基于正交试验的泵站簸箕型进水流道型线优化

郑 云 浩，李 彦 军，胡 新 益，杨 平 辉，王 焰 康

(1.江苏大学 流体机械工程技术研究中心，江苏 镇江 212013； 2.湖北省水利水电规划勘测设计院，湖北 武汉 430064； 3.武汉特种工业泵厂有限公司，湖北 武汉 430058)

泵站进水流道型式包括肘型、钟型和簸箕型等，其作用主要是为泵段提供良好的入流条件。不同形式的流道具有不同的优势和劣势：① 肘型进水流道水力损失低，内部流态稳定，但为保证泵入口速度均匀，流道高度较大，型线复杂[1-3]；② 钟型进水流道造价较低但稳定性差，易产生涡带，从而造成较高的水力损失与较差的内部流态[4-5]；③ 与肘型和钟型进水流道相比，簸箕型进水流道挖深高度最小，造价最低，而且在参数匹配合理的前提下，其水力性能较好[6-7]，拥有较高的工程价值与研究价值。

目前，已有大量国内外学者运用仿真模拟[8-10]与试验验证[11-12]的手段，针对进水流道与泵装置的匹配性进行了研究分析。陆林广[13]等基于仿真模拟，对簸箕型流道的关键参数对内流特性的影响进行了分析，分析发现，吸水箱高度、中隔墩宽度等因素对流道出口流速分布的均匀度影响明显。成立等基于数值模拟，揭示了流道内部的流动规律，并发现喇叭管下存在着奇点。陈松山等通过水力损失试验装置，优化了簸箕型的进水流道型线。王亦晓等通过数值模拟，发现PANS湍流模型能预测大尺度漩涡，并能反映更多的细节流动特征。李四海等分析比较了2种流道在带泵与不带泵情况下进水流道内部的流场情况，结果表明，叶轮旋转对水流流速的均匀度具有明显的影响[14]。Kim[15]等基于仿真模拟与试验验证，分析了混流泵内部关键参数对流道内部流态的影响。Eisele K[16]等基于LDV与PTV技术，捕捉到了泵装置内部的回流现象。

根据工程经验，流道的设计往往要针对多个因素进行同时修正。目前，关于进水流道多因素多目标组合优化的理论很少。本文基于正交试验分析法，研究了多种不同参数组合下进水流道的外特性，探究了关键设计因素对簸箕型进水流道水力性能的影响规律，以期对流道的优化设计提供指导。

1 比较方案

模型泵装置结构如图1所示。模型泵装置的主要水力参数如下：设计流量Qdes=0.303 m3/s，设计净扬程Hj=13.86 m，叶轮转速n=1 328 r/min。模型泵主要几何参数如下：叶轮叶片数Z1=4，导叶叶片数Z2=7。

图1 三维造型Fig.1 3D model of pump device

根据国内外学者积累的经验，影响簸箕型进水流道水力性能的主要参数有：后壁距、吸水箱高度、喇叭口入流直径、流道底板倾角、流道宽度以及中隔墩厚度和流道高度等。由于目标泵站的中隔墩厚度、流道高度等因素受到工程限制，本文中主要针对以下4个因素进行设计：后壁距Lb、喇叭口直径DL、吸水箱高度HL和底板倾角。图2为优化参数的结构示意图。确定优化参数之后，采用L9(34)正交试验表，因素水平设置如表1所列，试验方案如表2所列，其中6号方案为原设计方案。

图2 簸箕型进水流道结构示意Fig.2 The structure of dustpan type inlet

表1 因素水平Tab.1 Orthogonal experiment factors

表2 试验计划Tab.2 Test scheme

由于喇叭管出口D1受到叶轮直径的限制，因此可将其作为长度标尺，本次模型中D1=0.28 m。

底板倾角设计方案如图3所示：1号方案设置为直线连接，2号方案设置为R420圆弧角过渡，3号方案设置为直角过渡。3种方案分别被命名为：α1，α2，α3。

图3 流道底板倾角方案Fig.3 Inclination of the runner floor

2 数值模拟计算

2.1 网格划分

与非结构化网格相比，结构化网格具有收敛性好的优点，因此，计算域中的所有网格均采用六面体结构化网格进行划分。其中，进水流道与出水流道采用ICEM CFD生成，叶轮与导叶采用TurboGrid生成，网格划分如图4所示。

图4 泵装置各部件结构化网格划分Fig.4 Structured grid of the whole pump device

当泵装置网格数量在700万以上时，计算效率趋于稳定。由于网格数量的增加会占用更多的计算资源，因此将进水流道、叶轮、导叶和出水流道的网格数量最终分别确定为150万、200万、200万以及150万。本文采用k-ε模型作为湍流模型，因此将导叶与叶轮Y+平均值控制在50左右，进出水流道Y+平均值控制在70左右，可以满足计算精度的要求。

