黄振杰1, 潘中永1, 申占浩2, 潘希伟3
(1.江苏大学国家水泵及系统工程技术研究中心, 江苏 镇江 212013； 2.江苏大学京江学院, 江苏 镇江 212013; 3.华中科技大学机械学院, 湖北 武汉 430074)
摘要：为了研究喷水推进泵在小流量下效率下降较快的原因,应用计算流体动力学方法对不同工况下的喷水推进泵进行数值模拟,研究进口预旋的产生和发展,分析进口预旋对效率的影响以及转速对进口预旋的作用．结果表明:在设计工况Qd时,首级叶轮进口的绝对速度圆周分量vu接近0,基本不随流道半径的变化而变化,进口预旋可以忽略;0.8Qd时,vu随流道半径的增加出现小幅增大,仅仅在轮缘处有较小的正预旋;从0.6Qd开始,预旋变化明显,流量越小,预旋变化越大．小流量下,降低首级叶轮的转速,可以有效地改善进口预旋,提高泵的效率;通过调节叶轮转速,可以有效地改善泵内部的流动状态并通过比较分析出小流量相对较优的转速．研究结果对于其他比转数的喷水推进泵的进口预旋分析具有重要的指导意义．
关键词：喷水推进泵;进口预旋;对旋;小流量;转速控制
黄振杰, 潘中永, 申占浩， 等. 对旋轴流式喷水推进泵的进口预旋[J]. 排灌机械工程学报,2016,34(10):847-852.
HUANG Zhenjie, PAN Zhongyong, SHEN Zhanhao, et al. Inlet pre-whirl for contrarotating axial-flow water-jet pump[J]. Journal of drainage and irrigation machinery engineering(JDIME), 2016, 34(10):847-852.(in Chinese)
喷水推进泵具有流量大、扬程高、体积小、运行高效区宽、抗汽蚀性能优越以及结构简单等优势,被广泛应用于水翼艇、高速渡轮和深海潜艇等．喷水推进泵是高性能船舶的动力装置,现代新型船舶工业对喷水推进泵稳定性研究是中国造船工业发展战略的核心课题[1-2]．然而喷水推进泵在小流量下内部流动复杂,容易产生流动分离、旋涡、旋转失速等不稳定现象．国内外学者在涡轮机械上对此种情况做了很多研究,提出在小流量下,进口预旋对涡轮机械的不稳定性有重大的影响[3-5]．西安交通大学的气体动力研究科研组发现,在小流量工况下,进口预旋对轴功率有着重大的影响,可以利用进口预旋这一特点,维持较大的稳定工作区[6-9]．而在国内外的资料中鲜有关于喷水推进泵进口预旋的产生、发展以及其对泵的稳定性等方面的研究．
文中利用计算流体动力学的方法[10],通过控制流量,对对旋轴流式喷水推进泵进行数值模拟,分析喷水推进泵进口速度场的情况,研究进口预旋的产生和发展,分析预旋随对旋叶轮位置变化而发生变化的规律,并在小流量下,研究进口预选对泵的稳定性的影响以及与效率的关联性．
1.1 计算模型
对旋轴流式喷水推进泵的三维水体图如图1所示.
图1 计算模型三维水体图
Fig.1 Calculation model for three-dimensional figure of water body
对旋轴流式喷水推进泵的设计参数为设计流量Qd=0.3 m3/s,首级叶轮扬程为2 m,次级叶轮扬程为8 m,比转数为600．首级叶轮、次级叶轮及导叶叶片数分别为5,4,7．首级叶轮采用导管桨形式,次级选用轴流式形式,轮毂采用球型,进出口安放角可调节．从进出口轴向看,首级叶轮为顺时针方向,次级叶轮为逆时针方向,额定转速都为1 450 r/min．
1.2 网格划分及边界条件
计算模型采用ICEM CFD 软件对各个部件分别进行结构化网格划分,如图2所示．
图2 网格划分
Fig.2 Mesh partition
在设计工况Qd和额定转速下,选择6组网格,依据泵的总扬程和总效率波动值小于0.1%为标准,进行无关性检验,结果如表1所示．
表1 网格无关性分析
Tab.1 Grid independence analysis
网格数参数H/mη/%126730010.2679.810153070510.4280.210184567810.7480.660242562710.8280.900320843610.8480.920432046810.8580.923
考虑到计算机的性能和效率,选择网格数2 453 671进行计算,经ICEM CFD软件检查网格质量和角度分别在0.30和13.5°以上时满足网格质量要求,具体结构化参数如表2所示.表中N为网格单元数，θ为网格角度.
