CN103306985A - 一种低比速离心泵低噪声水力设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种低比速离心泵低噪声的设计方法，涉及叶轮机械流动噪声的主动控制方法。首先，通过传统低比速泵设计法得到离心泵叶轮及螺旋型压水室（蜗壳）的主要结构尺寸；其次，采用计算流体力学方法对泵内部流场进行计算，预测泵的性能，看是否达到设计要求并通过对定常流场的分析进行优化设计改进；然后，采用计算声学的方法对低比速泵流动诱导噪声进行预测，若流噪声指标合格则完成设计，不合格则进行后续步骤；再后，对设计基本达到性能要求的叶轮的直径进行调整，使叶轮与蜗壳隔舌之间的间隙不断扩大直至20%，并在叶片中间添加分流叶片来提高扬程及控制流动情况保证效率；最后，对进行过叶轮改进设计的泵进行噪声预测，若流噪声指标合格则完成设计，不合格则重复最开始的步骤。本发明缩短了研发周期，节约了开发成本，有效提高了离心泵的设计质量，能同时满足扬程和效率低噪声要求，实现低比速离心泵整机性能的优化。

Description

一种低比速离心泵低噪声水力设计方法

技术领域

本发明是水力机械设计中一种离心叶轮设计方法，适用于对噪声性能要求较高的离心泵水力部件设计，特指低比速离心泵降低流噪声的水力部件的设计方法。

背景技术

在国防反潜领域，由于声纳侦察技术的逐渐应用，进行机组振动噪声的主动控制和减振降噪技术手段的研究显得尤为重要。低比速离心泵是重要的能量转换装置和流体输送设备，具有流量小、扬程高的特点，因而广泛的应用于城市供水、锅炉给水、航天、石油化工、轻工、城市煤气输送、农业灌溉等国民经济的各个领域，也是船舰和航空航天等尖端科技领域的关键设备。由于低比速离心泵叶轮的轴面流道窄而长，泵内的不稳定流动现象和水力损失相当复杂，由这些流动现象产生的流噪声会沿管路传播，引起系统震荡，流噪声已成为工业、舰船及潜艇反潜领域需要控制的主要噪声源之一。

以往对低比速离心泵水力设计方面的研究大都针对效率的提高或轴功率无过载方面（如专利申请号200410014937.0所公开的技术内容），水力设计过程中对噪声方面的指标基本无从考虑。大多厂家在泵加工完成后进行一些结构噪声方面的控制（如消除共振）或水力部件的改造（进行叶轮的动静平衡处理）再交付用户使用，也有采用水消声器来进行流噪声控制方面的应用（专利申请号201110081306.0所公开的技术内容）。但这些措施大多会增加制造成本，并且主要是降低机械噪声方面的，降噪效果有限。因此，研究低噪声水力设计方法，制定设计过程中需要遵循的低噪声设计准则，是反潜领域低比速离心泵研制亟需解决的问题。

在低比速离心泵的水力设计方面，国内许多高校和科研单位都开展了相关的研究工作，如：江苏大学、清华大学、沈阳水泵研究所、扬州大学和浙江大学等。到目前为止，工程上实用的水力设计方法仍然是基于欧拉理论和一元理论以及流动相似理论基础上的模型换算法和速度系数法，大量可靠的资料和丰富的经验是水力设计成败的关键。离心泵的面积比原理和自由旋涡理论指出了决定泵性能的叶轮和泵体之间应存在明显的数学关系。此外，还出现了多种优化设计的方法，如：试验优化设计、速度系数法优化设计、损失极值法优化设计、三元流动计算及CAD优化设计、准则筛选法优化设计等。这些方法大多需要泵加工制造后进行性能试验，然后进行水力设计方面的调整，最后再考虑噪声是否合乎国家标准，不合理了再进行结构方面的调整，整个过程造成巨大的人力和物力浪费，且对流噪声没有形成可行的控制方法。关于流动诱导噪声产生的原因，国内外进行了大量相关的研究，叶轮与蜗壳隔舌动静干涉及流道内脱流、回流等形成的压力脉动在管道内的传播是泵远场流噪声形成的主要原因，但如何在水力设计过程中减小这种现象的产生还没相关报道。