2.2 计算设置

本文采用定常雷诺时均方程来模拟泵装置的内部流态，而且为了使方程封闭，引入了标准k-ε模型。边界条件设置如下：进水流道入口采用质量流量；出口设置采用压力出口，设置为0，参考压力为1个大气压；壁面函数采用光滑无滑移系数，静止部件之间的交界面采用“None”，动静交界面采用“Stage”；残差收敛标准设置为10-4，对流项采用 “UpWind”，当计算达到收敛标准或周期性稳定时，计算结束。

3 试验验证

本次试验在江苏大学国家水泵及系统工程技术研究中心的水力机械四象限多功能试验台上展开。针对优化后的进水流道及泵装置进行扬程与效率的测定，试验装置如图5所示。试验台流量采用德国科隆智能电磁流量计测量，测量精度优于±0.2%；扬程测量采用日本横河EJA 智能差压变送器，测量量程为0～25 m，装置模型试验扬程测点位于进出口水箱上，传感器测量不确定度优于±0.1%。该试验台效率综合允许不确定度在±0.3%以内。

图5 试验台实拍Fig.5 Test platform

图6为泵装置外特性测量值与试验值的对比。由图6可以看出：在小流量工况下，扬程与效率的计算值略高于测量值；小流量与设计流量工况下，效率的模拟值略低于测量值。在设计流量工况0.303 m3/s下，模拟值与试验值的相对误差均在3.3%以下。综上所述，本文数值计算模拟值与试验测量值的吻合度符合要求，数值模拟的结果具有可靠性。

图6 数值模拟值与试验测量值对比Fig.6 The comparison of pump performance between numerical simulation and experiment

4 成果分析

4.1 正交试验结果分析

正交试验结果如表3所列。为了直观地分析，引入极差分析法认定各项指标对水力性能影响的大小。极差分析法简称为R法[17]。其中R值通过计算数据样本的最大值与最小值之间的差值得到，R值越大，说明该因素对试验指标的影响越大，因此也就越重要。由表4～5可以看出：对泵装置效率扬程的影响程度从大到小依次为喇叭管入流直径>底板倾角>吸水室高度>后壁距。

表3 模拟试验结果Tab.3 Test results

表4 泵装置扬程极差分析Tab.4 Range analysis on pump head

表5 泵装置效率极差分析Tab.5 Range analysis on pump efficiency

在设计流量工况下，优化后的2号方案效率比原设计方案即6号方案的效率提升了4.41%，而且计算扬程更符合工程的要求，优化效果明显。

4.2 流场特性对比分析

为了进一步分析关键参数对泵装置的影响规律，如图7所示，绘制了原方案(工况6)与优化后方案(工况2)的进水流道出流位置的轴向速度矢量分布图，并进行了对比分析。由图7可以看出：优化后的方案，其入流角度较好，基本上为垂直入流，仅在轮缘附近出现了小范围的紊流，这主要是受到黏性壁面边界层的影响；而原方案的整体入流角度较差，尤其是中心位置，这是引起泵装置效率降低、扬程偏离设计净扬程较大的主要原因。

图7 进水流道出流位置轴向速度矢量分布俯视图Fig.7 Top view of axial velocity vector distribution

从数据分析结果可以看出：喇叭管入流直径对泵装置效率扬程产生的影响最大，而且工况2，工况7，工况6三个方案的效率呈阶梯形递减，具有较高的代表性。为了进一步分析产生入流角度差异的原因，绘制出了3个方案的喇叭管附近的流速剖面图，如图8所示。从图8可以看出：工况7与工况2的喇叭管内部流速较高，这代表2种流道的设计方案均具有较好的回收动能；但工况7喇叭管下方存在着较大范围的低速区，喇叭管内部的流速分布也较为紊乱，这主要是由于过小的喇叭管入流面积会在入流位置造成复杂的能量交换，从而影响到了流速分布的均匀性；工况6与工况2内部流速分布较为均匀，喇叭管下方的低速区也较小，但工况6的喇叭管内部流速较低。结合之前的速度矢量分布状况可以得出结论：过大的喇叭管入流面积会影响到动能的回收，从而造成轴向流速的亏损，继而使其效率降低。

图8 喇叭管附近区域流速分布Fig.8 Velocity distribution near the flared tube

5 结 论

(1) 对于本文研究的泵站而言，优化后的2号流道方案效率提升了4.41%，计算扬程符合设计要求，优化效果显著。

(2) 喇叭管入流面积对于泵装置效率扬程的影响较大。过小的喇叭管入流面积会在入流位置造成复杂的能量交换，从而会进一步影响流速分布均匀性；过大的喇叭管入流面积会影响动能的回收，从而造成轴向流速的亏损。

基于上述研究成果，建议对于目标泵站，应将喇叭管入流面积控制在1.5倍叶轮直径左右，此时效果为最佳。