Investigation of Unsteady Pressure Pulsation in New Type Dishwasher Pump with Special Double Tongue Volute
Through numerical simulations, this work analyzes the unsteady pressure pulsation characteristics in new type of dishwasher pump with double tongue volute and single tongue volute, under volute static and rotation conditions. Likewise, the performance tests were also carried out to verify the numerical results. Multiple monitoring points were set at the various positions of new type dishwasher pump to collect the pressure pulsation signals, and the relevant frequency signals were obtained via Fast Fourier Transform, to analyze the influence of volute tongue and its passive speed on the pump performance. The results reveal that when the double tongue volute is stationary, the pressure pulsation amplitudes increase from the impeller inlet to the impeller outlet. Under the influence of shedding vortex, the pressure pulsation in the lateral region of tongue becomes disorganized, and the main frequency of pressure pulsation changes from blade frequency to shaft frequency. In addition, compared with the static volute, double tongue volute can effectively guide the water flow out of the tongue during the rotation process, thus ensuring good periodicity for pressure pulsation in the tongue region. Accordingly, a volute reference scheme with passive rotation speed is proposed in this study, which can effectively improve the pressure pulsation at tongue position, and provides a new idea for rotor- stator interference to guide the innovation of dishwasher.
Introduction
Using a combination of volute and spray arm, new dish- washer pump realizes open cleaning without the pipeline, thereby indicating the following advantages: no pipeline dirt, short cleaning time, and labor and water saving. However, the innovative volute undergoes passive rotation under the combined action of impeller rotation and nozzle jet, and the internal complex flow in new dishwasher pump affects its performance, especially the new rotor-stator interference between compound impeller and double tongue volute with passive rotation speed. Similarly, the pressure pulsation produced under the rotor-stator interference reduces the system stability and the service life [1–3]. Moreover, the noise generated by pressure pulsation affects the user ex- perience significantly, which is undesirable for a matured product.
Correspondingly, many researchers have addressed the pressure pulsation in the pump through experimental and simulation methods. For instance, Wang et al. [4] conducted an experimental study on the pressure pul- sations in a mixed flow pump under different operating conditions. Acquired results suggested that the larger the flow rate was, the smaller the peak value of pressure pulsation was, and the frequency domain was dominated by blade passing frequency and multiple shaft frequency. Yang et al. [5] analyzed the pressure pulsation charac- teristics in a three-stage electrical submersible pump by experiments and numerical simulations. This research showed that the rotor-static interference between the impeller and the guide vane was a direct cause of pul- sation. In another work, Zhang et al. [6] experimentally investigated the influence of different blade cutting angles on the pressure pulsation of centrifugal pump andhighlighted the usefulness of cutting blade in reducing the pressure pulsation in the process of pump operation. Yang et al. [7] discussed the influence of water compressibility on pressure pulsation of centrifugal pump and indicated that the compressibility of water affects the amplitude of pressure pulsations at some discrete frequency. Feng et al. [8] studied the influence of tip clearance on pressure pulsations in an axial flow water pump via numerical simulations. It was found that the tip clearance had a great influence on the pressure pulsation in the impeller area; nevertheless, no influence was observed in the diffuser area. Tan et al. [9] performed a numerical analysis to investigate the influence of blade rotational angle on pressure pulsation and proved that the main frequency of pressure pulsation in impeller was dominated by shaft frequency or blade frequency. Furthermore, Zhang et al. [10] explored the relationship between fluid pressure pulsation and structural vibration characteristics of a vertical axial pump. It was confirmed that the rotating blades had similar frequency characteristics in both the fluid domain and the solid domain. In one related work, Pei et al. [11] introduced the pressure pulsation intensity coefficient and peak pressure coefficient, to provide a new way for evaluating the pressure pulsation. Similarly, Cao et al. [12] observed that the higher the amplitude of pressure pulsation, the larger the distribution range of frequency domain and the larger the frequency compo- nent in rotor-stator interaction zones. Shi et al. [13] noticed that the blade angle deviation led to an uneven pressure change in the impeller passage and substantially affected the safe and stable operation of axial flow pumps. In addition, Kc et al. [14] also analyzed the pressure pulsation of rotor-stator interaction in a Francis turbine. This study inferred that higher and lower dominant fre- quencies were determined by the impeller speed and the number of guide vanes, respectively.