表2 具体结构化网格参数
Tab.2 Mesh number distribution with different impeller diameters
水体域N总体网格质量θ/(°)进口延伸段248237≥0.85≥76.5首级叶轮562133≥0.30≥13.5轴向间隙127379≥0.70≥49.5次级叶轮701206≥0.35≥18.0导叶及喷口515397≥0.35≥18.0出口延伸段271275≥0.85≥76.5
边界条件：两级叶轮水体设置为旋转域,其他区域设置为静止;计算进口采用总压进口,出口采用质量流量出口;叶轮壁面设置为旋转壁面,其他设置为无滑移边界;不同域之间采用交界面连接,静止部件与转子部件采用“Frozen rotor”方式．
数值计算,在额定转速下,改变设计流量,研究进口预旋的产生、发展,通过流体的速度矢量分析进口预旋对效率、扬程等外特性的影响．在小流量工况下,改变转速研究进口预选的改善情况,计算出相应泵的效率,通过验证确保方法可行,为研究喷水推进泵稳定性提供重要的参考．
1.3 计算方程和湍流模型
基于ANASYS CFX计算流体动力学软件采用SST k-ω湍流模型[11],SST k-ω模型假设湍流黏性系数μt与湍流动能k和湍流频率ω相关,其计算公式为
μt=ρkω，
(1)
其中k方程为
(ρk)?t+?(ρujk)?xj=??xjμ+μtσkkxj+Gk-β′ρkω，
(2)
ω方程为
(ρω)?t+?(ρujω)?xj=??xjμ+μtσkωxj+
αωkGk-βρω2，
(3)
式中:Gk为湍流的产生项,与k-ω模型中的湍流方程相比,SST k-ω模型将湍流产生项修正为
pt=min(μtφ,CImtε)，
(4)
在默认情况下,CImt的极限值为105,适当调整CImt的值使SST k-ω模型消除一些流动过程中滞止区域产生的过渡湍流．此外,SST k-ω模型在特定耗散率方程中增加了一项新的耗散源项
2ρ(1-F1)ωσω2kxωx+?kyωy+?kzωz，
(5)
式中:F1是混合函数,取1表示近壁处,取0表示远离壁面处．
在CFX14.5中采用有限元有限体积法对方程组进行离散．在离散过程中,对流项采用了高分辨率的格式,其他项采用中心差分法,并将扩散项用形函数表示,收敛精度设置为10-5.
2.1 进口预旋的理论
式(6)为泵理论扬程计算公式
Ht=u2vu2-u1vu1g
，
(6)
式中:u1,u2为叶轮进出口圆周速度;vu1,vu2为叶轮进出口绝对速度圆周分量;g为重力加速度．波兰学者特罗斯科兰斯基认为流量变化时会有以下几种情况:
1) 实际流量小于Qd时,vu1>0为正预旋;
2) 实际流量等于Qd时,vu1=0无预旋;
3) 实际流量大于Qd时,vu1<>
由此推知,当喷水推进泵进入小流量工况时,叶轮进口冲角增大,不再是无预旋进口．
2.2 过流部件速度分布
图3为从1.0Qd到0.3Qd不同轴向截面处的轴向速度分布情况．
图3 不同工况下轴向截面处轴向速度分布云图
Fig.3 Velocity distributions on span surfaces
图3中,SF1表示首级叶轮进口边上游10 mm处轴向截面;SGM表示首级叶轮出口边与次级叶轮进口边的中间轴向截面;SS2表示次级叶轮出口边下游10 mm处轴向截面.此外,为了更加直观地表示发生回流的具体位置,将轴向速度的最大值设定为0,即所有正向的轴向速度均取为0,此时红色区域表示出现回流．
从图3中可以看出:
1) 对于SF1截面,在1.0Qd时,轴向速度均为负值,仅在轮缘处存在0值,说明轴向速度与主流方向一致,此时仅在叶顶间隙处存在回流;在0.8Qd时,靠近轮缘处存在较小回流;随着流量的进一步减小,靠近轮缘处回流区的面积逐渐扩大,而靠近轮毂处均不存在回流．
2) 对于SGM截面,在1.0Qd时,仅在叶顶间隙处存在回流,流道内的低速区聚集在叶片压力面附近,而高速区聚集在叶片吸力面附近,叶片吸力面与压力面相比更加稳定;在0.8Qd时,叶片压力面靠近轮毂处开始出现0值,此处存在极小回流;在0.6Qd时,叶片压力面靠近轮缘处存在较小回流;在0.5Qd时,叶片压力面靠近轮毂处和轮缘处回流区的面积均逐渐扩大;在0.4Qd时,叶片吸力面靠近轮缘处高速区急剧变小并向叶片中部移动,此时叶片吸力面靠近轮缘处开始出现回流;随着流量的进一步减小,在0.3Qd时各处回流区的面积扩大．
