大型循環水泵流道整流試驗研究

邵罡北，楊勇

(山西漳山發電有限責任公司，山西省長治市，046021)

0 引言

某電廠受運行工況和地理位置的限制，循環水泵房和機力通風塔的水平距離僅10余m，縱向落差達4.6m，采用2次90°轉彎的暗涵流道來連接機力塔水池和吸水室，導致吸水前池進流條件惡劣，影響水泵的運行效率和安全。為合理設計流道形式，改善循環水泵進口的水流流態，需要對冷卻塔至循環水泵房的流道進行模型試驗及研究。

1 循環水泵流道概況

該電廠循環水系統配有2臺循環水泵，合用1座循環水泵房，左、右兩側流道及泵房由分隔墻隔開，吸水間內左、右各布置1臺循環水泵。在現有場地條件下，泵房和機力通風冷卻塔的位置距離較近，機力塔水池至循環水泵房前池采用開敞式溢流堰進口和大轉彎暗涵連接方式，如圖1所示。機力塔水池及流道進口底部標高為－2.5m，暗涵連接段為長扭曲斜坡彎道形式，流道經2次轉彎后進入循環泵房前池。泵房底板標高為 －7.1m，左、右暗涵縱坡坡度為1∶5.7 ～1∶3.0，兩側流道斷面均為2.5m ×2.5m。水泵為立式斜流泵，吸水喇叭口直徑為1.6m，喇叭口喉部直徑為0.75m，水泵軸線前吸水前池長度約10.4m，每個吸水室寬度為3.2m。在現有流道設計布置方式下，流道及泵房吸水間內進流條件比較復雜［1］。

圖1 循環水泵流道系統平面布置Fig.1 Layout of the flow channel system for the circulation pump

2 研究目的及內容

2.1 研究目的

對距離較短、落差較大的進水流道進行模型試驗，研究和優化進流條件，提出合理的整流或導流措施，使水流平穩順暢，達到最佳水泵進水工況，為流道設計和水泵的安全可靠運行提供科學依據，同時達到降低運行費用的目的。

2.2 研究內容

擬建立水泵流道水工模型進行試驗，主要研究內容如下:

(1)觀測機力塔水池后開敞式明溝內水流匯流形態，分析其對水泵進水口進水均勻性的影響，必要時實施優化措施;

(2)研究進口流道轉彎對循環水泵吸水室流態的影響，驗證流道設計導流工程措施的合理性;

(3)試驗研究確定循泵吸水室流道水流分布情況，觀測不同條件下吸水室表面渦和喇叭口附近的水內渦情況，分析漩渦強度，判斷其對循泵運行的影響;

(4)測試分析循環水泵喇叭口進流流速分布和漩流強度，必要時提出合理可行的整流措施，優化水泵進水流場條件以滿足運行要求。

2.3 試驗條件及工況

水泵設計正常運行水位為－0.5m，水泵吸水喇叭口標高為－6.3m，試驗工況為正常運行工況。每臺循環水泵流量為3.4m3/s(約12 000m3/h)，正常運行水位為－0.5m。

3 模型設計

按照試驗目的及內容，流道模型試驗的重點是研究水泵進流的均勻性和穩定性。以設計方案為基礎，模擬范圍為開敞式堰流進口、暗涵彎道段及吸水泵房。模型按重力相似準則設計，模型幾何比尺選取1∶7.5。模型中引水流道、循環水泵房、泵喇叭口及吸管、喇叭口下方的導流錐及阻渦板等均采用有機玻璃制作，便于全方位觀測流道水流流態。

模型按佛汝德相等法進行設計［2］，即:

式中(F)r為流體內慣性力與重力的比值，用佛汝德數來判別明渠水流的流態。

模型幾何比尺Lr=7.5，相應地流速比尺2.739;流量比尺;時間比尺

水泵流道模型試驗的關鍵點是漩渦模擬。水泵吸水池設計不當時，會造成水泵吸水口附近出現漩渦。漩渦可分為表面漩渦和水下漩渦，表面漩渦強度為6級時，形成漏斗形帶氣核漩渦;水下漩渦強度達3級時，漩渦核心出現氣核，并隨水流進入水泵喇叭口，再進入水泵殼內被水泵葉片擊碎，造成水泵的振動和氣蝕。漩渦的模擬比較復雜，模型試驗須考慮縮尺效應，其中，徑向雷諾數及韋伯數定義如下:

