應(yīng)用水力優(yōu)化分析對(duì)水泵機(jī)組減振研究

趙 峰 吳啟濤

（1.沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司；2.中國核動(dòng)力研究設(shè)計(jì)院）

0 引言

船舶系統(tǒng)對(duì)振動(dòng)噪聲要求日益嚴(yán)格，對(duì)船用配套設(shè)備的振動(dòng)指標(biāo)要求也越來越嚴(yán)格。本論文所研究的水泵機(jī)組在艦船系統(tǒng)中屬于常開設(shè)備，并且該型設(shè)備也是船舶中的主要振源之一。船用水泵機(jī)組振動(dòng)超標(biāo)時(shí)，通常體現(xiàn)在旋轉(zhuǎn)軸系振動(dòng)發(fā)生了異常變化[1-2]，根據(jù)常規(guī)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果，分析頻響函數(shù)的特征峰值做出判斷。

目前國內(nèi)對(duì)該型泵組的水力部件仍在沿用上世紀(jì)70～90年代的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案，為提高水泵機(jī)組的振動(dòng)抑制技術(shù)，適應(yīng)當(dāng)代船舶低振動(dòng)性能的需求，結(jié)合先進(jìn)的振動(dòng)測(cè)試設(shè)備和水力分析軟件，對(duì)該型泵進(jìn)行減振技術(shù)研究。本文針對(duì)此類問題對(duì)水力部件進(jìn)行優(yōu)化，有效地降低了整機(jī)系統(tǒng)低頻區(qū)域的振動(dòng)值。

1 試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果分析

對(duì)水泵機(jī)組進(jìn)行常規(guī)振動(dòng)加速度響應(yīng)測(cè)試，能夠大體地了解設(shè)備的原始振動(dòng)狀態(tài)，針對(duì)振動(dòng)測(cè)試頻響函數(shù)特征峰值進(jìn)行分析[3]，利用以往積累的故障診斷經(jīng)驗(yàn)，初步分析判斷振動(dòng)超標(biāo)的原因，并制定下一步的測(cè)試及分析方案。

離心泵的基本參數(shù)：額定轉(zhuǎn)速n=2 900r/min，設(shè)計(jì)流量Q=160m3/h，揚(yáng)程H=60m，效率η=75%，立式水泵機(jī)組采用立式彈性安裝，泵主體固定在電機(jī)上，其三維示意圖如圖1所示。檢測(cè)地點(diǎn)的振動(dòng)加速度級(jí)不超過80dB，低于被測(cè)設(shè)備振動(dòng)加速度級(jí)10dB以上，認(rèn)為測(cè)試環(huán)境是合理，故本次試驗(yàn)振動(dòng)檢測(cè)數(shù)據(jù)無需修正。對(duì)該型立式水泵機(jī)組進(jìn)行了振動(dòng)加速度響應(yīng)測(cè)試，應(yīng)用丹麥B&K測(cè)試分析系統(tǒng)。

圖1 水泵機(jī)組三維示意圖Fig.1 Three-dimensional schematic diagram of the water pump unit

測(cè)試結(jié)果來看，低頻段（10～320Hz）加速度振級(jí)為126dB不滿足標(biāo)準(zhǔn)要求的118dB，低頻段加速度振級(jí)高出了8dB。從測(cè)試得到的振動(dòng)加速度響應(yīng)能量頻譜圖2和加速度頻譜圖3中觀察，譜系中突出的峰值頻率為298Hz，該峰值對(duì)應(yīng)的可能是泵體結(jié)構(gòu)與安裝邊界條件的薄弱環(huán)節(jié)，抑或是水力脈動(dòng)的葉頻（葉頻=軸頻×葉片數(shù)）。

圖2 在10～320Hz頻段內(nèi)振動(dòng)能量頻譜圖Fig.2 Vibration energy spectrum diagram in the frequency band of 10～320Hz

圖3 在10～320Hz頻段內(nèi)振動(dòng)加速度頻譜圖Fig.3 Frequency spectrum diagram of vibration acceleration in the frequency band of 10～320Hz

