收稿日期： 2022-10-31； 修回日期： 2023-02-18； 網(wǎng)絡(luò)出版時(shí)間： 2024-06-21

網(wǎng)絡(luò)出版地址： https：//link.cnki.net/urlid/32.1814.TH.20240621.1009.006

基金項(xiàng)目： 國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（52379090，52179084）

第一作者簡(jiǎn)介： 吳賢芳（1980—），女，江蘇大豐人，副教授 （wxftmg@ujs.edu.cn），主要從事現(xiàn)代泵設(shè)計(jì)與優(yōu)化研究．

通信作者簡(jiǎn)介： 王東（1998—），男，貴州畢節(jié)人，碩士研究生（2458141432@qq.com），主要從事兩相流泵設(shè)計(jì)與優(yōu)化研究．

摘要： 為研究葉輪交錯(cuò)布置對(duì)雙吸泵內(nèi)流噪聲的影響，根據(jù)葉片夾角設(shè)計(jì)了4組葉輪交錯(cuò)方案.在設(shè)計(jì)工況下，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型對(duì)雙吸泵內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行了非定常數(shù)值模擬，基于數(shù)值模擬結(jié)果提取偶極子聲源，應(yīng)用直接聲學(xué)邊界元法計(jì)算了雙吸泵內(nèi)聲場(chǎng)，分析了不同葉輪交錯(cuò)方案對(duì)泵能量性能、壓力脈動(dòng)和內(nèi)流噪聲等的影響規(guī)律.研究結(jié)果表明：葉輪交錯(cuò)布置能夠提高雙吸泵能量性能，揚(yáng)程和效率最高分別提升3.0%和5.7%；隨著交錯(cuò)角度增大，壓力脈動(dòng)峰峰值逐漸減小，最大降幅達(dá)79.6%；當(dāng)交錯(cuò)角為葉輪夾角的1/2時(shí)，蝸殼內(nèi)流場(chǎng)壓力脈動(dòng)、偶極子聲源流動(dòng)噪聲和聲壓頻響曲線的主頻均從1倍葉頻變?yōu)?倍葉頻，且主頻處幅值明顯降低；隨著交錯(cuò)角增大，吸水室、葉輪和蝸殼表面高聲壓區(qū)范圍逐漸減小，表面聲壓最大值和聲壓頻響曲線逐漸降低，最大降幅分別為9.9%和18.7%.研究結(jié)果可為雙吸泵優(yōu)化設(shè)計(jì)和減振降噪提供一定的理論參考.

關(guān)鍵詞： 雙吸泵；交錯(cuò)葉輪；壓力脈動(dòng)；偶極子；噪聲

中圖分類號(hào)： S277.9；TH311" 文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A" 文章編號(hào)： 1674-8530（2024）07-0670-08

DOI：10.3969/j.issn.1674-8530.22.0248

吳賢芳，王東，談明高，等. 雙吸泵交錯(cuò)葉輪內(nèi)流誘導(dǎo)噪聲［J］. 排灌機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2024，42（7）：670-677.

WU Xianfang，WANG Dong，TAN Minggao，et al. Flow induced noise of double-suction pump with staggered impellers［J］. Journal of drainage and irrigation machinery engineering（JDIME）， 2024， 42（7）： 670-677. （in Chinese）

Flow induced noise of double-suction pump with staggered impellers

WU Xianfang1， WANG Dong1*， TAN Minggao2， LIU Houlin2， SHAO Chen2， PAN Guanghui1

（1. School of Energy and Power Engineering， Jiangsu University， Zhenjiang， Jiangsu 212013， China；2. National Research Center of Pumps， Jiangsu University， Zhenjiang， Jiangsu 212013， China）

