雙向立式潛水軸流泵裝置特性研究

錢 鈞，周慶連，劉 超，楊 華，湯方平，楊 帆

(1. 江蘇省秦淮新河水利工程管理處，南京 210000；2. 連云港市水利規劃設計院有限公司，江蘇 連云港 222000；3. 揚州大學水利與能源動力工程學院，江蘇 揚州 225127)

0 引 言

雙向流道是我國已建成灌排雙向泵站運用的主要流道形式之一[1-4]，結構形式簡單實用。武定門站為灌排兩用泵站，配“X”形雙向進出水流道，建于20世紀60年代，是我國第一座采用雙向進出水流道對稱結構、實現雙向抽水的泵站。經40多年的運行，再加上秦淮河污水的嚴重侵蝕，致使水下部分混凝土表面侵蝕、碳化嚴重，金屬結構銹蝕、剝落，主要電氣設備嚴重老化，裝置效率下降，水泵汽蝕嚴重，機組振動加?。痪S修困難等，存在嚴重安全隱患，難以保證安全運行。同時還存在泵站機組單機流量小、臺數多、流道空間狹小，運行管理、設備檢查維修難度大等問題。為優化結構，提高裝置性能和運行可靠性，經方案初選確定采用潛水泵更新改造。潛水泵裝置的水泵模型采用比轉速ns=1 000的ZM4.2軸流泵水力模型。該泵站設計流量為46 m3/s，原型泵葉輪直徑1 154 mm，單機流量4.6 m3/s，泵站設計揚程2.8 m，最高揚程4.07 m，最低揚程2.5 m。

潛水泵裝置機泵同軸，具有結構緊湊，占用空間小，簡化廠房，可以整體吊裝，安裝維護方便等特點。為切實掌握立式潛水軸流泵對進出水結構的影響和更新改造后的性能，采用CFX軟件對泵裝置內流動進行了數值模擬，對整個裝置的流動特性進行分析，在此基礎上，制作雙向流道潛水軸流泵裝置并進行模型試驗，獲取了泵裝置的能量和汽蝕性能，同時對進水流道內的流態進行觀測，研究消渦措施，通過模型試驗來驗證數值計算結果和改造方案的可行性，以保證泵站更新改造取得成功。

1 泵裝置結構形式

該泵站雙向進出水流道軸流泵裝置如圖1所示。由于當初并無經驗借鑒，原設計中存在一些問題，如進水結構不合理，導致水泵進口下方的附底渦帶產生，機組振動嚴重；出水結構不合理使得水流紊亂阻力損失大，加之水泵水力模型性能欠佳，裝置效率低于60%。針對泵裝置存在的問題，更新改造設計方案為：① 采用新的水泵模型，提高水泵性能；② 采用體積較小的潛水泵裝置，增加空間和便于維修；③改進出水室的擴散結構，減小水力損失；④改善進水結構，消除漩渦和振動。

圖1 雙向流道潛水軸流泵裝置模型結構尺寸(單位:cm)

2 數值模擬

2.1 計算參數

采用ZM4.2-300模型軸流泵，模型泵葉輪直徑D=300 mm、葉片數為4、轉速1 399 r/min，對流量Q分別為220、260、290、340 L/s等4種工況分別進行了數值模擬計算，獲得了泵裝置內部的流場，并預測了泵裝置的性能。

2.2 網格劃分及邊界條件

計算區域(如圖2)包括進水流道、葉輪、導葉、出水流道4個部分。

計算區域網格均采用結構化網格，結點總數1 101 732，網格總數1 013 303，進出水流道網格由ICEM-CFD軟件劃分，葉輪、導葉的網格由TurboGrid生成。進口邊界條件為質量進口，出口邊界為靜壓出口，在葉片表面及轉輪內部，采用無滑移固壁邊界條件。

圖2 計算區域和網格

2.3 泵裝置內流動特性計算結果

數值模擬的紊流模型選用標準k-ε紊流模型，采用SIMPLEC算法進行計算。圖3～圖5為流線圖、流速矢量及壓力、速度云圖，X軸為與進出水主流方向垂直(中間為零)，Y軸為順水流方向，Z軸為鉛直方向(底面為零)。

圖3 進、出水流道斷面流線、流速矢量和靜壓云圖

圖4 水泵進口斷面靜壓和速度云圖

圖5 不同流量工況下的泵進口流速均勻度

由圖3(a)、 (b)可見，泵裝置內的流動形態與單向進出水流道內的流動形態相近。進水流道內部的水流在前部流線平順，從平面看水流的分布在中心線兩側基本是對稱的；而與肘形彎管進水流態不同的是該流道的葉輪下方有不穩定的漩渦存在，這會導致壓力的脈動，而這在定常數值模擬的計算結果中得不到反映。在立面上水流呈與肘形進水流道相似的流動形態，這是因為喇叭口下的凈空高度較大。與單向進水流道相比，后側有較大的空間，實際上就相當于后壁距有很大的盲端。流線顯示在流道后側存在有回流區?；亓鞣秶容^大，但是回流的速度很小，流動緩慢，其對泵裝置內部的主流和機組運行性能影響很小。

