魏丹丹，馬 俊，陳文毅

（1.上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031；2.海軍駐葫蘆島431廠軍代表室，遼寧 葫蘆島 125004）

船用輔循環(huán)泵的低噪聲水力模型技術(shù)研究

魏丹丹1，馬 俊2，陳文毅1

（1.上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031；2.海軍駐葫蘆島431廠軍代表室，遼寧 葫蘆島 125004）

通過對原有輔循環(huán)泵的頻譜特征和振動特性進(jìn)行分析，找出輔循環(huán)泵振動噪聲源，并提出相應(yīng)的減振降噪措施。綜合速度系數(shù)設(shè)計(jì)和相似理論設(shè)計(jì)的優(yōu)點(diǎn)，對葉輪進(jìn)行低噪聲優(yōu)化設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)兩型不同葉片數(shù)的低噪聲葉輪，進(jìn)行三維建模和流場仿真計(jì)算分析，并據(jù)此對葉輪設(shè)計(jì)進(jìn)行修正直到其滿足要求，最后通過試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。

聲學(xué)；噪聲；水力模型；葉輪；輔循環(huán)泵

輔循環(huán)泵是直接通海設(shè)備，該設(shè)備的振動噪聲將直接通過海水傳遞至外部環(huán)境中，它為船舶的主要振動與噪聲源之一，直接影響船舶總體聲學(xué)指標(biāo)的實(shí)現(xiàn)，輔循環(huán)泵由于流量大，揚(yáng)程低，通常都采用混流泵結(jié)構(gòu)形式[1-4]，混流泵結(jié)構(gòu)形式的優(yōu)點(diǎn)是效率高，缺點(diǎn)是葉片曲率大[2]，內(nèi)部流道復(fù)雜，國外混流泵類流體機(jī)械設(shè)備的噪聲控制經(jīng)過幾十年的發(fā)展已達(dá)到較高水平，已發(fā)布了設(shè)備低噪聲設(shè)計(jì)指南。國內(nèi)設(shè)備噪聲控制指標(biāo)的制定和設(shè)備的現(xiàn)狀與國外存在著較大的差距，船用葉片泵的減振降噪研究主要集中在設(shè)備的被動降噪方法上，而在混流泵內(nèi)流體誘導(dǎo)噪聲源的機(jī)理和噪聲的主動控制方面研究開展得不多，尚處于起步階段，為此針對以前研制的輔循環(huán)泵設(shè)備振動噪聲偏大的現(xiàn)狀，研制了低噪聲輔循環(huán)泵。圖1為輔循環(huán)泵結(jié)構(gòu)圖。輔循環(huán)泵組采用直聯(lián)式雙蝸殼混流泵結(jié)構(gòu)型式，水泵固定部分主要由泵體、泵蓋、軸封、軸承體、軸承壓蓋等組成，泵組立式安裝，泵體進(jìn)口垂直向上吸入，泵出口水平方向壓出。零件之間由緊固件進(jìn)行固定，轉(zhuǎn)動部分由泵軸及裝在泵軸上的葉輪、葉輪螺母、軸套、軸承螺母等零件組成。

1 原有輔循環(huán)泵組振動噪聲分析

為了找出輔循環(huán)泵組振動噪聲大的原因，對原有輔循環(huán)泵組振動噪聲進(jìn)行測試。根據(jù)測試結(jié)果可知，振動偏大值點(diǎn)主要表現(xiàn)在軸頻、葉頻、2倍葉頻三個(gè)頻率以及1 kz～2.5 kHz頻段內(nèi)，分析主要是由于機(jī)組轉(zhuǎn)子的不平衡力、葉片間不均勻、流道流場不穩(wěn)定、機(jī)組的托架存在頻率耦合以及軸承布置和加工工藝等原因?qū)е抡駝悠?。文中主要針對葉頻振源產(chǎn)生的振動偏大問題，進(jìn)行低噪聲葉輪水力模型設(shè)計(jì)，降低流體噪聲，減小壓力脈動，降低葉頻引起的振動峰值。

圖1 輔循環(huán)泵結(jié)構(gòu)圖

2 低噪聲水力模型研究

2.1 低噪聲水力模型的設(shè)計(jì)