Abstract： In order to study the influence of impeller staggered arrangement on the internal flow noise in a double-suction pump， four impeller staggered schemes were designed according to blade angle. Under the design condition， the unsteady numerical simulation of the internal flow in the double-suction pump was carried out by using standard k-ε turbulence model. Based on the numerical simulation results， the dipole sound source was extracted and the sound field in the double-suction pump was calculated by using the direct acoustic boundary element method. The effects of different impeller staggered schemes on pump energy performance， pressure pulsation and internal flow noise were analysed. The results show that the head and efficiency of the double-suction pump with staggered impeller are improved by 3.0% and 5.7%， respectively. With the increase of the staggered angle， the peak value of pressure pulsation decreases gradually， with a maximum decrease of 79.6%. When the staggered angle is half of the impeller wrapping angle， the main frequency of the pressure pulsation in the volute， the flow noise of the dipole sound source and the sound pressure response curve changes from 1 blade passing frequency to 2 blade passing frequency， and the amplitude at the main frequency decreases obviously. With the increase of the staggered angle， the range of the high sound pressure areas on the surface of the suction chamber， impeller and volute decreases gradually， the maximum sound pressure and the frequency response curve of the sound pressure also decrease gradually， with the maximum reduction of 9.9% and 18.7%， respectively. The research results can provide a theoretical reference for the optimization design and vibration and noise reduction of double-suction pumps.

Key words： double-suction pump;staggered impeller;pressure pulsation;dipole;noise

雙吸泵具有揚(yáng)程高、流量大等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè)灌溉、石油化工以及船舶工程等領(lǐng)域［1-3］.雙吸泵在運(yùn)行過(guò)程中，葉輪與蝸殼間的動(dòng)靜干涉作用是誘發(fā)泵內(nèi)壓力脈動(dòng)和噪聲的重要因素之一.與普通離心泵不同，雙吸泵可通過(guò)葉輪交錯(cuò)布置降低泵的壓力脈動(dòng)及其噪聲.

黃霄霖潔等［4］基于CFD方法研究了葉片交錯(cuò)對(duì)雙吸泵內(nèi)流的影響，表明葉輪交錯(cuò)布置能夠有效抑制旋渦與回流，從而提高泵的效率.徐占國(guó)等［5］、劉建瑞等［6］分別采用RNG k-ε湍流模型分析了3種葉輪交錯(cuò)布置方案對(duì)雙吸泵蝸殼內(nèi)壓力脈動(dòng)的影響，發(fā)現(xiàn)隨著葉輪交錯(cuò)角增大，蝸殼流道內(nèi)的壓力脈動(dòng)逐漸降低，靜壓分布也趨于均勻.JIN等［7］采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)和遺傳算法相結(jié)合的方法對(duì)雙吸泵進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，指出優(yōu)化蝸殼截面形狀可進(jìn)一步提高泵的性能.GANGIPAMULA等［8］以低比轉(zhuǎn)數(shù)雙吸離心泵為研究對(duì)象，采用瞬態(tài)分離渦模擬法分析了不同葉輪尾緣對(duì)泵內(nèi)流動(dòng)的影響，表明改進(jìn)后的泵內(nèi)壓力脈動(dòng)幅值明顯降低.CAPURSO等［9］提出一種高效雙吸離心泵迭代設(shè)計(jì)方法，并結(jié)合數(shù)值數(shù)模和試驗(yàn)測(cè)試驗(yàn)證該方法的有效性.

在泵噪聲研究方面，王春林等［10］基于間接聲學(xué)邊界法分別研究了透平工況和泵工況下的雙吸泵內(nèi)聲場(chǎng)分布，結(jié)果表明流體噪聲主要由偶極子聲源產(chǎn)生.程效銳等［11］基于RNG k-ε湍流模型和聲學(xué)邊界元法研究了葉片尾緣開縫對(duì)離心泵聲場(chǎng)的影響，結(jié)果表明葉輪開縫能夠降低泵的內(nèi)外聲場(chǎng)噪聲.余昊謙等［12］數(shù)值研究了多工況下旋渦自吸泵流致噪聲的產(chǎn)生原因及變化規(guī)律，指出將葉片尾緣設(shè)計(jì)為鋸齒結(jié)構(gòu)能夠降低蝸殼與隔舌處的壓力脈動(dòng).GANGIPAMULA等［13］以低比轉(zhuǎn)數(shù)離心泵為研究對(duì)象，采用分離渦模型進(jìn)行內(nèi)流非定常數(shù)值模擬，并依據(jù)壓力脈動(dòng)計(jì)算結(jié)果預(yù)測(cè)了泵內(nèi)水噪聲.KAYA等［14］測(cè)量了空化條件下離心泵噪聲變化規(guī)律.SI等［15］基于數(shù)值計(jì)算研究了離心泵全流場(chǎng)流動(dòng)和輻射噪聲，并提出了一種低噪聲泵的設(shè)計(jì)方法.

