螺旋离心泵是一种结构特殊的无堵塞泵，具有良好的吸入性、无堵塞性及抗汽蚀性。它主要用于输送含有固态或纤维物质的液体，广泛应用在矿山、电力、化工、食品、造纸以及清污等行业。研究表明，在这种泵内部，存在旋转叶片与静止部件间的相对运动、流道内水流的圆周运动和不对称流动，由此产生的压力脉动会引起泵系统的振动和噪声，严重时甚至会损毁设备。因此，研究其内部流场的压力脉动十分必要，但在螺旋离心泵内部流动的研究中，有关压力脉动的分析还很少。可以借鉴普通离心泵及其他水力机械的压力脉动研究方法及成果，对螺旋离心泵的内部流动的压力脉动进行深入分析。

　　国内学者针对水轮机和各种清水泵的压力脉动进行了研究。主要有试验和数值计算两种方法。而国外对水泵内部压力脉动的研究起步较本文以Z200~25型双叶片螺旋离心泵为研究对象，采用标准SSTk卞湍流模型对整泵进行全流道的非定常数值模拟。通过分析泵内关键位置压力脉动的时域及频域特征，初步揭示螺旋离心泵进出口以及动静交界面上的压力脉动特性，为进一步优化螺旋离心泵的水力和结构设计，提高泵运行时的稳定性提供重要依据。

　　1计算模型与数值方法1.1模型参数及网格划分=2.叶轮为半开式叶轮，进口直径Di=160mm，出口直径D2口宽度= 70mm，蜗壳基圆直径D3=360mm.建模在三维造型软件Pro/E中完成。计算区域由进口管路、叶轮和蜗壳3部分水体组成，如所示。其中，螺旋形螺旋离心泵三维造型图Fig. U）计算区域三维造型（b）叶轮结构图叶片外缘与吸水壳体内壁间隙为0.9mm，为保证计算的准确性，在建模时考虑了此处的水体。模型中未考虑叶轮后盖板与流体的摩擦损失以及容积损失。

　　将螺旋离心泵的三维模型（a）导入网格划分软件Gambit生成计算区域的网格。划分网格时，考虑到螺旋形叶片在空间上的扭曲结构以及大包角的特点，为使离散方程更易收敛、求解压力梯度更加16，所有计算域网格类型均采用四面体非结构化网格，网格总数为998459. 1.2监测点布置为模型中监测点位置示意图，图中点A位于进口与叶轮交界面的圆心处，点B位于蜗壳的出口端面圆心处。根据12所得结论：旋转叶轮与静止蜗壳的相互干涉作用是产生压力脉动的主要因素之一。因此，在图中P1~P5的位置沿叶片出口边方向，每处设置3个监测点，并选择脉动相对规律的点进行分析。其中点P1为隔舌监测点，P2~P5为叶轮出口均布的监测点，间隔为90°，以期能够实现泵内关键位置压力脉动的监测。

　　1.3数学模型及模拟方法1全隐式耦合多网格线性求解器中进行。非定常计算采用SSTk卞湍流模型，以定常RANS计算结果作为初始条件，通过更适宜于瞬态求解的PIS0算法对动量方程和连续性方程进行联立求解。进、出口边界条件分别定义为速度进口和自由出流，设置压力为大气压，给定不同工况下的进口速度进行计算。固体壁面定义为无滑移边界条件，给定壁面粗糙度。进口与叶轮、叶轮与蜗壳间的交界面属于动静耦合交界面，故采用frozenrotor设置动静耦合面上的参数传递，将相应的交界面设置为TransientRotorStator.以叶轮旋转2°作为一个时间步，每个时间步长0.个旋转周期包含180个时间步。选择5个旋转周期作为采样对象，00步的总时间为0. 2外特性预测通过定常计算得出模型泵在5个工况点的扬程与效率，绘制曲线并与该泵在江苏大学流体机械工程技术研究中心。

　　从中可以看出，模拟预测所得曲线与外特性试验所得曲线趋势一致，扬程曲线在大流量点和设计工况二者吻合良好，小流量点试验值略低于模拟值，但误差不超过总扬程的3.5；效率曲线中各点的模拟值略高于试验值，相对误差不超过5.8，故所选用的计算模型比较准确地预测了该泵的外特性，这也证实了本数值模拟的可靠性和可行性，为进一步的压力脉动分析提供了保证。

　　3结果与分析3.1隔舌附近的压力云图为设计流量下，叶片扫过隔舌不同时刻，蜗壳隔舌与叶片压力面的静压分布变化云图。

　　叶片与隔舌静压分布云图不同流量下监测点P1~P5时域图叶片扫过隔舌时，两处的静压分布出现了突变，叶片上的压力分布呈现高压区向低压区均匀扩散，平均静压值随之升高（如b~4d所示）；蜗壳静压值在喉部及扩散段都有明显的降低趋势，这说明叶片转到隔舌位置的出口流量大，远离隔舌时小，这与7结论相似。

　　叶片扫过隔舌前后，隔舌头部存在一小片高压力区（如b、e所示），这是由于叶轮的出口速度遇到了隔舌的阻碍，叶片形成的尾流冲击隔舌头部，造成尾流速度的急剧下降，导致了头部压力的叶片到达隔舌时，蜗壳出口压力达到大，高于出口静压均值（如a、e所示），叶片远离隔舌时压力小，这与蜗壳出口压力随时间变化的规律相符合。