輔循環(huán)泵水力設(shè)計(jì)采用綜合速度系數(shù)法進(jìn)行設(shè)計(jì)[5]，結(jié)合相似理論設(shè)計(jì)的優(yōu)點(diǎn)，對水力性能進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。選用二個(gè)水力性能良好的水力模型進(jìn)行葉輪外形尺寸換算，并與用速度系數(shù)法設(shè)計(jì)計(jì)算的葉輪外形尺寸進(jìn)行對比，確定葉輪外形尺寸[1-4]，然后進(jìn)行葉輪水力模型的葉片形狀優(yōu)化設(shè)計(jì)，并對葉輪出口寬度進(jìn)行改進(jìn)[6]，通過對葉輪進(jìn)行三維建模，進(jìn)行葉輪模態(tài)和流場計(jì)算分析，根據(jù)計(jì)算分析結(jié)果，對葉輪設(shè)計(jì)進(jìn)行修正，最終修正后，前蓋板流線、中間流線和后蓋板流線處的進(jìn)口安放角分別為18.5°、55.5°、24°，出口安放角分別為23.5°、38°、27°[7]，根據(jù)優(yōu)化結(jié)果采用單錐面法進(jìn)行葉片繪型。

2.2 不同葉片數(shù)對振動噪聲的影響

由于葉輪出口處液流絕對速度是不均勻的，因而速度和壓力的分布也不均勻。不均勻液流繞葉片流動，必然會產(chǎn)生不穩(wěn)定的升力并使合成的作用于轉(zhuǎn)子上的徑向力發(fā)生交變，從而增加了振動幅動，不同葉片數(shù)葉輪出口處的液流速度和壓力的分布不同，離心泵葉輪的葉片數(shù)對液體在葉間流道中的流態(tài)、液體流動時(shí)的能量損失以及液體流動振動和噪聲源的形成等都會產(chǎn)生一定的影響。較多的葉片數(shù)會形成較多的葉間流道，能使流道中的液流速度比較均勻，同時(shí)也能使單個(gè)葉片上的液壓負(fù)荷減輕。但是，較多的葉片數(shù)會增加對過流液體的排擠，使液流速度提高并因此增加水力損失。因此，對不同比轉(zhuǎn)數(shù)的葉輪應(yīng)取用不同的葉片數(shù)。通常對比轉(zhuǎn)數(shù)Ns值低的泵選取較多的葉片數(shù)，Ns值高的泵取較少的葉片數(shù)[8]。輔循環(huán)泵組采用混流式結(jié)構(gòu)，試驗(yàn)證明最優(yōu)的葉片數(shù)通常取3-5片，能提高葉輪出口處的液流速度和壓力穩(wěn)定性，降低進(jìn)口流體噪聲，原輔循環(huán)泵采用了4葉片數(shù)，改進(jìn)后的低噪聲輔循環(huán)泵采用了5葉片數(shù)，文中對改進(jìn)前后的葉輪與雙蝸殼配合進(jìn)行計(jì)算分析，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

2.3 低噪聲水力模型三維流場計(jì)算分析

對輔循環(huán)泵水力模型額定流量Q0、30%Q0、120%Q0三個(gè)流量工況進(jìn)行內(nèi)部流場數(shù)值模擬，采用Fluent仿真軟件，基于Fluent與標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型對泵全流道進(jìn)行三維流動計(jì)算[9]。分析水力模型的壓力場、湍動能場隨三個(gè)流量工況點(diǎn)的變化規(guī)律。對水力模型和蝸殼全流道三維建模及網(wǎng)格劃分，如圖2所示。

圖2 全流道的計(jì)算網(wǎng)格圖

2.3.1 4葉片數(shù)水力模型三維流場計(jì)算分析

圖3為不同流量下工作面壓力分布圖，可以看出在額定流量點(diǎn)，其壓力分布較均勻，隨著流量往小流量偏移到額定流量的30%時(shí)，壓力分布明顯惡化，隨著流量往大流量偏移到額定流量的1.2倍時(shí)，其壓力分布與額定流量時(shí)的壓力分布基本一樣。說明隨著流量往小流量變化，壓力脈動加大，導(dǎo)致葉輪振動增大。