3) 对于SS2截面,在1.0Qd时,靠近轮毂处存在0值,此处存在较小回流;随着流量的减小,此处回流区的面积逐渐扩大．
由以上分析可知,回流的出现导致流道内液流的流动分离,分离的液流与主流的液流作用会形成旋涡．对于次级叶轮进口边的中间轴向截面,在0.4Qd时叶片吸力面靠近轮缘处高速区急剧变小并向叶片中部移动,此时叶片吸力面靠近轮缘处开始出现较大回流,与主流的液流相互作用形成大尺度旋涡阻塞了流道．对于首级叶轮进口处轴向速度变化趋势基本一致,而次级叶轮进口处轴向速度在0.4Qd时存在突变．
为了研究次级叶轮进口处轴向速度的突变,选择不同工况下中间轴面处速度矢量分布进行研究．图4为1.0Qd到0.3Qd两级叶轮、导叶流道中间轴面处的速度流线三维矢量图．
图4 不同工况下中间轴面处速度分布
Fig.4 Velocity distributions on mid-span surfaces
从图4中可以看出,1.0Qd时,叶轮进出口流线平行,进水管内流动平稳,首级叶轮内流动稳定;在0.8Qd时,首级叶轮进口靠近轮缘处由于进口预旋的影响开始出现小尺度旋涡;在0.5Qd时,首级叶轮出口靠近轮毂处也开始出现较小尺度旋涡;在0.4Qd时,首级叶轮出口或次级叶轮进口靠近轮缘处突然出现较大尺度旋涡;在0.3Qd时,旋涡开始从单涡演变为双涡,流道内形成的双涡旋转方向相反,靠近次级叶轮出口的旋涡旋转方向为逆时针方向,而靠近导叶进口的旋涡旋转方向为顺时针方向．
由此可知,当喷水推进泵的流量减小时,叶轮进口靠近轮缘处流动改变,容易产生旋涡．伴随叶轮进口流动的恶化,进水管内的流动也受到影响,并且随着流量的减小影响加剧．随着流量的减小,首级叶轮、次级叶轮和导叶内先后出现旋涡,并随着流量的减小旋涡逐渐增大．
2.3 不同截面处圆周速度
图5为不同流量下两级叶轮进出口处的绝对速度圆周分量vu随着流道半径的变化规律,其中vu/uF表示不同流道半径处平均绝对速度圆周分量与首级叶轮轮缘处圆周速度之比,r/R表示流道半径与叶片轮缘处半径之比,将首级叶轮的旋转方向取为正,即与首级叶轮旋转方向相同的vu取为正,与首级叶轮旋转方向相反的vu取为负．
图5 不同截面上绝对速度圆周分量的变化规律曲线
Fig.5 Changing rules of circumferential component of absolute speed on cross sections
从图5中可以看出:
1) 对于截面SF1,在1.0Qd时,随着流道半径的变化，vu值基本保持不变,其值接近于0,此时进口可以不考虑预旋;在0.8Qd时,随r/R的增大vu略微增大,说明靠近轮毂处预旋很小,而靠近轮毂处存在较小正预旋;在0.6Qd时,当r/R<>vu接近于0;当r/R≥0.62时vu急剧上升,在靠近轮缘处达到极大值vu=0.3;随着流量的进一步减小,vu随流道半径的变化趋势基本一致,首级叶轮进口边均存在预旋,由于小流量下靠近轮缘处回流旋涡面积扩大,则靠近轮毂处预旋较小,而靠近轮缘处预旋较大．
2) 对于截面SGM,在0.6Qd时,由于靠近轮毂处开始出现流动分离,此时靠近轮毂处vu取为负值;在0.5Qd时,由于靠近轮毂及轮毂处均存在小尺度旋涡,此时靠近轮毂处和轮缘处vu均取为负值;在0.4Qd时,由于靠近轮缘处突然出现大尺度旋涡,当r/R=0.73时vu开始急剧下降,当r/R>0.78时vu取为负值,靠近轮缘处取极小值vu=-0.58;在0.3Qd时,vu随流道半径的变化趋势与在0.4Qd时相似,vu开始急剧下降的位置更接近于轮毂处,vu负值区间变大．
3) 对于截面SS2,由于次级叶轮与首级叶轮旋转方向相反,则与次级叶轮旋转方向相同的vu取为负．随着流量的减小,靠近轮毂处vu逐渐增大,在0.4Qd及更小工况时达到正值,靠近轮毂处vu逐渐减小,始终取为负值．
由以上分析可知,该模型泵在小流量工况下运行时,叶轮流道内出现不稳定流动,在0.4Qd时首级叶轮出口靠近轮缘处突然产生大尺度旋涡,大大降低了首级叶轮出口靠近轮缘处绝对速度圆周分速度vuF,从而堵塞了次级叶轮进口流道．次级叶轮出口靠近轮毂处在小流量工况下产生了较大尺度的旋涡,这在一定程度上降低了次级叶轮出口靠近轮毂处绝对速度圆周分速度vuS,从而堵塞了次级叶轮出口流道．由于受到次级叶轮进出口处旋涡的共同影响,当vuS下降过多时,使得该模型泵的外特性曲线在0.4Qd时出现扬程下降的情况,随着流量的逐渐减小,在0.3Qd时首级叶轮出口靠近轮缘处绝对速度圆周分速度vuF进一步减小,次级叶轮出口靠近轮毂处绝对速度圆周分速度vuS开始上升,使得该模型泵的外特性曲线在0.3Qd时出现扬程上升,如图6所示,额定转速下喷水推进泵的外特性曲线符合上述分析．