為了進(jìn)一步診斷振動(dòng)原因，需要對(duì)水泵機(jī)組進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性測(cè)試分析與水力模型仿真分析[4]，通過這種聯(lián)合分析手段找出整機(jī)系統(tǒng)的薄弱環(huán)節(jié)，再制定出改進(jìn)方案。

2 機(jī)組結(jié)構(gòu)模態(tài)測(cè)試分析

判斷機(jī)組振動(dòng)測(cè)試譜系中特征峰值所對(duì)應(yīng)的問題原因，應(yīng)用結(jié)構(gòu)模態(tài)測(cè)試手段，排查機(jī)組結(jié)構(gòu)與安裝的薄弱環(huán)節(jié)所對(duì)應(yīng)的特征譜線，再做下一步診斷分析。

2.1 水泵機(jī)組模態(tài)測(cè)試

模態(tài)試驗(yàn)的目的是為了掌握泵組結(jié)構(gòu)與安裝的動(dòng)態(tài)特性，用于故障診斷分析。此次試驗(yàn)采用力錘脈沖激勵(lì)法，單點(diǎn)激勵(lì)多點(diǎn)響應(yīng)的測(cè)試方法，激勵(lì)點(diǎn)的布置是根據(jù)仿真計(jì)算結(jié)果而選定的，確保其位置不在前三階模態(tài)振型的節(jié)點(diǎn)處。為確保對(duì)模態(tài)振型的準(zhǔn)確識(shí)別，響應(yīng)測(cè)試點(diǎn)所得的信息要求有盡可能高的信噪比，數(shù)據(jù)采集與處理系統(tǒng)采用B&K系統(tǒng)，圖4為模態(tài)測(cè)試模型，表1為測(cè)試得到的水泵機(jī)組模態(tài)參數(shù)。

圖4 模態(tài)測(cè)試布點(diǎn)圖Fig.4 Modal test

表1 機(jī)組模態(tài)頻率數(shù)值Tab.1 The values of modal frequencies

2.2 動(dòng)態(tài)測(cè)試分析小結(jié)

通過水泵機(jī)組動(dòng)態(tài)特性測(cè)試來判斷，機(jī)組結(jié)構(gòu)與安裝邊界模態(tài)參數(shù)中的特征頻率與機(jī)組譜系中的突出峰值298Hz不重合，故判斷該振動(dòng)超標(biāo)譜系中突出的特征峰值不是由結(jié)構(gòu)形式與安裝邊界條件引起的，極可能是由于水泵水力特性的葉頻所引起，擬定下一步進(jìn)行水力模型過流部件仿真分析，探求頻響函數(shù)中突出峰值所對(duì)應(yīng)的解決辦法。

3 原有水力模型分析

研究對(duì)象是水泵整機(jī)水力模型，該泵的總剖圖如圖5所示，其主要水力部件包括吸入喇叭口、葉輪和壓水室。

圖5 水泵機(jī)組總剖圖Fig.5 General profile of water pump unit

3.1 水力建模理論基礎(chǔ)

建立反映工程問題或物理問題本質(zhì)的數(shù)學(xué)模型。具體地說就是要建立反映問題各個(gè)量之間關(guān)系的微分方程及相應(yīng)的定解條件，這是數(shù)值模擬的出發(fā)點(diǎn)[5]。流體的基本控制方程包括質(zhì)量守恒方程、動(dòng)量守恒方程、能量守恒方程，以及這些方程相應(yīng)的定解條件。

基于泵內(nèi)流場(chǎng)的水力特性，可將其視為不可壓縮的粘性流動(dòng)[6]。理想的守恒型控制方程為：

1）質(zhì)量守恒方程

2）動(dòng)量守恒方程（亦稱Navier-Stokes方程或運(yùn)動(dòng)方程）

3）能量守恒方程

3.2 葉輪流道建模分析

對(duì)于整個(gè)水泵來說，葉輪是最為復(fù)雜的水力元件，其流道內(nèi)的流體也是最復(fù)雜的。為了更好地監(jiān)測(cè)內(nèi)部的流場(chǎng)分布情況，現(xiàn)取其中一個(gè)葉片作為重點(diǎn)研究對(duì)象，設(shè)立a1～a12共12個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，具體分布如圖6所示，其中面測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻譜如圖7所示。

