1. 前言
离心泵内实际的流动是三维、粘性、非定常的流动，空间任何一点的状态都是随时间变化的。国内外的大量实验和理论研究表明，水泵内非定常流动影响着叶片载荷、效率特性等各方面的性能。其中，空化和动静干涉是引起水泵内部压力脉动的两个主要因素。
双吸泵
与空化相关的压力脉动，对水力系统的稳定性、系统运行安全有很大影响，人们也对此展开了大量研究。目前空化流场中压力脉动的研究已涉及到多种装置系统，如反向磁盘[1]，灌排双向立式泵装置[2]、蝶形阀[3]、喷嘴[4]、诱导轮[5]、离心泵[6]和水轮机[7]等。基于大量研究可发现，汽蚀对压力脉动的影响（除叶频或轴频外）主要体现在两个方面，一是出现低频成分，周华[8]、王泽军[9]和李胜才[10]等通过试验得出低频压力脉动是空化发生的伴生现象。二是可能出现高频脉冲成分，是指空泡溃灭和回弹再生所发射的脉冲，在空化压力脉动中以高频分量的形式出现。通常空泡在破裂的过程中不但出现“噼啪”噪音，而且形成所谓的空化脉动，空化脉动诱导生成高频压力脉冲[11]。
研究表明，离心泵内部的动静干涉是引起压力脉动的主要原因之一，文献[12,13,14]成功地捕捉了叶轮-蜗壳的动静干涉作用引起的流场非定常流动特性。潘中永等[15]认为动静干涉是导致泵内部流动不稳定的一个重要原因，这种流动不稳定性最明显的特征就是引起的内部压力脉动的主频与叶片通过频率相同。Parrondo Gayo等[16]测试了离心泵蜗壳圆周方向的压力脉动，揭示了流量和叶片/隔舌位置是引起脉动的主要原因，并指出最大脉动值出现在距离隔舌最近的位置和小流量工况时。文献[17,18,19]指出，离心泵内部的压力以叶片旋转频率发生周期性变化，且额定流量时的压力波动幅度比偏工况时要小。倪永燕[20]和耿少娟[21]等也采用商用软件对离心泵全流道内进行了非定常湍流模拟，研究进一步表明叶轮和隔舌的动静干涉对叶轮流道出口压力脉动影响显著。
上述研究虽然使我们对空化和动静干涉引起的流场不稳定流动有了一定的理解，但二者相结合对水泵脉动的影响仍有待于深入研究。计算以一台在现场运行ns=270的双吸泵为例，对其在设计工况（1.0Qo）下，倒灌1m时的非定常空化流场进行压力脉动分析，旨在探寻该水泵振动的主要来源并给出有效的改进建议。
双吸泵
2. 计算模型
2.1 基本参数及网格划分
该比转速ns=270型双吸泵，其流量Qo=2900m3/h，扬程H=15m，叶片数Z=6，转速n=990rpm，NPSHr=5.2m。计算域由吸水室、叶轮及压水室组成。划分网格时采用非结构化四面体网格，并在叶片头部及尾部，压水室隔舌处进行加密，计算域见图1。进行网格无关性检查时，当扬程的相对误差低于0.5%便可认为网格对计算结果无影响，最后确定网格总数为255万。
2.2 边界条件设定
边界条件在入口设为总压，进口处水的体积分数设为1，气泡的体积分数设为０。出口边界设为质量出口以控制模型的流量。
2.3 空化模型及湍流模型
空化计算应用均质多相模型和Zwart-Gerbe-Belamri空化模型来考虑空泡的生长与溃灭，介质的饱和蒸汽压力设置为3574Pa，空泡的平均直径为2*10-6m。湍流模型选用RNG模型，该模型最主要的优点为：考虑到壁面上大尺度分离的影响，能有效地处理高应变率及流线弯曲程度较大的流动，所以在预测流体机械中三维非定常流动，能得出很好的结果。
3. 计算结果分析
