葉片形式對旋流泵性能的影響

倪 雁，顧 磊，王 珺，李洪彬

（1.中交上海航道勘察設計研究院有限公司，上海 200120；2.河海大學 疏浚技術教育部工程研究中心，江蘇常州 213022）

0 引言

近年來，旋流泵在河道清淤、工廠排污機械領域得到了廣泛應用。因其葉輪退縮在泵后腔中，與無葉腔之間形成一個非常寬敞的空間，在輸送河床垃圾、淤泥、含雜質工業廢水等多相流介質時可以發揮出旋流泵較高通過性的特點，從而不易發生堵塞。但需要注意的是，旋流泵的工作效率遠低于其它傳統葉片泵，如離心泵、軸流泵、混流泵等［1］。

雖然旋流泵的應用發展很快，但相較于其它泵而言起步較晚，該泵型的研究還不透徹。國內外眾多學者從旋流泵結構對其性能影響的角度做了大量的試驗研究和數值模擬，發現影響旋流泵性能的關鍵結構參數包括葉輪外徑、無葉腔寬度、葉片數、葉片寬度和葉片形式等［2-6］。從前人的研究成果來看，葉輪作為旋流泵的關鍵結構部件，其葉片是影響泵揚程和效率的重要因素，而目前對于葉片形式如何影響旋流泵揚程、功率和效率等性能的研究較少。具體而言，選用哪種葉片形式能夠使旋流泵獲得較好的水力性能尚未定論［7-12］。因此，本文通過研究葉片形式的改變，了解每種葉片對旋流泵揚程、軸功率和效率的影響，分析每種葉片形式對旋流泵內部流場的壓強、速度及渦量分布的影響，可為提高旋流泵效率提供一些參考依據。

1 計算模型

本文以某一型號旋流泵為基本模型，模型泵主要性能參數為設計流量550 m3/h，揚程29 m，額定轉速950 r/min。該泵型的主要過流部件有葉輪、漸開線式蝸殼、進口和出口等，如圖1 所示。本文僅討論葉輪形式對旋流泵性能的影響，因此采用固定的結構參數，其具體數值見表1。同時，為規避進出口管道長度對泵內流動造成的影響，在模型設置中適當增加了進出口管道長度。通過探索發現，當進口管道長度達到16 倍進口直徑，出口管道長度達到11 倍出口直徑時，計算結果不受泵進出口管道長度影響。

圖1 旋流泵結構（以后彎式為例）Fig.1 Vortex pump structure (take the back-bent type as an example)

表1 旋流泵主要結構參數Tab.1 Main structural parameters of vortex pump mm

考慮到旋流泵內部流場計算域較為復雜，曲面繁多，采用ICEM 軟件對旋流泵的計算模型分塊劃分網格。如圖2 所示，將旋流泵計算模型劃分為4 個子域：葉輪流域、泵體流域、進口加長段流域和出口加長段流域。對這4 個計算子域，均采用四面體非結構網格。蝸殼和葉輪壁面存在多個狹小復雜的曲面，這些曲面會影響網格劃分的速度和質量，如果處理不當甚至會導致網格劃分失敗，因而劃分前需要先將這些小而狹長的曲面合并。同時，若直接對一些位置進行體網格劃分，則網格質量無法保證，故對這些關鍵位置需先進行面網格劃分再生成體網格。而且，葉輪是旋流泵對流體作用的關鍵部件，對其內部流動至關重要，蝸舌處曲面復雜，對流動的影響較大。因此，為了提高網格質量，對蝸舌和葉片處進行了網格局部加密。ICEM 軟件的網格質量分析表明，經過上述處理后，網格整體質量較好。此外，為了尋求網格無關性，共探索了4 種不同數量的網格，在相同工況下進行模擬計算，比較它們的揚程和效率，當增加網格數量對計算結果已幾乎無影響時，即為采用的網格數，詳細過程見參考文獻［13］。最終確定網格總數約為290 萬。

圖2 旋流泵網格劃分（以后彎式為例）Fig.2 Mesh generation for vortex pump (take the back-bent as an example)

本次研究采用成熟商業軟件FLUENT，通過研究旋流泵輸送清水時的流場性能，對不同葉輪形式進行分析。盡管泵內流動會出現周期性變化，但從比較性能的角度，完全可以采用定常流動場來進行分析。因此，模擬計算的是不同葉輪形式下的定常流動場。湍流模型為RNG k-ε模型，數值計算方法為SIMPLE 算法。進口采用速度進口，出口為自由出流。采用多重參考坐標系，葉輪為轉子，其它部件為定子，將葉輪與無葉腔的交界面設置為interface。