出水流道的流動形態比較復雜，從流線看有較大的擺動。這是由于葉輪出口水流的環量比較大，再疊加水流方向改變90°引起的二次回流所導致的，且流道中間小隔墩較短，水流未能得到進一步充分地調整。和進水流道一樣，出水流道后部也有盲端，并存在回流區且流速較大，產生相應的水力損失，使得管路效率降低。

從圖3(b)的平面進水流態圖可知，在葉輪的下方水流與彎管進水不同，有不穩定漩渦存在，這是因為該區域水流有不連續的奇點，這部分水流的旋轉能量不斷積累，一旦達到臨界數值就會產生渦帶，渦帶是中心區域為氣體的漩渦，旋轉強度較大，漩渦進入水泵葉輪后引起水泵機組的劇烈振動，對泵站運行有很大的危害。

圖3 (c)的平面出水流態顯示的特征與立面圖相似，后導葉出口水流的環量使得出水流道內的水流流線向側壁偏移，盡管出水流道內設置了中隔墩，因其長度較短，消減環量調整水流的效果并不明顯。出水流態會導致出水流道損失增大，降低泵裝置的管路效率。

圖4為水泵葉輪進口斷面靜壓和速度云圖。圖4(a)表明水泵葉輪進口斷面的壓力分布較為均勻。圖中顯示在進水來流方向的轉彎內側有一個低壓區，低壓區的范圍較小。圖4(b)為泵葉輪進口的流速分布圖，在水流轉彎內側的流速較高，說明這個流動形態符合肘形彎管流動的特征。

為進一步了解葉輪進口水流分布情況，計算了該斷面的軸向流速分布的均勻度：

(1)

上式反映考慮各計算單元流速偏離斷面平均流速平均差值的相對流速分布情況。圖5是不同流量工況時的進口流速均勻度數據列和相應的曲線。

從計算所得的泵進口斷面流速均勻度的數值可知，該泵裝置的進水流道為水泵提供的進水條件較好，基本能夠滿足水泵運行的需要。通常設計優良的臥式泵和肘形進水流道裝置其泵進口的水流流速均勻度可以達到90%甚至更高；而立式雙向泵裝置進水流道的出口流速均勻度則要低一些。盡管該泵站為20世紀70年代建設，尺寸尚有一定優化改進的空間，考慮到土建結構以基本滿足運行要求為原則，不宜大動，水泵進口流速均勻度為84%左右仍然可以保證水泵的正常運行，故對進水流道出口尺寸僅為適應改造后水泵安裝的需要做局部修改，不作大的改動。

圖6(a)是泵出口斷面的壓力和流速云圖，水泵出口斷面選取在導葉體出口附近。從整個斷面來看壓力分布較為均衡，僅在外周邊有局部低壓區，這一點正好在圖6(b)中得到印證。圖6(b)是泵出口斷面的速度云圖，可以看出導葉片尾流對該斷面流速分布影響較大。很顯然，斷面四周外緣附近的流速較高，主要是切向流速較高。這也表明水流經過導葉體后在該斷面的速度環量仍然較大，這又是引起泵裝置出水流道內水流的擺動和旋流式流線的原因，見圖3(a)和(c)。

圖6 水泵出口斷面靜壓和速度云圖

2.4 泵裝置外特性預測

在泵裝置內流動特性進行數值模擬計算的基礎上，對泵裝置的外特性即揚程、功率和效率隨流量的變化關系進行了預測，泵裝置的計算斷面選取為進水流道的進口和出水流道的出口，預測的計算結果如圖7所示，計算的葉片角度為0°。最高效率點的流量為313 L/s，揚程為3.97 m，功率為18.5 kW，效率為65.7%。性能預測計算結果及其與之后的模型試驗結果比較見圖7。

圖7 泵裝置性能預測結果 (0°)

泵裝置性能計算結果與實驗結果相比，在泵裝置的高效區及大流量區一致性較好，但在小流量區相差較大，這與小流量工況下泵內的回流及漩渦較強導致計算誤差增大有關。

3 模型試驗

為驗證計算結果、確定改造方案的可行性，制作了模型泵裝置并在江蘇省水利動力工程重點實驗室的高精度水力機械試驗臺進行模型試驗。原型水泵葉輪直徑1 154 mm，轉速364 r/min，采用ZM4.2水力模型進行試驗，水力模型葉片數為4, 模型泵葉輪直徑300 mm，原模型比λ=3.847。采用變頻器調節模型泵轉速，根據水泵相似律等揚程準則換算(即nMDM=nPDP)，模型泵試驗額定轉速為1 399 r/min。