　　3.2叶轮与蜗壳耦合处的压力脉动分析非定常计算在多个工况下进行，并选择。

　　1.0Q和1.5Q3个典型工况进行数据分析。各工况脉动分析，得到了不同流量下各点的时域图，如所示，图中自下而上依次是监测点PI~P5的压力值。以下各时域图中，零时刻对应计算中第4个旋转周期的起始时刻。使用Origin8.0绘图软件，对对应的频域图，其中横坐标为频率，纵坐标为压力波时域图中的压力-寸间曲线作快速傅里叶变换，得到动的幅值，如所示。

　　不同流量下监测点P1~P5频谱图不同流量进出口监测点时域图及频谱图（a）进口压力脉动时域图（b）进口压力脉动频域图（c）出口压力脉动时域图（d）出口压力脉动频域图由各点压力波动特点可以看出，不同流量下各监测点压力波形具有明显的周期性，小流量下的压力平均值大，大流量下各监测点的压力平均值小，这与所预测外特性所得曲线趋势一致。

　　为监测点P1~P5在不同流量下的频谱图，由各点频谱特性可以得出：200Hz以内的压力波动有较大的振幅，高于200Hz频率的波动幅度相对很小，对压力波动的贡献也很小，因此泵内的压力波动主要受低频率波的影响。分析FFT变换所得数据可知，不同流量下，不同监测点的主频都集中在24Hz左右。同时，在频率48Hz左右的次主频振幅与主频振幅大小相当。这两个频率刚好与叶轮的轴频和叶频相符，这是由叶轮和蜗壳的动静耦合作用的影响以及蜗壳内流动不对称性所决定的。因此，泵内动静耦合处的压力脉动主要受轴频和叶频的影响，这与13和14得出的结论一致。

　　对比不同流量下的频谱图发现，0. 5Q的小流量下主频振幅高，振动幅度达到了出口总压的5，设计工况下的主频振幅小，振幅未超过出口总压的3，1.5Q大流量下的主频振幅略高于设计工况，振幅在出口总压的3.5以内。这说明，设计流量下的泵内压力脉动强度小。各流量下，监测点P1~P5的主频幅值大小差别明显，距离隔舌近监测点P1、P2，其主频幅值大，而距离隔舌较远的监测点P3 ~P5的主频幅值相对较小，总体呈现离隔舌越远幅值越小的趋势。

　　3.3进出口压力脉动分析a、b为叶轮进口监测点A在不同流量下的压力脉动时域图及频谱图，时域图中自下而上分别为。50、1.心1.50 3种工况下的曲线。

　　进口监测点A位于叶轮进口前端，但通过时域图发现，泵入口段已有压力脉动存在，且与其他监测点压力脉动有明显差别。不同流量下进口处的压力脉动主频都是48Hz，是其他监测点的2倍，这主要是由于叶轮的螺旋段与蜗壳动静耦合作用的影响。其他几个多倍叶频对应的点幅值相对较大，幅值随着频率增大而递减，且轴频对应的幅值极小，高频脉动的成分极少，说明进口压力波动主要受400Hz以内的叶频影响。

　　由频域图可知，大流量下的脉动幅值小，设计流量和小流量的幅值差别不大，约为大流量下的2倍。对比监测点P1~P5的脉动特性（幅值8~45kPa）可以看出，进口压力脉动在各流量下的振动幅度值（0.2~1.1kPa）都是很小的，因此进口处的流动也相对稳定得多。

　　c为蜗壳出口监测点B在不同流量下的压力脉动时域图及频谱图，时域图中自下而上分别为0.5Q、1.0Q、1.5Q3种工况下的曲线。

　　由频域图可知，小流量下的静压值高于大流量的静压值，不同流量下的出口静压值在各自对应的扬程上下波动，与离心泵的流量-扬程曲线趋势一致。各流量下的压力波动呈现周期相同的正弦波形。由频谱图可知，各流量出口压力脉动的主频都为48Hz，与进口相同。小流量下的幅值大，设计工况与大流量幅值偏小，这与耦合处（监测点P1~P5）的压力脉动具有相同的特征。相对于蜗壳耦合处的脉动，监测点B的轴频振幅降低很多，叶频也有小幅度降低。这表明出口压力脉动是泵内部压力脉动的延续，但强度已经减弱，出口压力脉动受叶频影响较大，轴频脉动影响相对较小。

　　4结论不同工况下，螺旋离心泵内各监测点压力波动具有明显的周期性，蜗壳内压力脉动主频为轴频，进出口脉动主频为叶频。进口脉动幅值相对出口及泵内脉动幅值很小；各工况下，同一监测点压力脉动具有相同的主频，但主频幅值在非设计工况下增大，在小流量下大，设计流量下小，大流量下幅值增大不明显。

　　旋转叶轮与静止蜗壳隔舌间的动静耦合作用是螺旋离心泵内部压力脉动的主要脉动源。泵内压力脉动的主频幅值在隔舌附近大，远离隔舌处脉动强度较低，说明由此产生的压力脉动在整个流道内传播，并有不同程度的减弱。

　　由叶轮与蜗壳动静干涉作用所引起的压力脉动是十分明显的，这也是引起螺旋离心泵不稳定运行的重要因素，在水力及结构设计中要对此予以足够的重视，除满足外特性要求外，还应考虑内部流场的脉动情况。小流量下的脉动强度大，对泵设备的破坏性也强，因此，在运行及维护方面，应尽量避免螺旋离心泵在小流量下运行。