圖6 葉輪流道內(nèi)壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)示意圖Fig.6 Testing points of pressure pulsation in impeller passage

圖7 a1～a4點(diǎn)壓力脈動(dòng)頻譜Fig.7 Pressure pulsation spectrum of a1～a4 points

通過以往數(shù)據(jù)分析，離心泵內(nèi)部非穩(wěn)態(tài)流動(dòng)結(jié)構(gòu)是誘發(fā)離心泵振動(dòng)噪聲的主要因素，主要包括葉片表面流動(dòng)分離、旋渦、旋轉(zhuǎn)失速、空化、葉輪-隔舌動(dòng)靜干涉作用等現(xiàn)象[7-8]。對(duì)過流部件進(jìn)行流體分析，準(zhǔn)確地建立葉輪水力模型，如圖8所示。

圖8 葉輪水力模型Fig.8 Impeller hydraulic model

計(jì)算邊界條件進(jìn)口給定總溫、總壓，出口給定質(zhì)量流量，轉(zhuǎn)子部件設(shè)定為轉(zhuǎn)動(dòng)條件，介質(zhì)取為常溫水，在進(jìn)口壓力為0.2MPa工況流場(chǎng)分析見圖9。

圖9 葉輪50%葉高速度流線圖Fig.9 Velocity streamline diagram of impeller 50%blade height

觀察葉輪中心面速度流線圖9，葉輪中心到邊緣的速度流線中較為均勻，只有一段腔內(nèi)的速度流線中出現(xiàn)異?，F(xiàn)象，對(duì)其進(jìn)行放大發(fā)現(xiàn)在該區(qū)域出現(xiàn)旋渦現(xiàn)象，如圖10所示。該處旋渦在進(jìn)入后續(xù)的壓水室渦室的時(shí)候會(huì)對(duì)其中的流體產(chǎn)生沖擊和傳播，從而引起比較大的壓力脈動(dòng)。

圖10 葉輪50%葉高速度流線圖放大Fig.10 Magnification of velocity streamline diagram of impeller 50%height

3.3 壓水室流道

壓水室作為與葉輪緊密聯(lián)系的水力部件，受葉輪影響較大，而且由于其渦室與葉輪發(fā)生動(dòng)靜耦合，流體產(chǎn)生非常復(fù)雜的流動(dòng)[9]。為了充分地反映流體的流動(dòng)狀況，設(shè)立b1～b8，c1～c8以及d，e，f共19個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)。具體分布見圖11，其中各點(diǎn)均分布于該點(diǎn)的中剖面上，b1～b8相鄰點(diǎn)夾角為45°。

圖11 流道內(nèi)壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)Fig.11 Monitoring point of pressure pulsation in the flow channel

分析壓水室內(nèi)的速度矢量云圖及其截面圖可以清晰地發(fā)現(xiàn)，隔舌附近在水平方向和豎直方向均出現(xiàn)了明顯的速度梯度。這種現(xiàn)象產(chǎn)生的原因是：葉輪與隔舌的干涉使得葉輪內(nèi)通過離心力加速甩出的液體遭遇到隔舌處的局部阻力，整體速度下降。其中一部分液體由于隔舌兩邊存在著一定的壓力差（見圖12），被重新加速，回流至隔舌左側(cè)的渦室中（見圖13），與其中的高速流體混合。正是由于這部分回流的液體，對(duì)隔舌左側(cè)的高速區(qū)，即e點(diǎn)所在區(qū)域造成了沖擊、擾動(dòng)，使得該點(diǎn)處的壓力脈動(dòng)遠(yuǎn)大于d點(diǎn)。類似的情況，由于c4點(diǎn)處于葉輪與隔舌的共同影響區(qū)，速度和壓力在該處會(huì)出現(xiàn)一個(gè)較大的交變梯度，且梯度的變化與葉輪的轉(zhuǎn)動(dòng)緊密相關(guān)，這也正是該點(diǎn)加速度響應(yīng)中水力部分葉頻表現(xiàn)明顯的原因[10]。