图6 喷水推进泵的外特性曲线
Fig.6 Performance curves of water-jet pump
2.4 转速控制后泵内部流动
在0.7Qd时,将首级叶轮转速调整为1 100 r/min,0.5Qd时首级叶轮转速调整为700 r/min,进水管内速度矢量分布均匀,进口预旋消失,泵内流动改善,如图7所示．
图7 进水管速度矢量视图
Fig.7 Three-dimensional views of velocity vector
为了更加详细研究转速对泵内效率和扬程的影响,通过控制首级叶轮转速,测定泵的外特性曲线与转速的关系，如图8所示.
图8 不同转速下泵的扬程和效率
Fig.8 Pump head and efficiency at different rotation speeds
由图8可知在0.7Qd下改变转速泵的外特性,转速为1 450 r/min和1 100 r/min时的效率分别为62.58%和66.68%,效率提高了近7%,说明改变首级叶轮转速,改善喷水推进泵内流体流动状态,消除进口预旋,对提高泵的稳定性和效率是有效的[12]．
1) 介绍了进口预旋现象和产生的背景,分析了小流量下喷水推进泵叶轮进出口处及泵内的轴面速度,结果表明泵内流动不稳定与进口预旋同时发生．
2) 在0.4Qd时vu随流道半径的增加先平缓上升后急剧下降,次级叶轮进口靠近轮缘处及出口靠近轮毂处均出现流动分离、旋涡,堵塞部分流道,造成次级叶轮进出口处有效直径减小,从而使泵的理论扬程下降,随着流量进一步减小,叶轮内部流态由轴流式转为离心式,因此扬程有较小幅度上升,导致模型泵外特性曲线在流量区间(0.4～0.5)Qd出现正斜率现象．
3) 对比运用转速控制方法前后进水管速度分布,合理地控制转速可以有效消除进口预旋,改善泵内流体流动状态,是提高泵的稳定性和外特性的一个可靠的办法．
参考文献(：References)
[ 1 ] 倪永燕,刘为民.泵喷水推进器研究进展[J].船海工程,2013,42(5):1-5.
NI Yongyan, LIU Weimin. Research progress on waterjet pump[J].Ship & ocean engineering,2013,42(5):1-5.(in Chinese)
[ 2 ] PARHA W G,JANGA J H,CHUNB H,et a1.Numerical flow and performance analysis of water-jet propulsion system [J].Ocean engineering,2005,32:1740-1761.
[ 3 ] 潘中永,吴涛涛.斜流式泵喷水推进器内部流动不稳定性分析[J].华中科技大学学报(自然科学版),2012,40(9): 118-121.
PAN Zhongyong, WU Taotao. Instability analysis of internal flow in mixed-flow pump water-jet propulsion[J].Journal of Huazhong University of Science and Technology(natural science edition),2012,40(9): 118-121. (in Chinese)
[ 4 ] GALINDO J,SERRANO J R,MARGOT X,et al.Potential of flow pre-whirl at the compressor inlet of automotive engine turbochargers to enlarge surge margin and overcome packaging limitations [J].International journal of heat and fluid flow,2007,28(3):374-387.
