卧式一体化泵闸安全性研究及结构优化

侍贤瑞，严根华，董 家，孙云茜

(1.南京水利科学研究院 水工水力学研究所，南京 210029；2.河海大学 水利水电学院，南京 210098)

我国河道水系泵闸工程一般均采用分离式布置。但该布置方式存在占地面积大、建设成本高、泵闸管理分散等缺点。随着城市化水平的提高，征地成本及环境要求使这一缺点日益凸显。而一体化泵闸具有工期短、占地小、运行费用低的优点，较好地解决了这一难题。尤其适合中小河流的水环境和水生态整治工程,具有广阔的应用前景及良好的经济和社会效益。

一体化泵闸将轴流式潜水泵安装在平板闸门上，泄水道与抽水道合二为一，既可按常规平板闸门排涝、挡水使用，又可在城区洪水来流量较大，无法自流泄洪时，启动水泵抽水强排；或城市水景观工程中，当内河水位小于城市设计景观水位时，关闭闸门，启动水泵抽水以保证城市景观水位。

根据水泵的安装方式，一体化泵闸往往分为立式及卧式两种。立式一体化泵闸将水泵置于一个S型流道之中，并将该井筒附加于平板闸门梁格上，检修方便、对下游水深要求较低但流道复杂；卧式一体化泵闸将水泵置于圆筒中，该圆筒平卧贯穿安装在平板闸门面板上。具体结构形式如图1所示。

图1 一体化泵闸

目前国内外学者对轴流泵及平板闸门各自的流激振动特性研究较多。张德胜等[1]对变转速下轴流泵的压力脉动以及振动特性进行研究，发现模型不同位置的振动以1倍频和2倍频为主。垂向振动大于水平向。李忠等[2]对变工况下的轴流泵的振动特性，发现振动量和流量的变化趋势和扬程与流量的变化关系基本一致。马斌等[3]对水工闸门振动的现状进行了综述。沈春颖等[4]对平面闸门进行流场-振动同步测量，发现闸门振动最大值出现在闸后顺水流向旋涡靠近闸门的不利流态工况。Chen等[5]对用于改善河流水质的生态闸门泵装置的泵进行研究与优化。

但鲜有学者对水泵及闸门的结合体进行研究，水泵振动-井筒内水流压力脉动-河道内水流紊动的荷载组合极为复杂，其对泵闸结构的振动危害程度仍属未知。现今一体化泵闸在国外已有应用实例，但国内应用案例极少。因此，本文的研究对一体化泵闸的广泛应用有着重要意义。

笔者依托赛莱默(中国)有限公司的飞力一体化泵闸项目，对一门双泵的卧式表孔一体化泵闸进行研究(该装置宽7.00 m，高7.65 m)。建立有限元数值模型分析了结构静动力特性，并建立了比尺为1∶10的水力学模型及水弹性振动模型，三者互相结合以研究泵闸不同条件运行时的安全性。

1 静动力安全性数值分析

结构的静力特性分析包括应力和变形计算[6]。强度计算根据第四强度理论进行校核。

动力特性计算，主要求解结构的固有频率和振型，因泵闸结构长期处于水中，且与水流的耦合作用仅发生在固液交界处，属第二类流固耦合问题。

本计算中卧式一体化泵闸有限元模型由618个体单元构成；单元划分尺寸为0.04 m；离散单元采用solid187单元，共离散758 021个单元，237 189个节点。边界条件为：底缘Y向位移为0，背向滑块Z向位移为0，导向轮X向位移为0。

1.1 静力计算

数值计算结果如图2所示。应力位移云图可见图2(a)和图2(b)。在静力计算中，于闸门面板施加6.5 m静水压力。计算结果表明，泵闸最大的位移为0.9 mm，发生在拍门处。主横梁最大挠度为1/8 750；结构最大应力为80.8 MPa，发生在泵闸上部导向轮筋板处，其余部分均低于50 MPa。显然泵闸结构满足强度要求。

1.2 动力计算

振型可见图2(c)。湿模态第一阶振动频率为10.66 Hz，其振型为水泵同向顺河向振动。第二阶振动频率为12.33 Hz，为水泵同向横河向振动。

图2 数值计算结果

2 模型试验

分别建立了几何比尺为1∶10的水力学及水弹性模型各一套，分别研究泄水工况下结构所受水动力荷载、泄水抽水工况下结构的振动特性。采用江苏东华测试DH5922N动态采集仪进行动态数据的采集和分析。试验水槽简图如图3所示。

图3 试验水槽

2.1 试验模型及传感器布置

(1)水力学模型：为掌握泄水工况下泵闸结构面板及井筒附近的动水压力分布，在闸门面板及井筒共设置12个时均压力测点(M1～M12)和10个脉动压力传感器(P1～P10)，具体如图4所示。