綜上所述，目前國(guó)內(nèi)外針對(duì)雙吸泵交錯(cuò)葉輪的研究主要集中于交錯(cuò)葉輪對(duì)泵外特性和壓力脈動(dòng)的影響，同時(shí)有關(guān)噪聲的研究主要集中于單吸離心泵內(nèi)外聲場(chǎng)的分析.文中采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型對(duì)不同交錯(cuò)葉輪下雙吸泵內(nèi)流進(jìn)行非定常數(shù)值模擬，并基于內(nèi)流模擬結(jié)果采用直接聲學(xué)邊界元法（DBEM）對(duì)泵內(nèi)流體誘導(dǎo)噪聲進(jìn)行研究，分析不同交錯(cuò)角度下壓力脈動(dòng)和流動(dòng)噪聲變化規(guī)律，以期為雙吸泵噪聲特性優(yōu)化提供一定依據(jù).

1" 數(shù)值計(jì)算

1.1" 計(jì)算模型

所研究雙吸離心泵模型如圖1所示，該泵主要設(shè)計(jì)性能參數(shù)分別為流量Qd=31.5 m3/h，揚(yáng)程H=15.5 m，轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min.葉輪主要幾何參數(shù)分別為進(jìn)口直徑D1=64 mm，出口直徑D2=242 mm，葉片數(shù)Z=6.蝸殼主要幾何參數(shù)分別為基圓直徑D3=243 mm，進(jìn)口寬度b3=32 mm.

傳統(tǒng)雙吸泵是將離心葉輪背靠背對(duì)稱布置（即交錯(cuò)角為0°），交錯(cuò)葉輪則是在背靠背對(duì)稱葉輪的基礎(chǔ)上錯(cuò)開一定角度.考慮葉輪葉片數(shù)為6，相鄰葉片間的夾角為60°，為減少計(jì)算方案，將葉輪交錯(cuò)角θ分別設(shè)置為0°，10°，20°和30°，交錯(cuò)葉輪布置方案如圖2所示.

為獲取流場(chǎng)內(nèi)壓力脈動(dòng)信息，分別在蝸殼和隔舌處設(shè)置4個(gè)壓力脈動(dòng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，如圖3a所示，其中P1，P2，P3為蝸殼周向監(jiān)測(cè)點(diǎn)，P4為蝸殼隔舌處監(jiān)測(cè)點(diǎn).為獲取雙吸泵隔舌處和進(jìn)出口處內(nèi)流誘導(dǎo)噪聲場(chǎng)點(diǎn)信息，設(shè)置如圖3b所示的監(jiān)測(cè)點(diǎn)，其中F1處于雙吸泵出口流道中部位置，F(xiàn)2處于雙吸泵入口流道中部位置，F(xiàn)3處于葉輪與隔舌間的位置.

1.2" 網(wǎng)格劃分

為降低網(wǎng)格數(shù)的影響，以揚(yáng)程為判據(jù)，劃分5套雙吸泵網(wǎng)格進(jìn)行相關(guān)性驗(yàn)證.表1為不同網(wǎng)格相關(guān)性驗(yàn)證結(jié)果，表中N為網(wǎng)格數(shù)，εH為揚(yáng)程相對(duì)變化率.可以看出，隨著網(wǎng)格數(shù)增大，雙吸泵揚(yáng)程逐漸降低，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)達(dá)到886萬(wàn)并繼續(xù)增大時(shí)，揚(yáng)程相對(duì)變化率小于0.52%.故最終選用網(wǎng)格數(shù)為886萬(wàn)的方案進(jìn)行后續(xù)計(jì)算.