3.1 測試方法

泵裝置揚程測量試驗方法按照GB3215-89和SL 140-2006執行。進口測壓斷面設置在進水箱1-1位置，出口測壓斷面設在壓力水箱2-2位置(如圖8所示)，裝置揚程H等于1-1和2-2兩斷面的總能頭差(即相應于原型泵站的上下游水位差)。流量、軸功率、轉速、汽蝕余量測量均按照有關標準的要求進行。

圖8 測壓斷面布置示意圖

3.2 模型試驗結果

3.2.1模型泵裝置綜合特性曲線

模型試驗對5個葉片角度進行了測試，圖9為模型泵裝置在葉片角為-4°至4°時的綜合特性曲線。根據試驗數據，在葉片角度0°,設計揚程為3.579 m時，流量為314.21 L/s，裝置效率達66.11%;在葉片角度-4°設計揚程為3.332 m時，流量為280.26 L/s，裝置效率達67.18%;在葉片角度-2°設計揚程為3.607 m時，流量為287.58 L/s，裝置效率達67.34%;在葉片角度+2°設計揚程為4.007 m時，流量為325.02 L/s，裝置效率達64.85%；在葉片角度+4°設計揚程為4.007 m時，流量為344.92 L/s，裝置效率達64.03%；裝置效率達59.17%。

圖9 模型泵裝置綜合特性曲線(ZM4.2)

根據模型試驗結果按照等揚程、等效率(偏安全)換算到原型泵裝置，在葉片角度0°，揚程為3.07 m時，流量為4.89 m3/s，泵裝置效率為63.4%，達到設計要求。在泵裝置實際運行揚程(2.5～4.07)m范圍內，泵裝置能量性能均能達到較高的效率，滿足泵站運行的流量要求且能保證在最大揚程下穩定安全運行。與改造前相比，泵裝置效率提高3%～5%。這表明泵裝置改造方案可行。

3.2.2模型泵裝置汽蝕性能

模型試驗測試了泵裝置3個葉片角度的汽蝕性能，根據測試數據計算了泵裝置的必需汽蝕余量，汽蝕性能曲線見圖10。在整個測試的流量范圍內，泵裝置必需汽蝕余量NPSHr為(4.9～9.7)m，相應的汽蝕比轉速C為(800～1 300)，在泵站運行揚程范圍內，泵裝置必需汽蝕余量NPSHr為(4.9～8.8)m，相應的汽蝕比轉速C為(890～1 300)，說明汽蝕性能良好，能滿足水泵實際運行對汽蝕性能要求。

圖10 模型泵裝置汽蝕性能曲線

3.2.3壓力脈動測量

模型試驗顯示進水流道在流量大于300 L/s有附底渦帶出現，引發泵機組振動。為深入了解水力振動情況，在進水流道底部和出水流道側壁處分別安裝2只動態壓力傳感器，測量流道壁面的壓力脈動。傳感器的型號為HM90，其安裝位置如圖11所示。每隔2秒進行一次壓力信號采集，每個工況點的數據采集時間約為2 min。

圖11 壓力傳感器安裝位置

圖12為葉片角度為-2°時，各流量工況點壓力脈動峰值，由圖12看見，在小流量工況和設計流量工況時，壓力脈動峰值相對較小，流量大于310 L/s時，壓力脈動峰值開始增加，壓力脈動最大值和最小值幅值之差越來越大。此時從模型裝置設置的進口觀測窗看到進水流道內有附底渦帶出現，渦帶引發泵機組振動，這恰好印證了壓力脈動峰值增大的緣由。

圖12 壓力脈動峰值隨流量的變化(葉片角)

3.2.4進水漩渦和消渦防渦措施

在模型試驗過程中發現在流量大于300 L/s工況有附底渦帶出現，且流量愈大渦帶出現的頻率愈高，持續時間愈長，漩渦的強度愈大，在渦帶出現的時候機組產生較明顯的振動。渦帶的頻率如果與機組的自振頻率接近就可能引起泵裝置劇烈振動，對泵機組的安全運行造成嚴重危害。因此，防止和消除附底渦帶對于雙向進水流道泵機組運行的安全性尤為重要。為了消除進水流道內的渦帶，在進水流道的底部設置了項目組研發的消渦錐，其形狀尺寸如圖13所示。消渦錐固定在水泵喇叭口的正下方，順水流方向有一短隔板，阻斷了水流的環向旋轉，消除了流動非連續區。流道中加裝消渦錐后，有效消除了進水流道內的渦帶，在各種工況下未觀測到可見附底漩渦，可以確保水泵機組安全穩定運行。圖14為有無消渦錐時泵裝置的能量性能曲線。由圖可見，消渦錐對水泵能量性能影響很小，有無消渦錐時泵裝置的能量性能的差別在泵裝置測試系統的重復性誤差范圍之內，可以忽略。然而消除漩渦可以增強機組運行的穩定性，從而確保泵機組的運行安全。