圖12 壓力分布云圖Fig.12 Pressure distribution image

圖13 速度矢量云圖Fig.13 Velocity vector image

3.4 水力模型動(dòng)態(tài)仿真小結(jié)

泵的實(shí)際流動(dòng)處于湍流狀態(tài)。湍流是流體的一種“紊亂無序”的運(yùn)動(dòng)，這種運(yùn)動(dòng)從肉眼看是屬于無序的、隨機(jī)的、雜亂無章的流動(dòng)。從物理結(jié)構(gòu)上看，可以把湍流看成是由各種不同尺度的渦疊合而成的流動(dòng)[8]。這些渦的大小及旋轉(zhuǎn)軸的方向分布是隨機(jī)的。大渦由主流獲得能量，渦旋運(yùn)動(dòng)時(shí)旋渦拉伸而不斷分散為小渦，當(dāng)達(dá)到旋渦的最小尺度時(shí)，小渦的能量由流體的分子運(yùn)動(dòng)所耗散。同時(shí)由于邊界的作用、擾動(dòng)及速度梯度的作用，新的渦旋又不斷產(chǎn)生，這就構(gòu)成了湍流運(yùn)動(dòng)。流體內(nèi)不同尺度的渦的隨機(jī)運(yùn)動(dòng)造成了湍流的一個(gè)重要特點(diǎn)——物理量的脈動(dòng)。

4 水力模型優(yōu)化改進(jìn)

當(dāng)水泵本身的流場(chǎng)出現(xiàn)回流或者速度分布不均勻的時(shí)候，將引發(fā)流體的壓力脈動(dòng)，從而導(dǎo)致較為強(qiáng)烈的振動(dòng)。

研究離心泵進(jìn)口形式、葉輪設(shè)計(jì)參數(shù)、隔舌間隙、蝸殼設(shè)計(jì)參數(shù)等的變化對(duì)離心泵內(nèi)流場(chǎng)的影響，在保證離心泵性能特性的前提下，以獲得最小的脈動(dòng)壓力為目標(biāo)，優(yōu)化選取典型關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)組合參數(shù)。

4.1 水力性能優(yōu)化計(jì)算基礎(chǔ)

水力模型的優(yōu)化是基于不影響水泵機(jī)組性能及效率的前提下進(jìn)行的，故需要對(duì)水力模型與機(jī)組整機(jī)性能建立數(shù)學(xué)模型[11]。

在水力模型庫中選擇相似比轉(zhuǎn)速且效率較高的葉輪模型。將設(shè)計(jì)參數(shù)代入得其比轉(zhuǎn)速為：

由以下公式進(jìn)行相似換算：

由公式（5）和（6）得：

按λ=0.852進(jìn)行全部尺寸的換算，其性能曲線如圖14所示。

圖14 性能曲線圖Fig.14 Performance curve diagram

4.2 泵組過流部件建模分析

①定常計(jì)算，完全多網(wǎng)格加速收斂；②葉輪采用全通道技術(shù)，轉(zhuǎn)子部件間采用轉(zhuǎn)子固結(jié)法處理；③湍流模型：S-A；④進(jìn)口邊界條件：總溫、總壓、速度方向；⑤出口邊界條件：質(zhì)量流量、初始?jí)毫?；⑥壁面為無滑移絕熱條件，葉輪給定設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速；⑦初場(chǎng)：均勻場(chǎng)；⑧未考慮容積損失和機(jī)械損失。

圖15 機(jī)組本體三維模型Fig.15 Unit 3D model

計(jì)算結(jié)果判定

對(duì)該方案分析，通過y+值和溫度場(chǎng)判定，以保證計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確可靠。進(jìn)口壓力為200 000Pa工況點(diǎn)的判定情況。