采用DBEM進(jìn)行聲場(chǎng)計(jì)算時(shí)必須保證計(jì)算網(wǎng)格封閉，且對(duì)網(wǎng)格尺寸有嚴(yán)格要求.稀疏的網(wǎng)格會(huì)導(dǎo)致計(jì)算結(jié)果粗糙以及聲場(chǎng)分布的局部特征不明顯，而網(wǎng)格過(guò)于精細(xì)則會(huì)導(dǎo)致計(jì)算報(bào)錯(cuò)等現(xiàn)象.因此在劃分聲學(xué)網(wǎng)格時(shí)，網(wǎng)格單位長(zhǎng)度L需滿足

L≤c6 fmax，（1）

式中：c為聲音傳播速度； fmax為可計(jì)算的最大頻率.

由于雙吸泵噪聲主要集中在中低頻段，將計(jì)算的最高頻率設(shè)置為1 000 Hz，聲速設(shè)置為1 500 m/s，經(jīng)過(guò)計(jì)算得到網(wǎng)格單位長(zhǎng)度不大于25 mm即可滿足要求.因此定義網(wǎng)格單位長(zhǎng)度為15 mm，劃分的聲學(xué)網(wǎng)格數(shù)為22萬(wàn).雙吸泵CFD計(jì)算域網(wǎng)格及DBEM聲學(xué)網(wǎng)格如圖4所示.

1.3" 計(jì)算方法

采用雷諾時(shí)均N-S方程并結(jié)合標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型對(duì)雙吸泵內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，其中標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型方程為

kt+ujkxj=xjν+νtσkkxj+vtuixj+ujxjuixj-ε，（2）

εt+ujkxj=xjν+νtσεεxj+Cε1εkvtuixj+ujxjuixj-Cε2ε2k，（3）

式中：k為湍動(dòng)能；ε為耗散率；νt為湍流渦黏性系數(shù)；ui為瞬時(shí)速度u在坐標(biāo)軸xi方向上分量；uj為瞬時(shí)速度u在坐標(biāo)軸xj方向上分量；ν為流體的運(yùn)動(dòng)黏度系數(shù)；t為時(shí)間；σk=1.0，σε=1.3，Cε1=1.44，Cε2=1.92.

采用CFD-DBEM耦合方法進(jìn)行聲學(xué)仿真時(shí)，大致可分為2個(gè)流程：首先基于CFD對(duì)內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行非定常數(shù)值模擬以獲取流場(chǎng)壓力脈動(dòng)信息；然后將壓力脈動(dòng)信息轉(zhuǎn)換為等價(jià)聲源，采用DBEM法進(jìn)行聲學(xué)仿真.

1.4" 邊界條件

進(jìn)口設(shè)置為總壓進(jìn)口，出口設(shè)置為質(zhì)量流量出口.將整體計(jì)算域分為旋轉(zhuǎn)域和靜止域，其中葉輪為旋轉(zhuǎn)域，其余部件均為靜止域.壁面設(shè)置為非旋轉(zhuǎn)無(wú)滑移壁面，近壁處采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù).

定義葉輪每旋轉(zhuǎn)1°為一個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)，即Δt=0.115 0 ms，共計(jì)算12個(gè)周期，總時(shí)長(zhǎng)為0.496 8 s，取最后一個(gè)穩(wěn)定的周期數(shù)據(jù)進(jìn)行分析.

為消除管道對(duì)雙吸泵內(nèi)部流動(dòng)噪聲的影響，將進(jìn)出口邊界設(shè)置為全吸聲屬性，定義聲阻抗為水的聲阻抗（Z=1.5×106 Pa·s/m3），其余壁面設(shè)置為全反射屬性.

1.5" 數(shù)值計(jì)算方法的可靠性驗(yàn)證

為驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算方法的可靠性，搭建如圖5所示的試驗(yàn)系統(tǒng)，對(duì)雙吸泵進(jìn)行性能測(cè)試.試驗(yàn)在江蘇大學(xué)國(guó)家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心完成.

圖6為對(duì)稱葉輪布置下，數(shù)值計(jì)算和試驗(yàn)得到的雙吸泵揚(yáng)程、效率曲線對(duì)比.

由圖6可以看出：數(shù)值計(jì)算和試驗(yàn)的性能曲線規(guī)律相同，即隨著流量增大，揚(yáng)程逐漸降低，而效率先增大后降低，在額定工況時(shí)達(dá)到最大；數(shù)值計(jì)算結(jié)果略高于試驗(yàn)結(jié)果，這是由于試驗(yàn)過(guò)程中存在流量泄漏，造成一定的體積損失；在額定工況下，揚(yáng)程和效率的預(yù)測(cè)誤差均小于4.5%，這表明文中所采用的數(shù)值計(jì)算方法是可靠的.