式中:Rr為模型徑向雷諾數;Wb為模型韋伯數;Q為模型中吸水管流量，m3/s;D為吸水喇叭口直徑，m;ρ為水的密度，kg/m3;σ為水體表面張力，N/m;ν為水的運動粘性系數，m2/s;u為吸水喇叭口的軸向速度，m/s。

循環水流道水泵吸水流量Q=3.4m3/s，吸水喇叭口直徑D=1.60m，對于比尺為1∶7.5的流道模型:

(1)模型特征徑向雷諾數 Rr=12.81×104＞6.0×104;

(2)模型韋伯數Wb=1 060.7＞240。

經計算比較，模型徑向雷諾數和韋伯數均遠大于標準和規范的推薦值，比尺為1∶7.5的流道模型能夠滿足模擬漩渦相似的要求。

4 設計方案試驗

4.1 水流流態

(1)1號循環水泵流道。1號循環水泵流道上游機力塔水池來流較平穩，水流經分隔墻后繞流進入寬2.5m的明溝，分隔墻后明溝內水流存在回流現象。水流沿明溝行進約7.6m后繞流90°匯入兩孔開敞式寬頂堰型流道進口。由于進流彎曲和濾網閘墩的影響，堰后水流表面有較強的繞流漩渦現象，且偶爾出現第5類表面漩渦現象［3］。經進口寬頂堰水流進入暗涵段呈有壓流狀態，水流在暗涵段經2次轉彎再次轉90°彎后進入1號吸水前池。在淹沒較深的情況下，吸水室水面較平穩，僅存在強度較低的表面漩渦，沒有出現通向吸水管的第3類染色核漩渦;喇叭口附近雖沒有明顯的帶核附壁漩渦，但發現吸水管內水流流線呈較大幅度的彎曲上升形態，說明在上游分隔墻明溝繞流和彎道暗涵的雙重影響下，只要吸水室內下部主流呈環流旋轉形態，吸水管喇叭口進流就存在較強的旋流現象。

(2)2號循環水泵流道。2號循環水泵流道上游進口來流平穩，且水流受分隔墻影響較小，兩孔開敞式寬頂堰型流道進口水流較均勻，在濾網閘墩尾部存在繞流漩渦現象，主要表現為帶核表面漩渦現象。經進口寬頂堰水流進入暗涵段后水流同樣呈有壓流狀態。在正常運行水位淹沒較深的情況下，吸水室水面也較平穩，沒有出現通向吸水管的第3類染色核及以上漩渦。喇叭口附近水流也沒有出現明顯的帶核漩渦，但同樣發現吸水管內水流流線呈較大幅度彎曲上升形態，說明吸水管喇叭口進流也存在較強的螺旋流。

4.2 吸水管流速分布

在正常運行水位－0.5m和設計流量3.4m3/s的運行工況下，試驗分別測量了1、2號循環水泵吸水管喇叭口喉管橫斷面上的8點流速，它們的分布特征值如表1所示。

表1 循環水泵吸水管喇叭口喉管斷面流速分布特征值Tab.1 Eigenvalue of velocity distribution in the cross-section of bellmouth of water suction pipe for the circulation pump

從表1可以看出:

(1)1號循環水泵吸水喇叭口喉管斷面上8個測點的實測時均流速為7.91～8.23m/s;相應各點時均流速與斷面平均流速的相對偏差為0.1%～2.0%;喉管斷面各測點流速波動最大幅度與斷面平均流速的相對比值最高達3.6%。

(2)2號循環水泵吸水喇叭口喉管斷面上8個測點的實測時均流速為7.64～8.19m/s;其時均流速與斷面平均流速的相對偏差為0.9% ～4.3%;喉管斷面各測點流速波動最大幅度與斷面平均流速的相對比值最高為0.9%。