经检索，关于低比速离心泵水力设计时本文所采用的流噪声优化方法以及叶轮极小直径法没有相关报道。

发明内容

本发明的目的是为低比转速离心泵水力设计过程中提供一种低噪声水力设计方法，在保证泵设计性能达标情况下，使设计的低比速离心泵产生的流噪声最低。且该方法能够较好地克服传统设计方法不能准确预估泵的各项性能指标，试验工作量大等缺点。

本发明解决其技术问题是采用以下技术方案来实现的：（1），通过传统低比速泵设计方法得到离心泵叶轮及螺旋型压水室（蜗壳）的主要结构尺寸为：叶轮进口直径D_j、叶片进口安放角β₁、叶轮外径D₂、出口安放角β₂、叶片出口宽度b₂、叶片数Z、叶片包角

叶片厚度、基圆直径D₃、涡室进口宽度b₃、涡室隔舌安放角

隔舌螺旋角α₀及涡室断面面积等。传统低比速泵设计方法一般采用加大流量设计法，是用放大了的流量和比速来设计一台较大的泵，由于较大泵的效率曲线基本包括了较小泵的效率曲线（小流量区则相反），故能提高泵的最高效率和设计点效率；（2），采用计算流体力学（CFD）方法对泵内部流场进行计算，预测泵的性能，看是否达到设计要求并通过对定常流场的分析进行优化设计改进；（3），采用计算声学的方法对低比速泵流动诱导噪声进行预测，若流噪声指标合格则完成设计，不合格则进行后续步骤；（4），对设计基本达到性能要求的叶轮的直径进行优化，使叶轮与蜗壳隔舌之间的间隙不断扩大，并在叶片中间添加分流叶片来提高扬程及控制流动情况以保证效率。（5），对进行过叶轮改进设计的泵进行噪声预测，若流噪声指标合格则完成设计，不合格则从步骤（1）开始重复设计。

本发明所采用的设计方法的特征为：采用加大流量设计法时，叶片设计成圆柱叶片，或进口部分形状按照包角变换法设计成扭曲状，并在背面进行修削，叶片出口安放角β₂取大值以获得较大的扬程；叶轮与蜗壳隔舌之间的间隙最好调整至叶轮直径的20%，这区别于传统设计方法中建议的7%～11%，因为蜗壳式离心泵中流噪声产生的本质原因是离心叶轮出口的射流-尾迹流动现象与蜗壳隔舌的撞击以及隔舌振荡产生的声波在流体介质中沿管路进行的传播，扩大间隙可以使尾迹流撞击隔舌的区域变小，但是间隙大于20%以后这种现象的改善将变得不明显，同时会造成蜗壳流道内流体流动的过度紊乱而降低效率；长叶片之间布置以1个或多个分流叶片，分流叶片进口直径D_j’为长叶片进口直径D_j与叶片出口直径D₂之和的0.4～0.6倍，分流叶片进口安放角与长叶片进口安放角β₁相同，进口处的周向位置偏向长叶片背面，偏置比例在0.6～1范围内，且分流叶片进口直径D_j越小，偏置距离就越小，极限情况就是长叶片数加倍，分流叶片出口边尽量放置于两个长叶片的中间位置，若是多个分流叶片则均布在流道内；采用本发明所述的设计方法称之为极小叶轮直径法。

本发明中，性能预测采用的方法是计算流体力学方法（CFD），通过建立控制方程、流体计算域三维建模、划分网格、设置边界条件和利用求解器进行定常计算等步骤来完成；流场的非定常数值计算建立在定常计算结果的基础上，采用大涡模拟（LES）或分离涡模拟（DES），其目的是计算出声源信息的分量，并输出含有声源信息的文件；流噪声的预测采用计算流体力学（CFD）与计算声学（CA）相耦合的间接法，其基于Lighthill方程，将流噪声的产生与传播分开考虑；本发明采用计算声学（CA）的方法计算声传播时耦合了蜗壳振动（考虑了声振耦合作用的影响），在声学网格划分完成后，可以结合声源信息文件和泵体的结构模态文件采用相关程序进行声学计算。