2" 計(jì)算結(jié)果及分析

2.1" 外特性分析

泵揚(yáng)程H和效率η可根據(jù)下式［16］進(jìn)行計(jì)算，

H=（p2-p1）/ρg，（4）

η=ρgQH/N，（5）

N=ωM，（6）

式中：p2為泵出口總壓；p1為泵進(jìn)口總壓；N為軸功率；ω為葉輪旋轉(zhuǎn)角速；M為葉輪扭矩.

表2為不同流量工況及不同交錯(cuò)角下雙吸泵的揚(yáng)程和效率，可以看出：當(dāng)葉輪交錯(cuò)角度為葉片夾角的1/2，即θ=30°時(shí)，雙吸泵的揚(yáng)程和效率達(dá)到最高；在設(shè)計(jì)工況下，相比于對(duì)稱葉輪布置的雙吸泵，葉輪交錯(cuò)布置的雙吸泵的揚(yáng)程和效率最高分別提升了3.0%和5.7%.

2.2" 壓力脈動(dòng)分析

圖7為不同葉輪布置方案下泵內(nèi)各監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)時(shí)域圖，可以看出：設(shè)計(jì)工況下，在一個(gè)旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)，對(duì)稱葉輪、葉輪交錯(cuò)10°、葉輪交錯(cuò)20°的各監(jiān)測(cè)點(diǎn)均出現(xiàn)6個(gè)波峰和波谷；葉輪交錯(cuò)30°的隔舌處監(jiān)測(cè)點(diǎn)P4出現(xiàn)6個(gè)波峰和波谷，但在蝸殼周向的監(jiān)測(cè)點(diǎn)出現(xiàn)了12個(gè)波峰和波谷，這是由于交錯(cuò)角為30°的雙吸葉輪與隔舌的動(dòng)靜干涉作用類似于一個(gè)12葉片的葉輪周期性掃過(guò)蝸殼隔舌；整體上，隨著交錯(cuò)角的增大，監(jiān)測(cè)點(diǎn)P1和P4處的壓力脈動(dòng)峰峰值逐漸減小，監(jiān)測(cè)點(diǎn)P2和P3處的壓力脈動(dòng)峰峰值有增有減，并在方案4下取得最??；壓力脈動(dòng)均值隨交錯(cuò)角增大呈先減小后增大再減小的趨勢(shì)，方案2，3，4的蝸殼內(nèi)壓力脈動(dòng)均值較方案1分別降低了1.22%，0.37%，1.34%， 表明葉輪以30°交錯(cuò)布置能夠有效降低泵內(nèi)壓力脈動(dòng)的幅值和均值.

采用快速傅里葉變換將4個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)時(shí)域特性轉(zhuǎn)化為頻域特性，如圖8所示，可以看出：方案1，2，3的各監(jiān)測(cè)點(diǎn)主頻均出現(xiàn)在1倍葉頻處，2倍和3倍葉頻處同樣具有較高的脈動(dòng)幅值；當(dāng)葉輪交錯(cuò)30°時(shí)，葉片與蝸殼的動(dòng)靜干涉作用類似于12葉片的葉輪掃過(guò)蝸殼隔舌，使得主頻處幅值遷移至2倍葉頻處；整體上，隨著交錯(cuò)角增大，監(jiān)測(cè)點(diǎn)P1和P4的主頻處脈動(dòng)幅值有增有減，監(jiān)測(cè)點(diǎn)P2和P3的主頻處脈動(dòng)幅值逐漸減??；當(dāng)葉輪交錯(cuò)角度為30°時(shí)，各監(jiān)測(cè)點(diǎn)的主頻處脈動(dòng)幅值均降至最低，相比方案1，4個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的主頻處脈動(dòng)幅值分別降低了84.19%，32.64%，70.46%和30.80%，降幅明顯.