圖3 4葉片葉輪30%Q0、Q0、120%Q0工況下工作面壓力分布

圖4為不同流量下工作面湍動能分布圖，可以看出，在設(shè)計(jì)工況點(diǎn)湍動能分布較均勻，在進(jìn)口邊存在少許高湍動能區(qū)，隨著流量往小流量偏移到額定流量的30%時(shí)，在葉片中部存在較大的高湍動能區(qū)，隨著流量往大流量偏移到120%Q0時(shí)，在進(jìn)口邊高湍動能區(qū)逐漸擴(kuò)大。說明隨著流量往小流量和大流量變化時(shí)，高湍動能區(qū)在葉片中部和進(jìn)口邊逐漸擴(kuò)大，葉輪隨著流量往小流量和大流量變化時(shí)其振動將增大。

圖4 4葉片葉輪30%Q0、Q0、120%Q0工況下工作面湍動能分布

圖5為不同流量下背面壓力分布圖，可由圖看出隨著流量變大，壓力分布越來越均勻，說明隨著流量往大流量變化，葉片背面的壓力脈動越來越小。

圖5 4葉片葉輪30%Q0、Q0、120%Q0工況下背面壓力圖

圖6為不同流量下葉片背面湍動能分布圖，可由圖看出，隨著流量變大，葉片背面湍動能分布越來越不均勻，從進(jìn)口邊逐漸擴(kuò)大至整個(gè)葉片背面，說明隨著流量往大流量變化，葉片背面的壓力脈動越來越大,振動也隨著增大。

圖6 4葉片葉輪30%Q0、Q0、120%Q0工況下背面湍動能圖

2.3.2 5葉片數(shù)水力模型三維流場計(jì)算分析

圖7為不同流量下葉片工作面壓力分布圖，從圖可知，隨著流量變大，葉片工作面壓力分布越來越均勻，說明隨著流量流量變大，葉片的工作面壓力脈動越來越小，振動也隨著減小。

圖8為工作面湍動能分布圖，可以看出，在Q0和120%Q0二工況下，湍動能分布較均勻，進(jìn)口邊存在少許高湍動能區(qū)，隨流量往小流量偏移到30%Q0，高湍動能區(qū)逐漸向中部擴(kuò)大。

圖9為不同流量下背面壓力分布圖，可以看出，隨著流量變大，水力模型背面壓力分布越來越均勻，說明隨流量往大流量變化，葉片背面的壓力脈動越來越小。

圖10不同流量下背面湍動能分布圖，可知在Q=30%Q0、Q=Q0、Q=120%Q0三個(gè)工況點(diǎn)，背面湍動能分布較均勻，在進(jìn)口邊存在少許高湍動能區(qū)，隨著流量變大，高湍動能區(qū)從進(jìn)口邊逐漸向中部擴(kuò)大。

圖3-圖10中可知，在Q0和120%Q0工況下的壓力分布趨勢都較好，壓力分布沿流動方向均勻變化，而在30%Q0工況下，4葉片葉輪工作面中段靠近前盤區(qū)域明顯出現(xiàn)高壓區(qū)，而5葉片葉輪壓力面壓力分布則優(yōu)于4葉片葉輪。對背面壓力分布的分析也可得到相同的結(jié)論。在設(shè)計(jì)工況下，5葉片數(shù)葉輪工作面上湍動能的分布略好于4葉片數(shù)，而從大流量和小流量工況的分布狀態(tài)可以看出，4葉片數(shù)葉輪在大流量工況下葉片頭部及小流量工況下葉片中后段有明顯的高湍動能區(qū)域，5葉片數(shù)葉輪在這些區(qū)域的湍動能都較小，因此水力損失也較小。

圖7 5葉片葉輪30%Q0、Q0、120%Q0工況下工作面壓力分布

圖8 5葉片葉輪30%Q0、Q0、120%Q0工況下工作面湍動能分布

圖9 5葉片葉輪30%Q0、Q0、120%Q0工況下背面壓力圖

圖10 5葉片葉輪30%Q0、Q0、120%Q0工況下背面湍動能圖

通過以上分析可得出如下結(jié)論：

(1)在設(shè)計(jì)流量工況點(diǎn)，葉片的壓力和湍動能分布較均勻，在小流量和大流量二個(gè)工況點(diǎn),葉片的壓力和湍動能分布會惡化。