[ 5 ] 施卫东,李辉,陆伟刚,等.进口预旋对低比速离心泵无过载性能的影响[J].农业机械学报,2013,42(5):50-55.
SHI Weidong,LI Hui,LU Weigang,et al.Effect of prewhirl flow on non-overload performance of low specific speed centrifugal pumps[J]. Transactions of the CSAM,2013,42(5):50-55.(in Chinese)
[ 6 ] 刘承江,王永生,张志宏,等.喷水推进器推力的 CFD计算方法研究[J].计算力学学报,2008,25(6):927-931.
LIU Chengjiang,WANG Yongsheng,ZHANG Zhihong, et al.Research on computational methods of water-jet thrust using CFD[J].Chinese journal of computational mechanics,2008,25(6):927-931. (in Chinese)
[ 7 ] FURUKAWA A,SHIGEMITSU T,WATANABE S. Performance test and flow measurement of contra-rotating axial flowpump[J].Journal of thermal science,2007,16(1):7-13.
[ 8 ] 李辉.基于CFD方法的全方向推进器水动力性能研究[D].哈尔滨:哈尔滨工程大学,2009.
[ 9 ] 陈伟,陆林广，王刚，等.轴流泵运行工况对叶轮室进口预旋的影响[J].水力发电学报,2012,31(1): 213-219.
CHEN Wei,LU Linguang,WANG Gang,et al. Influence of axial-flow pump operating condition on the pre-swirl at impeller chamber inlet[J]. Journal of hydroelectric engineering,2012,31(1): 213-219.(in Chinese)
[10] PARK W G, JIN H J, CHUN H H, et al. Numerical flow and performance analysis of waterjet propulsion system[J]. Journal of the society of naval architects of Korea, 2005, 32(14):1740-1761.
[11] 申占浩,潘中永,李红,等.基于CFD的对旋轴流式喷水推进泵转速控制方法[J].排灌机械工程学报,2014, 32(11): 931-936.
SHEN Zhanhao, PAN Zhongyong, LI Hong, et al.CFD-based rotational speed control method for contra-rotating axial-flow water-jet pump[J].Journal of drainage and irrigation machinery engineering,2014,32(11): 931-936.(in Chinese)
(责任编辑 盛杰)
HUANG Zhenjie1, PAN Zhongyong 1, SHEN Zhanhao2, PAN Xiwei3
(1.National Research Center of Pumps, Jiangsu University, Zhenjiang, Jiangsu 212013, China; 2.School of Jingjiang, Jiangsu University, Zhenjiang, Jiangsu 212013, China; 3.Mechanics Institute, Huazhong University of Science and Technology, Wuhan, Hubei 430074, China)
Abstract：To study the reason why water-jet propulsion pump efficiency at a small flow rate decreased rapidly, the computational fluid dynamics method was applied to the numerical simulation of water-jet pump at a small flow rate. Based on different flow rates and rotation rate control methods,the emergence and development of inlet pre-whirl was studied and the relationship between the rotation rate and the inlet pre-whirl was analyzed. The results show that under the working condition, circumferential component of the absolute velocity of the front inlet impeller is close to 0 and changes hardly following the flow channel, and the inlet pre-whirl can be neglected. At the 0.8Qd working condition, the increasing along with the change of flow channel is very small, there is a small pre-whirl only at the rim. At the beginning of 0.6Qd, the change in inlet pre-whirl becomes obvious, the lower the flow is, the greater the change is. Under the low flow condition, reducing the front impeller speed can effectively improve the inlet pre-whirl and also can improve the efficiency of the pump. Regulating the impeller speed can effectively improve the inner flow of the pump. The results are of important guide significance to the inlet pre-whirl analysis of other specific speed water-jet propulsion pumps.
Key words：water-jet pump;inlet pre-whirl;contrarotating;low flow;rotationrate control
收稿日期：2015-07-24;
网络出版：时间： 2016-10-08
网络出版地址：http://www.cnki.net/kcms/detail/32.1814.TH.20161008.1552.008.html
基金项目：国家自然科学基金资助项目(51209108);江苏省自然科学基金资助项目(BK20151342)
作者简介：黄振杰(1989—),男,河南兰考人,硕士研究生(741406451@qq.com),主要从事风机外部流场流动分析研究.
潘中永(1973—),男,山东济南人,副研究员,博士(pzy@ujs.edu.cn),主要从事泵内部流动与不稳定性研究.
doi：10.3969/j.issn.1674-8530.15.0167
黄振杰
中图分类号：S277.9; U664.16
文献标志码：A
文章编号：1674-8530(2016)10-0847-06
联系客服