關醒凡［3］的研究表明，R30-F30（R 表示與旋轉方向相反，F 表示與旋轉方向相同）雙向傾斜葉片的性能優于其它傾斜葉片，是旋流泵優先選用的葉片形式之一，所以本文選取了R30-F30 雙向傾斜葉片形式進行研究。此外，還增加選擇了常規的直式、前彎式和后彎式這3 種葉片形式。葉片在葉輪底板上沿圓周方向均勻分布，前彎式和后彎式葉片包角均為60°。各葉片形式的簡化示意如圖3 所示。

圖3 葉片形式簡化示意Fig.3 Schematic diagram of blade types

2 模擬結果與分析

由于旋流泵通常在設計流量及轉速附近工作，故模擬時選擇在設計工況下對各葉片形式進行模擬。通過模擬結果后處理，提取旋流泵進、出口斷面上的壓強值和葉輪軸上的扭矩值，并結合設定的泵進出口高差、流量和轉速，即可計算出旋流泵的揚程、功率和效率等性能參數。不同葉片形式下旋流泵的性能參數見表2。可以看到，從揚程與軸功率來看，前彎葉片旋流泵最高，而后彎葉片旋流泵最低，這與普通離心泵的規律在定性上保持一致。但是，與普通離心泵不同的是，后彎葉片旋流泵的效率明顯低于其它3 種葉片形式，如與效率最高的直葉片旋流泵相比，其效率低了8.4%。在4 種葉片形式中，直葉片的效率高達62.54%，這在旋流泵中屬于較高效率值。就揚程而言，直葉片僅次于前彎葉片，其揚程只比前彎葉片低3.4%。綜合旋流泵的效率與揚程兩方面可見，在設計工況下，輸送清水采用直葉片性能更優。

表2 不同葉片形式下旋流泵的性能參數比較Tab.2 Comparison of performance parameters of vortex pumps for different blade types

為更為全面地比較各葉片的性能，在設計工況附近改變流量，將各葉片形式下的外特征曲線繪制在圖4 中。從圖可以看到，各葉片形式的性能參數比較結果與上述設計工況點基本相同。

圖4 各葉片形式下的外特性參數曲線比較Fig.4 Comparison of external characteristic parameter curves for different blade types

為探尋產生上述規律的內因，從數值模擬結果中提取各截面的流場信息，最具代表性的當屬如圖5 所示的4 個典型截面。其中，無葉腔是旋流泵內流體流經的主要區域，代表主要流動區域，選擇其半寬處截面（截面1）作為主流區域的代表截面。流體的能量增加來源于葉片，其直接作用區域在泵葉腔，選擇泵葉腔半寬處截面（截面2）分析葉片對水流的作用。此外還選擇了2 個截面（截面3 和截面4）以分析流場中的漩渦損失，其中截面3 是由泵葉腔向無葉腔過渡的代表區域，截面4 則為軸剖面，是旋流泵軸向流場的代表截面。

圖5 截面選取示意Fig.5 Schematic diagram for the chosen cross-sections

不同葉片形式的流量與進、出口高度差相同，揚程的差別主要來源于進出口壓強差。圖6 提取了主流區域代表截面1 的壓強、速度和渦量分布。由圖6（a）可以看到，不同葉片形式下該截面所反映的壓強變化規律基本相似：中心區域壓強低，均為負壓，隨著流動區域半徑增大以及接近出口，壓強逐漸增大，在出口處達到最高，這與大多離心式葉輪的工作狀況相同。

不同之處在于，各形式葉片所產生的入口負壓和出口壓強的高低。如圖6（a）所示，雙向傾斜葉片的入口負壓值最高，可見采用雙向傾斜葉片不利于流體的吸入，如果將雙向傾斜葉片旋流泵應用于清淤工程中輸送泥沙，則其吸入負壓不足的特點會制約施工產量。而其它3 種葉片的入口真空度均較高，其數值排序為：后彎葉片＜直葉片＜前彎葉片，前彎式部分區域真空度已達飽和壓強，使用時應注意避免發生汽蝕。而在出口處，后彎葉片的流體壓強遠低于其它3 種葉片形式，可見流體經后彎葉片獲得的能量最少。

圖6 不同葉片形式下截面1 計算結果比較Fig.6 Comparison of calculation results of cross-section 1 for different blade types

旋流泵與普通離心式泵的區別在于，葉輪后縮于泵葉腔內，并非對無葉腔內主流流體直接做功，而是通過提高泵葉腔內流體速度，與主流區域流體產生速度梯度，在流體黏性作用下產生切應力，從而帶動主流流體旋轉，將離心力做功轉化為流體能量。從圖6（b）所示的速度分布可以看到，無葉腔內流體獲得了動能，并且隨著半徑增加4種葉型的動能有所提高，后彎式葉片的速度明顯低于其它3 種葉型，說明其內流體獲得能量最小。前彎式葉片的最大速度值最高，高速區域范圍更大，這也是前彎式葉片揚程最高的原因。