(2)水弹性模型：根据动力试验相似准则可得，材料密度比尺ρr=1，弹模比尺Er=Lr=10，泊松比比尺μr=1，因此水弹性模型材料的密度7 850 kg/m3，弹性模量为2.1×104MPa。

(3)原型泵直径1 400 mm,额定转速495 r/min，额定扬程7.7 m，额定流量4.3 m3/s，名义比转数810，效率84.5%，叶片数为4片，模型水泵比转速与原型泵相同[7]，且几何比尺为1∶10。

(4)为获取泵闸运行过程中的振动特性，在泵闸构重点部位共布置了2个三向振动加速度传感器(A1，A2)，分别测量顺河向(X)，横河向(Y)及垂向(Z)的振动加速度。测点布置可见图4。

图4 动水压力和振动加速度测点布置图

2.2 基于HHT的时频分析介绍

信号处理采用随机振动理论、快速傅里叶变换(fast Fourier transform，FFT)及(Hilbert-Huang transform，HHT)分析[8-9]。HHT由经验模态分解(empirical mode decomposition，EMD)和Hilbert变换两部分组成，先将原始信号经EMD分解成一系列固有模式函数(intrinsic mode function，IMF)和残差的组合，后对每个IMF利用解析信号相位求导定义计算出有意义的瞬时频率和瞬时幅值，获得信号的Hilbert时频谱。该方法无需信号的先验知识，分解过程完全由数据自身驱动，克服了FFT分析无法获得信号的时域信息，短时傅里叶变换的时域、频域分辨率相矛盾，小波变换对小波基的敏感和信号能量泄露的问题，具有自适应性、完备性、近似正交性和IMF分量的调制性，是一种后验的方法。

2.3 水动力安全性评价

水动力试验的目的在于研究各工况下的水流流态，不同测点的时均及脉动压力变化规律及量值，找出最不利的工况，为下一步的水弹性流激振动试验奠定基础。试验工况如表1所示。

表1 泄水试验工况组合

2.3.1 时均动水压力特征

试验表明，面板及底缘压力随上下游水位及泵闸开度的不同而呈一定变化规律，上游测点时均动水压力水头接近上游侧水位，下游测点时均动水压力则随泵闸开度的不同而存在一定变幅，测点越接近门体变幅越大，随后逐渐降低直至接近下游水深。水流过闸后，部分势能转换为动能，流速增高而压力降低。闸门底缘处流态较为复杂，部分工况存在负压，最大值为-0.25×9.8 kPa(工况2-2)。

2.3.2 脉动水压力特征

典型脉动水压力特征如图5所示。水流脉动压力是泵闸泄水过程中引发流激振动的主要动荷载，其中包括由水跃、波浪对门体冲击引起的压力脉动，对泵闸振动量造成影响的是压力脉动强度及功率谱特征。试验结果表明，泵闸结构的总脉动压力荷载随闸门开度的增加呈先增后减的趋势。因下游发生临界水跃，受到涌浪的强烈冲击，上游井筒的P9，P10，闸门底缘的P1，P4，脉动压力仍然较大还未衰减。而当闸门开度进一步增大，直至下游产生远驱水跃时，这4处测点的脉动压力将会降低。随着上下游水位差的逐渐增大，结构的总脉动压力峰值依次出现在开度50%，40%，30%(即工况1-5,工况2-4,工况3-3)；不同工况，不同部位各测点的脉动压力均方根值都没有超过2.2 kPa,功率谱分析得出泵闸水流脉动压力功率谱密度的高能区主要集中在0～10.0 Hz的低频区，主频在5 Hz范围内。

图5 脉动压力特征

3 振动安全性评价

结构振动安全性评价主要通过水弹性模型试验进行，试验分泄水与抽水两大工况。泄水试验分为两大类：①外江侧水位高内河侧水位低(工况1～工况3)；②内河侧水位较外江侧高(工况4～工况6)。具体如表2所示。抽水试验工况以电机频率50 Hz正常工作状态为主要研究工况；同时还考查了60 Hz超频模式和30 Hz低频节能模式下的泵闸运行状态。具体试验工况如表3所示。

表2 泄水试验工况组合

表3 抽水试验工况组合

3.1 泄水工况振动特性

典型振动加速度特征如图6所示。试验结果表明，结构振动加速度整体上呈上部大，下部小的态势。振动加速度均方根值在工况6井筒顺河向达到最大，为0.53 m/s2。由时频图[10]可知，频率集中在10 Hz以内，时间历程上也较为均匀。整体上同一水位差及闸门开度条件下，闸门反向泄水的振动加速度均方根值较大。