本发明的优点在于：采用计算流体力学和计算声学相耦合的方法，通过分析离心泵内部流动以及远场噪声值来设计叶轮结构，减少了试验次数，缩短了研发周期，节约了开发成本，有效提高了离心泵的设计质量；能在满足扬程和效率的情况下达到低噪声的要求，实现低比速离心泵整机性能的优化；本发明属于在原有设计方法基础上进行的再创新，利于设计人员的消化吸收，并尽快地应用于工程实践。

附图说明

图1：传统的低比速离心泵水力设计流程图。

图2：本发明的低比速离心泵低噪声水力设计流程图。

图3：本法明中通过计算流体力学数值计算泵流场流程图。

图4：本法明中通过计算声学数值计算泵远场噪声流程图。

图5：按传统速度系数法设计得到的叶轮木模图。

图6：按传统速度系数法设计得到的蜗壳木模图。

图7：按低比速泵设计方法得到的叶轮木模图。

图8：采用本发明设计方法得到的低噪声叶轮木模图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明的一个具体实施方式做进一步的说明。

结合图1，传统低比速离心泵水力设计流程主要基于经验，初步设计或改型方案，进行模型试验，试验结果满足水力要求后，进行噪声测试，检验噪声是否达标，根据达标与否，进行修正，最后在不断修正的基础上进行制造。

结合图2，本发明所采用的低噪声水力设计方法，其实现的途径引入数值模拟，并在设计过程中加入声优化环节。性能预测基于计算流体力学（CFD）方法，其流程如图3所示。流噪声预测采用基于计算流体力学（CFD）方法和计算声学（CA）相结合的耦合算法，并在计算声传播过程中考虑声振耦合的作用，其流程如图4所示。

以一台模型泵设计为例，此低比速离心泵设计参数为：流量Q=25m³/h，扬程H=10m，转速n=1450r/min。（1）按传统速度系数法进行设计时：

比转速 $n_s=3.65\×\frac{n\×\sqrt{Q}}{H^{0.75}}=78.4;$

当量直径 $D_0=(3.5~5.5)\sqrt[3]{\frac{Q}{n}}$

又由于轮毂直径d_h=40mm;故进口直径

叶轮出口直径 $D_2=(9.35~9.6){\left(\frac{n_s}{100}\right)}^{-0.5}\sqrt[3]{\frac{Q}{n}}=178~183\mathrm{mm},$ 取180mm；

叶轮出口宽度 $b_2=(0.64~0.7){\left(\frac{n_s}{100}\right)}^{5/6}\sqrt[3]{\frac{Q}{n}}=8.7~9.6\mathrm{mm},$ 取9mm；

叶片数Z=6；

叶片进口安放角β₁=29.5°；

叶片出口安放角β₂=41°；

叶片包角

根据计算结果再进行叶片的绘形，最终的木模图如图5所示。在叶轮设计基础上进行蜗壳设计计算，显示最终参数的木模图如图6所示。

（2）按低比速离心泵低噪声水力设计方法进行设计时：

$D_2=1.05\×(9.35~9.6){\left(\frac{n_s}{100}\right)}^{-0.5}\sqrt[3]{\frac{Q}{n}}=187~192\mathrm{mm};$

$b_s=0.0003752n_s^{1.15}{D}_2=10.6\mathrm{mm};$

Z=4；

β₁=23.4°；

β₂=20°；

根据初步计算结果设计一组正交试验来进行叶轮参数的优化，正交试验采用标准正交表L₉(3⁴)，试验方案如表1所示。

表1正交方案

保持蜗壳不变，按图3所示的数值模拟方法对叶轮先进行性能方面的优化，根据上述低比速离心泵低噪声水力设计方法进行设计得到的参数，建立控制方程、确定计算域、计算域网格划分、选择湍流模型、建立离散方程、给定初始条件及边界条件、进行定常计算、与外特性试验对比是否合理，如果不合理检查并修改方案，如果合理则进行非定常计算，进行压力脉动分析以及输出CCNS文件。最终采用的叶轮各参数在如图7所示的木模图中展示出来，并且试验所得Q=25m³/h时，H=10.6m，能满足设计要求。