(3)1、2號循環水泵吸水喇叭口喉管處各測點時均流速與斷面平均流速的相對最大偏差均小于10%，且流速波動最大幅度也均小于斷面平均流速的10%。相比較而言，1號循環水泵吸水喇叭口喉管處流速波動幅度較2號循環水泵偏大一些。

4.3 水流旋轉強度

試驗在1、2號吸水室均沒有發現高于第2類的表面漩渦，但受泵房前池暗涵彎道進流的影響，在吸水喇叭口和管內存在因環流而生成的螺旋流，這種漩渦無論其方向與葉輪轉向是否相同，都能使水泵能耗增加，而且也可能引起水泵運行時的噪音增大以及空化和磨損加重等危害［4］。

為測試吸管內水流的穩定性，判斷其是否會發生漩渦，試驗采用在管內布置旋度計測量渦角的方法進行。渦角是水流旋轉強度的指標，渦角為吸管內切向流速與軸向流速之比。一般水泵運行規律認為，渦角在小于5°范圍內是允許的。吸水管內水流渦角Θ按下式計算:

式中:u為旋度計處的平均軸向流速，m/s;d為旋度計處的管道內徑，m;n為旋度計轉速，r/s。1、2號循環水泵吸水管內的水流渦角實測值如表2所示。

表2 1、2號循環水泵吸水管內渦角實測值Tab.2 The measured vortex angle of the water suction pipe in the No.1 and No.2 circulation pump

由表2可知，在該工況下，1、2號循環水泵吸水管內實測渦角平均值分別為14.2°和10.2°，而短時間內渦角最大值分別高達15.9°和13.6°。顯然，實測管內水流渦角均大大超過水泵運行的允許范圍，表明在現有流道布置和導流形式下，由于暗涵彎道出流在吸水室內部產生較強的環流渦，1、2號循環水泵吸水管內存在呈螺旋狀上升的水流，管內水流旋轉強度已過大。

5 優化方案試驗

從泵流道設計方案水力特性試驗可知，在泵房水平長度較短而落差較大的現有布置情況下，由于進流彎道的影響，吸水室內存在水內環流漩渦并進入吸水管內，而導致吸水管內水流呈較強的螺旋流形態，實測水流旋轉強度大幅超過水泵運行允許值。為此，從減弱和消除此水泵進流的不利流態出發，采取相應整流措施，進行方案比較、優化研究。

5.1 流道體型布置

試驗在保持流道體型布置基本不變的基礎上，采取在吸水室前部布置1道胸墻的整流方式對流道進行優化。試驗分別在距水泵吸水管軸線橫向距離L為2.5D和4D的2個部位設置胸墻進行比較，發現2種布置方式下，都是當胸墻底部進入吸水室主流較深后，才能明顯調整渦流形態并降低吸水管內旋流，說明胸墻底部尺寸是優化吸水室流態的關鍵參數。同時為保證水流經胸墻后有足夠的調整空間，試驗選取胸墻為L=6.30m進行方案比較(見圖2)，通過調整胸墻底部與吸水室底部之間的高度h，阻斷和調整彎道進流產生的環流渦，達到使水泵喇叭口前進流均勻、穩定的目的。試驗對1、2號循環水泵水流分別進行了6種布置方案的整流效果及胸墻布置參數的比較，如表3所示。

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5.2 水流流態

5.2.1 1號循環水泵流道

1號泵房流道內設置胸墻后，正常水位－0.5m，水泵喇叭型進水口的淹沒深度較大，各個比較方案胸墻前、后吸水室表面水流流態與設計方案相似，整個水面比較平穩，但存在表面漩渦(1類)，有時出現表層粘性漩渦(2類)。吸水喇叭口附近及吸管內的水流流態隨著胸墻底部高程變化，在胸墻底部高程－5.5m以上，隨著胸墻底部高程降低，吸水管內的流線彎曲和擺動幅度逐漸減弱。當1號吸水室胸墻底部高程達－5.5m時，吸水管內水流流線基本呈豎直上升的形態，沒有發生明顯的彎曲和擺動，表明吸水管內已不存在明顯螺旋流，喇叭口吸水進流較均勻，喇叭口進流壁面也沒有出現吸氣漩渦。