图6 振动加速度特征

3.2 抽水工况振动特性

抽水工况下泵闸结构荷载情况更为复杂，除了承受静水压力、水流荷载的冲击作用外还承载水泵运转带来的振动载荷作用。

典型振动加速度特征如图7所示。试验结果表明：从整体上看，泵闸各测点振动加速度均方根值随转速加快而增加。泵闸结构振动量在工况2井筒垂向达到最大，为1.54 m/s2；在工况1井筒横河向达到最大，为1.00 m/s2。水泵电机频率为50.0 Hz，60.0 Hz及30.0 Hz时，叶频分别为24.0 Hz，29.0 Hz及14.5 Hz。频谱分析结果也体现了这一特征(FFT频率分辨率取值导致些许偏差)。由时频图可知，电机频率为60.0 Hz时，结构的振动频率集中在29.5 Hz左右，时间历程上也较均匀。可见在抽水工况下，水泵运转导致的振动是泵闸结构的主要荷载。

图7 振动加速度特征

工况1为泵闸电机常频运行条件下出现最大振动量(A2Y，1.00 m/s2)。已基本满足振动安全性要求。

4 消涡装置研究

抽水试验中发现下游水深不够高时，下游产生连续吸气旋涡，不仅影响抽水效率，还会损坏结构安全。但原方案的临界工作淹没深度[11]过大(将工作淹没深度定义为水泵中轴线与下游自由水面的距离)，使卧式一体化泵闸实用性不足。从土建角度考虑可开挖河道以增加水泵淹没水深，但该方案不仅造价高昂，而且容易导致淤积泥沙。从结构优化角度出发，可在井筒进口处安装整流装置以优化流态，消除连续吸气旋涡，进而降低临界工作淹没深度。

消涡装置共三套(具体结构如图8所示)。方案一与方案二的喇叭口有着平顺水流及减小进口流速的作用，以达到减小切向速度的作用进而减小环量，而喇叭口中的梁格有着类似防涡梁的作用，可以隔断吸气旋涡，在一定程度上阻碍其形成连续吸气旋涡。设置方案二的目的在于比较贯通的十字格挡是否可以对进水口的旋流进行阻挡，进一步平顺水流。

图8 消涡装置

方案三的弯曲进水口，改变了水泵吸水方向。从原本的水平改为与水平面成45°角向下，不仅增加了进水口的淹没深度，而且使入水口与来流方向成一定夹角，进一步减小了切向速度，从而降低临界工作淹没深度。

消涡装置通过螺栓与水泵进口处的井筒相连。试验将原方案设置为对照组，用以量化比较消涡装置的功效。各套方案分别设置三种水泵扬程，单泵及双泵运行进行试验，具体工况如表4所示。同时，对泵闸的振动量也进行测量以全面掌握优化效果。

表4 抽水试验工况组合

试验结果如图9所示。试验得出如下结论：

图9 优化效果

(1)水泵临界工作淹没水深大致随水泵扬程的增加而降低；同扬程下，方案一与方案二单泵运行时临界工作淹没深度略小于双泵运行。方案三单泵运行临界工作淹没深度较高，这是流场不对称增加了切向速度，而方案三无喇叭口平顺水流导致的。

(2)从临界工作淹没深度角度优化效果考察，方案一临界淹没水深最大降低16.7%，方案二临界淹没水深最大降低10.6%，方案三临界淹没水深最大降低58.6%。对比方案一、方案二发现，连贯的格挡不仅不能阻碍进口旋流，反而使流场紊动加剧，优化效果变差。

(3)从结构振动量角度考察，由于消涡装置的整流作用，井筒位置振动量明显降低，方案一最为明显(降低49%～54%)；方案二的减振效果低于方案一，这是喇叭口内联通的十字格挡对进水的阻碍增加振动；方案三的减振效果与方案一相似。

5 结 论

通过有限元数值模拟，水力学试验及流激振动试验对赛莱默(中国)设计的立式一体化泵闸进行了全面系统的研究，得出了如下结论：

(1)有限元计算结果显示，最大挠度为1/8 750；结构最大应力为80.8 MPa。湿模态第一阶振动频率为10.66 Hz，其振型为水泵同向顺河向振动。显然泵闸结构满足刚度和强度要求。

(2)水力学试验及流激振动试验结果表明，泄水时，结构最大负压为-0.25×9.8 kPa，脉动压力均方根值未超过2.2 kPa，振动加速度均方根值最大为0.53 m/s2；抽水时，水泵电机60 Hz超频运行时，振动量过大，不适宜长期运行。50 Hz常频运行时，振动加速度均方根值最大为1.00 m/s2。从动力安全性角度验证了其可靠性。

(3)对于水泵抽水运行时临界工作淹没深度过高的问题进行优化。方案三临界淹没水深最大降低58.6%，结构振动量一并降低50%左右。优化效果明显，建议将该消涡装置作为卧式一体化泵闸结构的配套装置使用。

(4)泵闸一体化装置具有结构布置紧凑、占地面积小、工程投资节省等优点，因此建议在中小型泵闸工程上进行推广应用。

(5)本文对方案三消涡装置的研究还不够透彻，平直段及偏转角度仅有一种组合，下阶段将进行不同组合的试验，以找出最优消涡方案。