圖13 進水流道底部的消渦錐(單位：mm)

圖14 有無消渦錐泵裝置能量性能對比

4 結 語

(1)模型試驗的結果表明更新改造的雙向泵裝置的性能較好， 模型泵裝置在葉片全角度下效率達(60～67)%的范圍較寬，效率較高，比改造前平均提高3%～5%，模型裝置能量性能達到了泵站改造設計的目標要求。

(2)模型泵裝置必需汽蝕余量NPSHr為(4.9～9.7)m，相應的汽蝕比轉速C為(800～1 300)，汽蝕性能良好，能滿足水泵實際運行對防止產生汽蝕的需要。

(3)模型試驗顯示進水流道在流量大于300 L/s時有附底渦帶出現，渦帶出現頻率較高，引發泵機組振動。采用項目組研發的消渦錐有效地消除了進水流道內存在的底部有害漩渦，實現水泵進口無渦運行，提高泵機組運行可靠性。

(4)通過數值模擬計算結果獲得雙向泵裝置內的流動形態，在進水流道后端存在有較大的回流區，但是回流速度很小，對主流和泵裝置運行影響不大，其余與單向進水流道內的流動形態相近，進水流道出口的流速分布均勻度為84%左右；雙向出水流道內受出流環量影響水流流線擺動較大，出水流道前端水流紊亂，這是雙向流道泵裝置效率低于單向裝置的主要原因。

□

[1] 劉 超. 雙向鐘形進水流道的試驗研究[J]. 江蘇農學院學報，1985，(4)：9-12.

[2] 劉 超，金 燕，周濟人，等. 箱型雙向流道軸流泵裝置內部流動的數值模擬和試驗研究[J]. 水力發電學報，2011，(5)：192-198.

[3] 陳容新，關醒凡，王 偉，等. 雙向豎井貫流泵站模型泵裝置模型試驗[J]. 排灌機械，2007，(1)：33-37.

[4] 王林鎖，陸偉剛，陳松山，等. “工字型”雙向流道泵站裝置特性試驗研究[J]. 水力發電學報，2001，(2)：79-85.

[5] 鄭亞軍，王 凱，雷興春，等. 基于RNG湍流模型的泵站進水流道三維數值模擬[J]. 水電能源科學，2008，(6)：123-125.

[6] 朱勁木，何忠人，劉德祥，等. 大型軸流泵站雙向出水流道設計及模型試驗驗證[J]. 武漢大學學報(工學版)，2005，(4)：13-16.

[7] Felix A, Muggli Peter Holbein.CFD calculation of a mixed flow pump characteristic from shutoff to maximum flow[J]. J.Fluids Eng. 2002，124(9):798-802.

[8] 張仁田. 雙向泵站進水流道優化水力設計與試驗研究[J]. 農業機械學報，2003,(6)：73-76.

[9] 楊軍虎，張 煒，王春龍，等. 潛水軸流泵全流道三維湍流數值模擬及性能預估[J]. 排灌機械，2006,(4)：5-9.

[10] 王德軍，周惠忠，黃志勇，等. 對旋式軸流泵全流道三維非定常紊流場的數值模擬[J]. 工程力學，2004，(3)：150-154.

[11] 黃歡明，高 紅，沈 楓，等. 軸流泵內流場的數值模擬與實驗[J]. 農業機械學報，2008，(8)：66-69，148.

[12] 馮 俊，鄭 源. 基于CFD的軸流泵三維湍流數值模擬[J]. 流體機械，2012，(11)：33-36，88.

[13] 胡 健，黃 勝,王培生. 加導葉軸流泵水動力特性研究[J]. 水力發電學報，2008，(1)：32-36.

[14] 施衛東，冷洪飛，張德勝，等. 軸流泵內部流場壓力脈動性能預測與試驗[J]. 農業機械學報，2011,(5)：44-48.

[15] 楊 帆，劉 超，湯方平. 基于CFX的雙向立式軸流泵裝置水力性能分析[J]. 應用基礎與工程科學學報，2012，(3)：403-412.