無葉腔內的渦量分布如圖6（c）所示，4 種葉片形式在該截面的渦量強度總體均不高，只在個別局部區域有較大渦量。在無葉腔內的葉片與流體并不直接作用，剪切作用是該截面流體運動的驅動力，不會存在過高剪切變形情況，除非在蝸舌附近或漩渦沿軸向由泵葉腔擴展至該截面，才會產生較高強度漩渦，所以這些區域渦量較高。4種葉片形式相比，后彎式葉片渦量最小，直葉片的渦量最大。

不同葉片形式所帶來變化的關鍵在于，泵葉腔內流體所獲得的速度增量有所不同。為此，以泵葉腔軸向中間截面2 處為代表，提取不同葉片形式在該截面上的流速分布并進行比較，如圖7所示。流體在泵葉腔內沿徑向逐漸加速，最高速度達到30 m/s 左右，通過旋轉角速度與半徑乘積計算得到的圓周速度可知，該區域圓周方向分量占據主導地位。不同葉片形式下獲得高速流體的占比存在差別，其中前彎葉片最高，后彎葉片最低，直葉片與雙向傾斜葉片介于兩者之間。這意味著流體從前彎葉片獲得了更多的速度增量，與無葉腔內流體的速度差別更大，所引起無葉腔內主流流體能量的提高就更多。這正是前彎葉片揚程最高、后彎葉片揚程最低的主要原因。另一方面，流體能量的提高來源于葉片在泵葉腔內的做功，流體獲得能量的高低也間接反映了葉片的做功功率，所以表2 中前彎式葉片的軸功率最高，而后彎葉片軸功率最低。

圖7 不同葉片形式下截面2 速度分布比較Fig.7 Comparison of velocity distributions of cross-section 2 for different blade types

葉片做功并非完全轉化為旋流泵出口的流體能量，在轉化過程中還存在損失，這反映在旋流泵效率這一外特性參數上，而損失的區域也可通過流場信息獲得。如圖8（a）所示，可通過提取軸向截面4 的渦量分析出發生損失的主要區域。漩渦主要出現在入口和泵葉腔內部及附近，入口漩渦主要源自流動截面的突然擴大和方向的急劇改變，泵葉腔內部漩渦則由葉片與流體的相互作用產生，這與普通離心式泵基本相同。

而不同的是，旋流泵渦量最大區域發生在泵葉腔向無葉腔過渡處。為此，提取泵葉腔向無葉腔過渡截面3 處的渦量分布，如圖8（b）所示。圖中，過渡截面上葉片區域的渦量強度較高，最高值出現在葉片附近。如前文所述，旋流泵的工作原理就是葉片運動改變泵葉腔流體運動、泵葉腔流體運動再改變無葉腔內主流流體運動的過程，而流體運動具有慣性，在這一流動改變過程中必然產生漩渦。在過渡截面靠近葉片處，存在著2種運動改變的過程，故渦量會達到最大。

此外，圖8（a）中還發現漩渦會從泵葉腔向無葉腔延伸，與圖6（c）對比可以發現，這種漩渦的延伸正是造成圖6（c）中渦量的主要原因。這是由泵葉腔的后縮結構引起的，葉輪外徑處緊靠泵葉腔的圓周壁面，流體需由泵葉腔流到無葉腔之后才能隨主流流出，在這一過程中同樣出現了流動方向的急劇改變，且這部分流體經葉輪做功而具有較高能量，故湍動加劇，產生較強的漩渦，并隨流體向無葉腔發展。

圖8 不同葉片形式下渦量分布比較Fig.8 Comparison of vortices distribution for different blade types

比較不同葉片下2 個代表截面所反映的渦量分布可以看到，無論是漩渦的總體強度，還是高強度漩渦的分布區域占比，后彎葉片均高于其它3種葉片形式，這就是表2 中后彎葉片效率最低的原因。該結論與普通離心式泵的規律截然相反，可能與葉片出口流體無法順利流出泵體有關，具體原因尚待進一步研究。

3 結語

本文通過對某一類型旋流泵內清水流場的數值模擬，獲得了4 種不同葉輪形式下旋流泵的揚程、功率和效率，并提取了其內部壓強、速度和渦量，分析葉片形式對泵性能的影響及其原因。結果表明，旋流泵的葉片在泵葉腔內直接對流體做功，使其獲得動能后旋轉，并在黏性作用下帶動無葉腔內主流流體旋轉獲得靜壓能。漩渦主要發生在泵葉腔內部及其向無葉腔過渡區域，還會向無葉腔內延伸。本文所設計的旋流泵輸送清水時，采用直葉片可以獲得最高效率，而流體通過后彎葉片獲得能量較少，并且由于在泵葉腔和無葉腔內流體能量交換時損失了過多能量，導致后彎葉片旋流泵的揚程、功率和效率均為最低。本文研究可以為旋流泵的葉片設計提供參考。