The structure and parameters of the volute, an important part of the pump, play a key role in the pressure pulsation [15]. Chalghoum et al. [16] proved that the pressure pul- sation was periodic due to the relative positi
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新型特殊双舌蜗壳洗碗机泵的非定常压力脉动试验研究
摘要
-蜗壳静态和旋转条件下。同样，性能还进行了测试以验证数值结果。新型各位置设置多个粗略的数值模拟，本工作分析了新型洗碗机中的非稳态压力脉动特性具有双舌蜗壳和单舌蜗壳的泵，在监测点洗碗机泵收集压力脉动信号，并通过快速傅里叶获得相关频率信号变换，分析蜗舌及其被动转速对泵性能的影响。 -e 结果表明，当双舌蜗壳静止，压力脉动幅度从叶轮入口到叶轮出口增加。在脱落涡的影响下，舌头外侧区域的压力脉动变得杂乱无章，主压力脉动的频率从叶片频率变为轴频率。此外，与静态蜗壳相比，双舌蜗壳在转动过程中能有效引导水从舌部流出，从而保证良好的舌区压力脉动的周期性。因此，具有被动转速的蜗壳参考方案是本研究提出，可有效改善舌位压力脉动，为转子定子干涉问题指导洗碗机创新提供新思路。
1 简介
采用蜗壳和喷淋臂组合，新型洗碗机泵实现无管道开放式清洗，从而表明以下优点：无管道污垢，清洗时间短，省工省水。然而，创新的蜗壳在叶轮旋转和喷嘴射流的联合作用，新型洗碗机泵的内部复杂流动影响其性能，尤其是新的转子-定子干扰复合叶轮与双舌蜗壳之间被动转速。同样，压力脉动在转子 - 定子干扰下产生的降低了系统稳定性和使用寿命[1-3]。此外，压力脉动产生的噪音会显着影响用户体验，这对于成熟的用户来说是不可取的产品。相应地，许多研究人员提出了通过实验得到泵内的压力脉动和模拟方法。例如，王等人。 [4]对混流泵在不同工况下的压力脉动进行了实验研究状况。获得的结果表明，越大流量越大，压力峰值越小脉动是，频域占主导地位通过叶片通过频率和多轴频率。杨等人。 [5] 分析了三级潜水电泵的压力脉动特性实验和数值模拟。 -是研究表明转子之间的静态干扰叶轮和导叶是造成脉动的直接原因。在另一项工作中，张等人。 [6] 实验研究了不同刀片切割角度的影响关于离心泵的压力脉动和欣达维冲击和振动突出了切割刀片在减少泵运行过程中的压力脉动。杨等。 [7] 讨论了水可压缩性的影响关于离心泵的压力脉动及指示水的可压缩性影响振幅某些离散频率的压力脉动。冯等人。[8] 研究了叶尖间隙对压力的影响轴流水泵中的脉动数值计算模拟。发现尖端间隙有很大的对叶轮区域压力脉动的影响；然而，在扩散器中没有观察到影响区域。谭等人。[9] 进行了数值分析研究叶片旋转角度对压力脉动，并证明了主频率叶轮内的压力脉动以轴为主频率或刀片频率。此外，张等人。[10]探讨了流体压力之间的关系脉动和结构振动特性立式轴流泵。经证实，旋转叶片在两者中具有相似的频率特性流体域和固体域。在一项相关工作中，裴等人。[11] 介绍了压力脉动强度系数和峰值压力系数，以提供一个新的评估压力脉动的方法。同样，曹等。 [12]观察到，振幅越高压力脉动，分布范围越大频域和转子-定子相互作用区的频率分量越大。石等人。 [13]注意到叶片角度偏差导致不均匀叶轮通道中的压力变化和显着影响轴流泵的安全稳定运行。此外，Kc 等人。[14]还分析了压力
混流式涡轮机中转子-定子相互作用的脉动。-is 研究推断，较高和较低的主导频率由叶轮速度和导叶数量，分别。-e 蜗壳的结构和参数，一个重要的泵的一部分，在压力脉动中起关键作用[15]。查古姆等人。 [16]证明由于叶轮的相对位置，压力脉动是周期性的
叶片到蜗舌，以及压力脉动的周期在时域中与刀片的数量相同。查古姆等人。 [17] 还研究了不同的影响离心压力脉动的蜗壳形状泵。 -e 结果表明压力脉动切向扩压器幅度大于径向扩压器幅度扩散器。希姆等人。 [18] 对带隔膜的双蜗壳离心泵进行了多目标优化，优化后的压力脉动模型减少，显着。然而，只有少数研究讨论了压力由特殊双之间的相互作用引起的脉动舌蜗壳（由单舌180°排列而成蜗壳）和复合叶轮（结合轴流叶片和离心叶片）。目前，大部分研究泵中的压力脉动是