5.2.2 2號循環水泵流道

2號泵房流道內設置胸墻后，吸水室的表面水流流態與1號泵房吸水室的流態相近。在正常水位－0.5m時，胸墻前、后吸水室表面都沒有出現明顯的吸氣漩渦。吸水喇叭口附近及吸管內的水流流態在胸墻底部高程－5.0m以上，隨著胸墻底部標高降低，吸水管內的流線彎曲和擺動幅度逐漸減弱，胸墻底部標高低于－5.0m時，其流態隨高程的變化已不明顯。2號吸水室胸墻底部標高降低至－5.3m時，吸水喇叭口附近及吸管內示蹤流態，吸水管內水流流線也沒有出現明顯的彎曲和擺動，吸水管內螺旋流態基本消失。

5.3 水流旋轉強度

試驗針對不同胸墻底部標高方案進行了吸水管旋轉渦角的對比，不同胸墻布置方案吸水管內的水流渦角統計值見表4，1、2號循環水泵吸水管內渦角Θ與胸墻底部標高的變化關系曲線見圖3。

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對于1號循環水泵吸水室在不同胸墻底部高程的情況下，實測吸水管渦角分析如下:

(1)當胸墻底部高程在－4.6m時，吸水管內實測旋流渦角與設計方案相比僅略微減小，水流旋轉強度仍較高。說明當胸墻底部高于或接近彎道出口頂部時，胸墻底部沒有進入吸水室前池的主流，還不足以擾亂并削弱彎道出流導致的環流渦。

(2)當胸墻底部高程降低至－5.0m時，吸水管內渦角迅速從14.1°降低至6.9°，吸水管內水流旋轉強度大幅減小，但仍高于水泵運行的允許值5°。

(3)胸墻底部高程繼續降低至－5.3m時，吸水管內平均渦角已減小至0.7°，試驗觀測旋度計偶爾出現慢速轉動現象，吸水管內水流旋轉強度已遠小于水泵運行的允許值。

(4)當胸墻底部高程降低至－5.5m及以下時，吸水管內旋度計僅左右小幅度晃動，轉速接近0，吸水管內的平均渦角也為0°，說明水流旋轉強度已極低，水流螺旋上升形態已基本消除，對水泵運行十分有利。

2號泵吸水室在前部相同位置布置胸墻后，隨胸墻底部高程的變化，吸水管水流旋轉強度的變化規律與1號泵基本相同。當胸墻底部低于－4.6m后，吸水管內水流渦角迅速降低。由于原設計方案2號泵吸水管內水流旋轉強度比1號泵稍弱，試驗發現胸墻底部高程降至－4.9m時，實測渦角已減小至2.9°，已小于水泵運行的允許范圍;胸墻底部高程降低至－5.0m及以下時，實測吸水管內水流平均渦角均接近0°，吸水管內的螺旋流已基本消除。

5.4 吸水管流速分布

為驗證不同優化方案下循環水泵喇叭口處的流速分布均勻性，針對1號循環水泵吸水室布置胸墻的2、5號比較方案，實測了吸水喇叭口喉管橫斷面上的8點流速，測量結果見表5。2號循環水泵3、5號比較方案的吸水喇叭口喉管橫斷面上的8點流速實測特征值見表6。

表5對1號循環水泵房2種比較方案吸水喇叭口喉管斷面流速特征值最大相對偏差進行了比較，盡管不同比較方案的流速分布相對偏差均小于10%，但設置胸墻對吸水室流道進行修改后，隨著胸墻底部高程的降低，吸水喇叭口喉管斷面各測點時均流速和流速波動幅度與斷面平均流速的相對偏差總體均呈下降趨勢。當設置胸墻且底部高程降低至－5.5m時，喇叭口喉管斷面各測點時均流速與平均流速的最大偏差從設計方案的2.1%降低至1.0%，其流速波動幅度與平均流速的最大相對比值從設計方案的3.7%降低至0.2%，表明設置胸墻進行流道優化后，吸水管內旋流強度大大降低，流速分布更為均勻穩定［5］。

表5 1號泵吸水管喇叭口喉管斷面流速分布特征值Tab.5 Eigenvalue of velocity distribution in the cross-section of bellmouth of water suction pipe for the No.1 circulation pump