綜上所述，不同葉輪布置方案下雙吸泵內(nèi)壓力脈動(dòng)均呈現(xiàn)一定的周期性，且隨著交錯(cuò)角度增大，壓力脈動(dòng)峰值逐漸減小，最大降幅可達(dá)79.6%.對(duì)稱葉輪、葉輪交錯(cuò)10°、葉輪交錯(cuò)20°的主頻處幅值均出現(xiàn)在1倍葉頻處.當(dāng)葉輪交錯(cuò)角為葉片夾角1/2時(shí)，壓力脈動(dòng)主頻變?yōu)?倍葉頻，主頻處脈動(dòng)幅值明顯降低.

2.3" 聲壓云圖分析

圖9為不同交錯(cuò)角下吸水室的聲壓Lp云圖，可以看出：吸水室表面高聲壓區(qū)主要分布在出口區(qū)域，這主要是由于葉輪和吸水室之間的動(dòng)靜干涉作用造成的；1倍葉頻下，吸水室表面高聲壓區(qū)范圍最廣，表面聲壓極值最大；隨著頻率增大，吸水室表面聲壓逐漸減小.

隨著葉輪交錯(cuò)角增大，吸水室表面高聲壓區(qū)和表面聲壓最大值均逐漸減小.1倍葉頻下，相比于對(duì)稱葉輪布置，當(dāng)葉輪交錯(cuò)角分別為10°，20°和30°時(shí)，吸水室表面聲壓最大值降幅分別達(dá)0.7%，1.4%和9.9%，這是由于葉輪和吸水室之間的動(dòng)靜干涉作用隨葉輪交錯(cuò)角增大而減弱所致.

圖10為不同交錯(cuò)角下葉輪的聲壓云圖，可以看出：葉輪表面的高聲壓區(qū)分布較廣，這主要是因?yàn)槿~輪作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，葉輪進(jìn)口同吸水室出口、葉輪出口同蝸殼間會(huì)產(chǎn)生劇烈的動(dòng)靜干涉作用；1倍葉頻下，葉輪表面高聲壓區(qū)和聲壓級(jí)值最大；隨著頻率增大，葉輪表面聲壓級(jí)值逐漸減小，偶極子特性逐漸減弱.

隨著葉輪交錯(cuò)角增大，葉輪表面高聲壓區(qū)范圍和最大聲壓值逐漸減小.1倍葉頻下，相比于對(duì)稱葉輪布置，當(dāng)葉輪交錯(cuò)角度分別為10°，20°和30°時(shí)，葉輪表面最大聲壓值降幅分別達(dá)3.8%，4.7%和4.9%，這是由于隨著葉輪交錯(cuò)角增大，葉輪和蝸殼之間的動(dòng)靜干涉作用逐漸減弱，葉輪出流得到優(yōu)化，反映在聲場(chǎng)上則意味著最大聲壓幅值有所降低.

由圖11可以看出：蝸殼表面聲壓呈現(xiàn)偶極子特性，高聲壓區(qū)主要分布在蝸殼出口及隔舌區(qū)域，高聲壓區(qū)的形成同樣主要受葉輪和蝸殼之間動(dòng)靜干涉作用的影響；隨著交錯(cuò)角增大，蝸殼與葉輪交接處聲壓幅值明顯降低；1倍葉頻下，蝸殼表面高聲壓區(qū)范圍和聲壓極值最大；隨著頻率增大，蝸殼表面高聲壓區(qū)范圍逐漸減小，表面聲壓逐漸降低.

隨著葉輪交錯(cuò)角增大，蝸殼表面高聲壓區(qū)范圍和表面最大聲壓值呈減小趨勢(shì).1倍葉頻下，相比于對(duì)稱葉輪布置，當(dāng)葉輪交錯(cuò)角分別為10°，20°和30°時(shí)，蝸殼表面最大聲壓值降幅分別達(dá)3.0%，6.6%和6.9%，這是由于隨著交錯(cuò)角增大，泵內(nèi)流動(dòng)得到較大改善，葉輪和蝸殼間的動(dòng)靜干涉作用減弱，蝸殼內(nèi)流體受上游的影響進(jìn)一步減弱，使得蝸殼表面聲壓最大值降低.