（3）在按低比速泵设计出的叶轮基础上，对叶轮进行切割，由于直径变小导致泵设计流量下的扬程下降，将蜗壳隔舌与叶轮的间隙扩大至叶轮直径的20%时，虽然泵的流噪声降低了3.6dB，但泵的扬程已经降至9.4m，已达不到泵性能的要求，故在原设计的基础上添加分流叶片。优化过程中，流噪声的预测采用图4所示的流程，进行声场计算建立或导入声学网络、网格前处理、定义流体材料及属性，将模态计算生成的文件导入结构模态，将流场计算声成的声源文件定义声源，声学响应计算、导入场点网络，进行相应计算。经过上述模拟计算，分流叶片居中设置，其进口直径取0.55倍的进口直径和出口直径之和，叶片偏转角为零，改进后的木模图如图8所示。最终泵在Q=25m³/h时，H=10.2m，噪声比按低比速泵设计方法降低了2.3dB。

Claims (7)

1.一种低比速离心泵低噪声水力设计方法，其特征在于，采用传统低比速泵水力设计方法对泵进行整体设计，在初步水力设计结束后，调整叶轮的外径，加大叶轮与蜗壳隔舌间隙，完成流噪声的控制；采用添加分流叶片的方法来保证扬程及提高效率。

2.根据权利要求1所述的一种低比速离心泵低噪声水力设计方法，其特征在于，所述水力设计过程全部由数值模拟完成，首先是流场性能计算，然后在定常计算的基础上进行非定常计算，然后结合计算声学获得远场噪声的声压级。

3.根据权利要求2所述的一种低比速离心泵低噪声水力设计方法，其特征在于，所述流场性能预测采用的方法是流体力学方法，所述步骤为：建立控制方程、流体计算域三维建模、划分网格、设置边界条件和利用求解器进行定常计算；流场的非定常数值计算建立在定常计算结果的基础上，采用大涡模拟或分离涡模拟，计算出声源信息的分量，并输出含有声源信息的文件；通过以上步骤预测性能是否符合要求，不符合要求修改设计参数；如果符合要求，进行声场分析，声场的流噪声的预测采用了计算流体力学与计算声学相耦合的间接法，所述声场分析步骤为：建立或导入声学网络、进行网格前处理、定义流体材料及属性、导入结构模态、定义声源、声学相应响应计算、导入场点网络、场点相应计算；声场分析流噪声是否降低，如果降低则进行模型试验；如果未降低，修改设计参数。

4.根据权利要求3所述的一种低比速离心泵低噪声水力设计方法，其特征在于，所述的声场分析中导入的结构模态为基于有限元法的泵体模态计算生成的文件；所述定义的声源为流场计算时进行的非定常数值模拟生成的文件。

5.根据权利要求1所述的一种低比速离心泵低噪声水力设计方法，其特征在于，所述叶轮与蜗壳隔舌的最大间隙为叶轮直径的20%。

6.根据权利要求1所述的一种低比速离心泵低噪声低噪声的设计方法，其特征在于，所述长叶片之间布置一个或者至少二个分流叶片。

7.根据权利要求6所述的一种低比速离心泵低噪声低噪声的设计方法，其特征在于，分流叶片布置在长叶片之间，分流叶片进口直径D_j为长叶片进口直径D_j与长叶片出口直径D₂之和的0.4～0.6倍，分流叶片进口安放角与长叶片进口安放角β₁相同，进口处的周向位置偏向长叶片背面，偏置比例在0.6～1范围内，且分流叶片进口直径D_j越小，偏置距离就越小，分流叶片出口边放置于两个长叶片的中间位置。

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