压力脉动分析中测点的选择非常关键，这关系到计算结果是否能正确地反映泵内脉动的真实情况。本次计算中吸水室布置了如图2所示的5个压力监测点，用于掌握叶轮进口水流的流态信息；在压水室沿水流方向布置了如图3所示的4个压力监测点；叶轮出口布置了2个测点如图3所示。
3.1压力脉动结果分析
计算所用双吸泵的轴频，叶频。图4和图5分别给出一个旋转周期内吸水室及压水室各监测点的压力脉动时域、频域图。可以看出，各测点压力脉动呈规律性变化且脉动主频均为6（叶频），说明吸水室与压水室内的压力波动主要是由旋转叶轮和静止蜗壳的相互作用引起的。图6给出了三个旋转周期内叶轮出口监测点SS1、PS1的压力脉动时域、频域图。不难发现，叶轮出口压力脉动的主频为（转频）及2，且该位置处脉动幅值相对水泵其他部位都较大。国际上认为压力脉动合理的标准是：脉动保证值的范围应在出口压力值的±3%之内。该研究中，叶轮出口及隔舌附近（监测点SS1、PS1、P0）的压力脉动幅值远超出保证值范围（约为12%），这必然造成实际运行中水泵该位置出现剧烈振动。
另一方面，离心泵内部空化会引起低频压力振荡和高频压力脉动，其中低频压力振荡与气泡动力学有关，是空化发生时在叶轮内随流道的旋转产生的；而高频压力脉动则是由气泡溃灭引起的，频率远高于叶片通过频率。然而上述研究中，在各测点的脉动频谱中并未捕捉到显著的与空化有关的低频或高频特性。结合图7所示叶轮流道的空泡分布得知，这可能与水泵倒灌1m时内部空化现象不严重，对叶轮流场结构影响不大有关。
研究认为，相比于空化现象，由动静干涉引起的叶轮出口及隔舌附近（监测点SS1、PS1、P0）强烈的压力脉动很有可能就是该双吸泵流动不稳定的主要源头。虽然动静干涉是离心泵的固有特征且不可消除，但合适的叶轮出口与隔舌间隙可有效减弱水力脉动的强度，从而提高水泵运行的稳定性。为证实这一观点，下述研究通过进一步修改叶轮出口至隔舌间隙（改变隔舌位置）并进行压力脉动分析。
3.2 调整隔舌位置后的压力脉动分析
叶轮出口至隔舌的间隙过小，容易因液流堵塞而引起噪声和振动，还能在隔舌处发生汽蚀。但间隙过大除增加径向尺寸外，因间隙处存在着旋转的液流环，消耗一定的能量，水泵效率也会下降，该ns=270型双吸泵原始水力设计方案中，蜗壳隔舌安放角为25°， 改进方案中尝试增加叶轮出口至隔舌间隙，具体操作是将隔舌安放角增加至36°。
图8和图9分别是原始方案与改进方案中，三个旋转周期内叶轮出口及隔舌位置三个测点的的压力脉动时域、频域图。从图9可以看出，改进方案中测点SS1和测点PS1主频依旧为（轴频），测点P0处脉动主频仍为6（叶频），不同的是各主频处脉动幅值较之原始方案显著降低，详细数据见表1。对比图10和图11所示隔舌修改前后压水室中间平面的压力分布也可看出，当该间隙增大后，压水室沿径向压力分布更为均匀，隔舌附近局部低压区也显著减小，因而该位置处脉动也相应减弱。
表1. 改进前后方案中各测点主频脉动幅值对比
由此可见，由动静干涉引起的压力脉动正是该双吸泵现场运行时振动产生的源头。增加叶轮出口至隔舌间隙这一措施，有效的改善了叶轮出口及隔舌附近的水流流态，缓解了压力脉动的强度，从而在一定程度上解决了该双吸泵的振动问题。
双吸泵
4. 总结
（1）研究从CFD流场模拟的角度出发，分析了ns=270型双吸泵在现场运行中振动显著的成因，认为空化对该水泵不稳定流动的影响较小，由叶轮和蜗舌之间的动静干涉产生的压力脉动正是振动产生的主要原因。
（2）增加隔舌间隙，改变叶轮出口水流流态，在一定程度上可解决该双吸泵的振动问题,该研究具有一定工程使用价值。