2.4" 聲壓頻響曲線分析

圖12為不同交錯(cuò)角下泵內(nèi)場(chǎng)點(diǎn)聲壓頻響曲線，可以看出，各監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的聲壓頻響幅值SPL隨頻率增大而降低，其中葉輪與蝸殼的連接處聲壓幅值最大，說(shuō)明葉輪同蝸殼間的動(dòng)靜干涉所引發(fā)的噪聲最大.

當(dāng)葉輪交錯(cuò)角小于30°時(shí)，各監(jiān)測(cè)點(diǎn)處均出現(xiàn)1個(gè)主頻聲壓頻響幅值和5個(gè)諧頻聲壓頻響幅值.當(dāng)交錯(cuò)角為30°時(shí)，各監(jiān)測(cè)點(diǎn)處出現(xiàn)1個(gè)主頻聲壓頻響幅值和2個(gè)諧頻聲壓頻響幅值，同時(shí)主頻移至2倍葉頻處，這同樣是由于葉輪與蝸殼間的動(dòng)靜干涉作用隨交錯(cuò)角增大而發(fā)生變化所致.

相比于對(duì)稱葉輪主頻處聲壓頻響幅值，隨著葉輪交錯(cuò)角增大，葉輪主頻處聲壓頻響幅值逐漸降低.通過(guò)主頻處聲壓頻響幅值可以看出，各監(jiān)測(cè)點(diǎn)的聲壓頻響大小依次為F3，F(xiàn)1，F(xiàn)2.各監(jiān)測(cè)點(diǎn)幅值變化相似，以幅值變化最為劇烈的監(jiān)測(cè)點(diǎn)F3進(jìn)行分析，當(dāng)葉輪交錯(cuò)角分別為10°，20°，30°時(shí)，隔舌處（F3）聲壓頻響降幅分別達(dá)15.4%，17.1%和18.7%.隔舌處噪聲的產(chǎn)生與發(fā)展主要受葉輪與隔舌間動(dòng)靜干涉的影響，隨著交錯(cuò)角增大，該區(qū)域動(dòng)靜干涉程度逐漸減弱，使得聲壓頻響幅值降低.

綜上所述，在葉輪與蝸殼的交接處，因動(dòng)靜干涉使得流體流動(dòng)所產(chǎn)生的流致噪聲波動(dòng)程度最為劇烈，出口處（F1）受到該交接處輻射噪聲及流動(dòng)不穩(wěn)定的影響，聲壓頻響曲線略低于隔舌處（F3），進(jìn)口處（F2）受影響較低，因此聲壓頻響曲線最低.

3" 結(jié)" 論

為改善雙吸泵壓力脈動(dòng)和噪聲特性，采用CFD-DBEM耦合方法對(duì)不同葉輪交錯(cuò)布置的雙吸泵內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬，得到如下結(jié)論：

1） 隨著葉輪交錯(cuò)角從0°增大至30°時(shí)，泵揚(yáng)程和效率均得到提高，揚(yáng)程最大提高3.0%，效率最大提高5.7%.

2） 不同葉輪交錯(cuò)角布置下蝸殼內(nèi)壓力脈動(dòng)均呈周期性變化，當(dāng)交錯(cuò)角為葉片夾角1/2時(shí)，蝸殼內(nèi)的壓力脈動(dòng)峰峰值、壓力脈動(dòng)均值和壓力脈動(dòng)主頻處幅值均降至最低，且壓力脈動(dòng)主頻由原來(lái)的1倍葉頻變?yōu)?倍葉頻.

3） 葉輪交錯(cuò)布置可使吸水室出口、葉輪、葉輪與蝸殼交界處高聲壓區(qū)減少，表面聲壓幅值降低.當(dāng)葉輪交錯(cuò)角為30°時(shí)，各偶極子聲源流動(dòng)噪聲主頻由1倍葉頻演變?yōu)?倍葉頻，主頻處高聲壓范圍和表面聲壓幅值降至最低.

4） 當(dāng)葉輪交錯(cuò)角為30°時(shí)，3個(gè)聲場(chǎng)測(cè)點(diǎn)的聲壓頻響曲線均降至最低，主頻處聲壓頻響幅值由1倍葉頻處移至2倍葉頻處，諧頻峰值數(shù)減至2個(gè).

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（責(zé)任編輯" 陳建華）