处出现了极大0 2 4 6 8 l0s图 8叶片数对压力脉动的影响 (B 监测点)Fig.8 Pressure pulsation under diferent number ofblades(Point B 1)0 2 4 6 8 l0St图9叶片数对压力脉动的影响 (B z监测点)Fig.9 Pressure pulsation under different number of blades(Point B 2)第33卷 第3期 噪 声 与 振 动 控 制 590.O O.5 1.0 1.5 2.O，/T ×兀0 2 4 6 8 lOst图 10叶片数对压力脉动的影响 (B 监测点)Fig.10 Pressure pulsation under diferent number ofblades(Point B 3)值，这也表明流体的压力脉动能量主要集中在 1倍叶频，在高阶叶频上尽管也存在脉动能量的集中，但峰值远小于 1倍频。从压强系数的脉动幅值来看，B 和B：的脉动 幅度远大于 B，。频域内B 、B和B。在叶频上的脉动系数峰值为0.054、0.076和0.007，这表明流体的压力脉动主要集中在叶片通道部分。

从频域图中可以看出，不论叶片数如何变化，轴流泵内压力脉动的主要频率仍然是1倍的叶频，B。、B：的压力系数脉动幅度大于B，。不过，随着叶片数增加，1倍叶频处的压力系数峰值逐渐减校以B：为例，当S t1时，叶片数为3，4，5对应的压强系数峰值分别为0.080，0.076，0.059。该图说明叶片数减少后，泵内流体压力脉动变强，使流动诱导的振动增强。

4 结 语通过对轴流泵内流厨行仿真分析，并对结果进行总结，对叶轮叶片数的选择得出如下结论在低流量工况下工作时，扬程和效率均随着叶片数的增加而增加。而在超流量工况下，5叶片轴流泵的效率和扬程迅速减校在设计流量下工作时，4叶片情况下有着最高的水力效率。

在三种不同叶片数情况下，轴流泵内压力脉动的主要频率都是 1倍的叶频。流体激励力主要集中在叶片通道部分，靠近叶轮流道尾缘，压力脉动幅值迅速下降。叶片数减少后，泵内流体压力脉动变强，使流动诱导的振动增强，故5叶片的情况下流体激励力最校综合水力性能和振动性能来分析，由于泵唱工况为额定和小流量工况，5叶片叶轮用于该轴流泵最为合适。