(2)5葉片葉輪在壓力分布及湍動能分布上都優(yōu)于4葉片葉輪，說明5葉片葉輪的內(nèi)部流動形態(tài)更好，因此可以降低因流體流動紊亂引起的流體激勵(lì)，從而降低機(jī)組振動水平。

3 低噪聲水力模型振動噪聲驗(yàn)證試驗(yàn)結(jié)果分析

為了保證對比的結(jié)果準(zhǔn)確，改進(jìn)前后的對比試驗(yàn)在同一裝置上進(jìn)行，試驗(yàn)裝置如圖11所示，輔循環(huán)泵采用掛壁式安裝方式，機(jī)座與泵體采用橡膠隔振器，進(jìn)口與出口處安裝撓性接管，采用開式水箱，進(jìn)口管路和出口管路用截止閥進(jìn)行調(diào)節(jié)。

圖11 輔循環(huán)泵試驗(yàn)裝置示意圖

3.1 不同葉片數(shù)水力模型振動試驗(yàn)結(jié)果比較分析

針對流場設(shè)計(jì)，對兩臺不同葉片數(shù)的模型泵組進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，測試結(jié)果見圖12，從4葉片葉輪和5葉片葉輪機(jī)腳垂向平均振動加速度1/3倍頻程中可看出，5葉片輔循環(huán)泵的全頻段振動值幾乎都比4葉片低，試驗(yàn)驗(yàn)證5葉片葉輪與雙蝸殼配對時(shí)，機(jī)腳振動加速度下降明顯，降低約3 dB，低頻段10 Hz～315 Hz降低約7 dB。

圖12 輔循環(huán)泵機(jī)腳Z向平均振動加速度1/3倍頻程

3.2 新的水力模型與舊的水力模型振動試驗(yàn)結(jié)果比較分析

泵組流體振動噪聲主要體現(xiàn)在葉片基頻和2倍軸基頻上，經(jīng)過測試分析得到，原輔循環(huán)泵組的葉片基頻峰值為116 dB，新輔循環(huán)泵組的葉片基頻峰值為102 dB，降低14 dB。原輔循環(huán)泵組的2倍軸基頻峰值為112 dB，新輔循環(huán)泵組的2倍軸基頻峰值為99 dB，降低13 dB，說明所采用的降低流體噪聲的措施是有效的。

4 結(jié)語

（1）進(jìn)行葉輪水力模型的葉片形狀優(yōu)化設(shè)計(jì)，對葉輪進(jìn)行三維建模，計(jì)算分析葉輪模態(tài)和流場，根據(jù)計(jì)算分析結(jié)果，對葉輪設(shè)計(jì)進(jìn)行修正，使之達(dá)到低振動噪聲效果。

（2）5葉片葉輪在壓力分布及湍動能分布上都優(yōu)于4葉片葉輪，說明5葉片葉輪的內(nèi)部流動形態(tài)更好，因此可以降低因流體流動紊亂引起的流體激勵(lì)，從而降低機(jī)組振動。

（3）試驗(yàn)測試結(jié)果的比較表明，研制的低噪聲水力模型比原水力模型在各主要頻率處的峰值有明顯降低，說明所采用的降低流體噪聲的措施是有效的。

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Research of Low Noise Hydraulic Model forAuxiliary Circulating Pumps of Ships

WEI Dan-dan1,MA Jun2,CHEN Wen-yi1
（1.Shanghai Marine Equipment Research Institute,Shanghai 200031,China; 2.Naval Military Representative Office at Huludao No.431 Factory,Huludao 125004,Liaoning China)

Through analyzing the frequency spectrum characteristics and vibration performance of an auxiliary circulating pump,its vibration and noise sources are found.The corresponding vibration and noise reduction measures are put forward.Synthesizing the advantages of speed coefficient design and similarity theory design,the low noise optimal design of the impeller is fulfilled.Two impellers with different numbers of blades are designed.Three dimensional models for the impellers are established and the internal flow fields are simulated.According to the results of simulation,the design of the impellers is modified.Finally,the design is proved by experimental verification.

acoustics;noise;hydraulic model;impeller;auxiliary circulating pump

TH3

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.06.014

1006-1355(2016)06-0072-05

2016-08-25

魏丹丹（1982-），女，吉林省白城市人，學(xué)士，主要研究方向?yàn)榱黧w機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)研發(fā)。E-mail:176749142@qq.com