表6 2號泵吸水管喇叭口喉管斷面流速分布特征值Tab.6 Eigenvalue of velocity distribution in the cross-section of bellmouth of water suction pipe for the No.2 circulation pump

2號循環水泵房設計方案和2種比較方案吸水喇叭口喉管斷面流速特征變化與1號泵吸水管試驗結果基本一致。當設置胸墻且底部高程降低至－5.3m時，喇叭口喉管斷面各測點時均流速與平均流速的最大偏差從設計方案的4.4%降低至1.1%，其流速波動幅度與平均流速的最大相對比值從設計方案的0.9%降低至0.2%，流道設置胸墻后流速分布也更加均勻。

5.5 優化結果

從水流流態、喇叭口進流流速分布及吸水管旋流強度的比較結果可知，在吸水室前部距水泵軸線橫向長度6.3m處布置足夠深度的胸墻后，能夠有效消除上游彎道進流引起的環流，水流經胸墻調整后變得均勻穩定［6］，從喇叭口進流流速分布均勻性和水流旋轉強度等來看:

(1)1號循環水泵吸水室布置的胸墻底部高程低于－5.3m，即胸墻底部距吸水室底部高度h＜1.8m時，水泵吸水管實測渦角開始接近0°，水流旋轉強度已極低，喇叭口喉管處進流時均流速分布均勻性偏差指標也降低至1.0%［7］，同時保持吸水室主流在較低流速范圍內。推薦采用方案5，即胸墻底部高程為－5.5m(h=1.6m)。

(2)2號循環水泵吸水室布置的胸墻底部高程低于－5.0m，即胸墻底部距吸水室底部高度h＜2.1m時，水泵吸水管內實測水流渦角也開始接近0°，喇叭口喉管處進流時均流速分布均勻性偏差指標也降低至1.1%，滿足水泵進流水流條件的要求，故推薦采用方案5，即胸墻布置底部高程為－5.3m(h=1.8m)。

6 結論

(1)在循環水泵房正常水位和流量的運行工況下，1、2號循環水泵流道吸水室內的水流流態大體相似，但受2次平面轉彎的暗涵進流影響，在1、2號吸水管內均發現水流彎曲上升的螺旋流現象，表明在吸水前池下部主流區存在較強旋度的環流渦。

(2)1、2號循泵吸水喇叭口喉管處時均流速與斷面平均流速的相對最大偏差均小于10%的允許范圍，但2臺泵吸水管內實測渦角均較大，管內存在較強的螺旋流，從而降低了水泵的運行效率，導致水泵運行發生較強振動等危害，不利于水泵的安全、穩定運行。

(3)在流道總體布置形式不變情況下，可采取在吸水室前部布置1道胸墻的整流方式對流道進行優化，通過對不同的胸墻底部高程進行比較、優選，可以使1、2號循環水泵吸水管管內渦角達到0°或接近于0°，基本消除喇叭口附近及吸管內水流的旋轉流動，使流速分布均勻。經此優化能較好地滿足水泵高效、穩定的運行要求。

［1］山西漳山發電有限責任公司.山西漳山發電廠一期空冷改造項目循環水流道試驗報告［Z］.長治市:山西漳山發電有限責任公司，2010.

［2］嚴敬.工程流體力學［M］.重慶:重慶大學出版社，2007.

［3］DLGJ150—1999火力發電廠循環水泵房進水流道其及布置設計技術規定［S］.北京:中國電力出版社，1999.

［4］趙建鈞，程璐.循環水泵房側向進水流道水力優化設計及模型試驗［J］.水利水運工程學報，2009(1):47-51.

［5］李書恒，王念慎.循環水泵房進水流道水力特性試驗及研究［J］.華北電力技術，2005(10):5-8.

［6］蔣小欣，李龍，王玲玲，等.雙向貫流泵裝置特性數值模擬［J］.河海大學學報:自然科學版，2005，33(1):81-84.

［7］王二平，丁澤霖，王婧.新密電廠循環水流道體型優化研究［J］.人民黃河，2008，30(10):84-86.