圖16顯示，計(jì)算域內(nèi)大部分壁面的y+值在1至10的范圍內(nèi)，總體上符合S-A湍流模型對(duì)應(yīng)y+值的范圍要求。圖17顯示，計(jì)算域內(nèi)溫度變化很小，與實(shí)際情況相符，可以判定分析結(jié)果相對(duì)真實(shí)準(zhǔn)確。

圖16 y+值分布Fig.16 Distribution of valueY+

圖17 絕對(duì)總溫分布Fig.17 Distribution of total temperature

4.3 水力模型優(yōu)化小結(jié)

從水泵流場(chǎng)有限元模型，可以看出該型水泵機(jī)組水力部件在葉輪邊緣處存在旋渦、回流等問題，流場(chǎng)并不穩(wěn)定，并且會(huì)存在一定壓力脈動(dòng)，進(jìn)入水泵體壓水室后這種脈動(dòng)情況會(huì)更加復(fù)雜[11]。從計(jì)算的流場(chǎng)壓力脈動(dòng)結(jié)果分析，說明了壓力脈動(dòng)是對(duì)該型水泵系統(tǒng)加速度頻響函數(shù)中的葉頻峰值成分的主要貢獻(xiàn)源。

在有限元仿真平臺(tái)上，對(duì)該型水泵的葉輪-隔舌動(dòng)靜干涉進(jìn)行不同匹配的流體分析，找出水力脈動(dòng)最小時(shí)的過流部件結(jié)構(gòu)參數(shù)。根據(jù)計(jì)算分析結(jié)果，對(duì)現(xiàn)有葉輪水力模型進(jìn)行改進(jìn)，優(yōu)化后的葉輪速度流線圖中（如圖18所示），旋渦現(xiàn)象消失，保證流體平穩(wěn)進(jìn)入水泵。

圖18 優(yōu)化后葉輪50%葉高速度流線圖Fig.18 Velocity flow diagram of optimized mid-blade

5 水力優(yōu)化后測(cè)試驗(yàn)證及結(jié)論

根據(jù)上述動(dòng)態(tài)特性和流場(chǎng)的分析結(jié)論，我公司對(duì)該型水泵機(jī)組進(jìn)行水力部件結(jié)構(gòu)形式的優(yōu)化改進(jìn)。針對(duì)水泵水力模型仿真分析，將原有的水泵葉輪-隔舌等進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，避免了渦動(dòng)，降低了流體壓力脈動(dòng)，減小了水力脈動(dòng)對(duì)該型水泵機(jī)組加速度響應(yīng)譜系中的葉頻的貢獻(xiàn)量[12]。

對(duì)樣機(jī)進(jìn)行加速度響應(yīng)測(cè)試，其低頻段加速度振級(jí)為116dB（見圖19），滿足了規(guī)格書上對(duì)振動(dòng)指標(biāo)的要求。在低頻段內(nèi)加速度頻響函數(shù)中（見圖20），泵組有效地降低了葉頻的幅值，這樣使得低頻段內(nèi)的振動(dòng)能量總值下降到合格區(qū)間。

圖19 在10～320Hz頻段內(nèi)振動(dòng)能量頻譜圖Fig.19 Vibration energy spectrum diagram in the frequency band of 10～320Hz

圖20 在10～320Hz頻段內(nèi)振動(dòng)加速度頻譜圖Fig.20 Frequency spectrum diagram of vibration acceleration in the frequency band of 10～320Hz

新型水泵機(jī)組優(yōu)化改進(jìn)方案是在性能參數(shù)不變的前提下，根據(jù)測(cè)試及分析結(jié)果對(duì)水泵機(jī)組水力模型進(jìn)行了基于減振技術(shù)的改進(jìn)優(yōu)化，打破了從70年代沿用至今的水力模型，成功地完成了機(jī)組減振設(shè)計(jì)方案。