2. 数值模拟方法
2.1. 计算域。物理模型的流体域如图 1 所示，主要由进口、 导水环、双舌蜗壳和复合叶轮组成。复合叶轮底端为前弯轴 向流叶片，顶部为径向离心叶片，无明显前后罩。此外，流 体沿轴向流经复合叶轮的底部，从顶部径向流经，并进入双 舌蜗壳。在旋转效应的驱动下，流体流入涡积并产生一个速 度转矩，以驱动涡积旋转。蜗壳转动与叶轮相同，但其速度 比叶轮远低于叶轮。随后，流体在蜗壳中离心移动，然后通 过蜗壳上的喷嘴向不同的方向喷射，以达到全面的清洗效 果。图 2 显示了由一个 180 建造的平面设计的双舌蜗壳室 单个舌部蜗壳的数组。与传统的单舌蜗壳相比，双舌蜗壳只 有四个部分进行设计。单舌蜗壳第八节与双舌蜗壳第四节相同，两段面积之间的关系如下：
F8 = Flowast;
一旦已知单舌蜗壳的 VIII 截面面积(Fg)和双舌蜗壳的 IV 截面面积（F4*），就可以根据等速定律得到另一个任意 截面面积㈤）。具体关系如下：
为保证流体的充分发育，蜗壳出口的过渡较为平稳，在 双舌蜗壳的左右两侧设置了两对称的射流出口。 在本研究中，水被用作工作液。因此，在 Navier-Stokes 方程中，采用了不考虑粘性影响的非可压缩和非粘性流动的 欧拉方程[19]。控制方程可表示为：
2.2. 网格生成和独立性分析。本文使用 ICEM 软件对计算域 进行了网格划分。如图 3 所示，在计算过程中冲击和振动 蜗壳域采用非结构化网格，其他计算域采用六面体网格结
构。为了获得最合适的网格数，进行了网格独立性分析。同 样，通过改变网格尺寸来计算单舌蜗壳网格的头部和效率。 从图 4 可以看出，当单舌蜗壳的网数为 1533305 时，泵头和 效率趋于稳定。与单舌蜗壳网数 2792928 相比，网号 1533305 时泵头和泵效率的变化率分别为 0.308%和 0.855%；即两者 的变化率均小于 1%。因此，可以认为网格数量的进一步增 加（超过 1533305）对仿真结果的影响很小，当网格数量为 1533305 时，仿真结果具有足够的精度。因此，考虑到独立 测试和计算机能力[20-22]，选择网格号 1533305 作为数值 研究的最优方案。考虑了模拟标准，其中最大值为 62，如 图 5 所示。
2.3. 数值模拟。本文利用商用 CFD 软件 ANSYSlumem2020R1 模拟了泵内的三维不可压缩流动。入口边界设置为质量流量 入口，流量为 55L/min。将两个出口设置为压力出口，并将 其静压值设置为常压。在将叶轮的转速固定在 3000r/min 时，并采用 k-s 湍流模型作为湍流模型。另外，瞬态计算的 时间步长设置为 0.000222s，相当于叶轮旋转的 4°。此外， 本研究采用 MRF（多参考系）方法，将框架运动施加在蜗壳 和叶轮上，以模拟旋转运动。此外，叶轮与蜗壳之间的界面 设置为移动壁旋转。为了保证计算结果的准确性，将最大迭 代次数/时间步长设置为 40 次。并以稳态计算的仿真结果作 为瞬态计算的原始条件，取得了较满意的收敛性。计算采用 简单算法，离散过程采用二阶逆风方案。最后，将收敛精度 设置为10minus;4.
图 1：单舌和双舌旋转的设计。
图 2：双舌蜗壳腔室的平面设计。
2.4. 模拟研究案例。如图 6 所示，对蜗壳模型考虑了三种不 同的情况。该泵的设计流量为 55L/min，水头约为 2m。为了 便于试验台的施工，对原模型进行了简化。采用双舌蜗壳静 态试验，避免了蜗壳旋转情况下压力试验的困难。利用模型 1 中所示的蜗壳情况条件进行了仿真。然后将仿真结果与试 验结果进行了比较，以保证仿真结果的正确性。经过双舌蜗 壳静态时的仿真验证后，如模型 2 所示，将双舌蜗壳的转速 设置为 60rpm，以模拟真实工况下泵的工作工况。为了探讨 双舌蜗壳与传统单舌蜗壳的区别，设计了一个单舌螺旋壳 （模型 3），其中入口流量设置为 27.5L/min。三种型号的具体设计参数及泵的详细设计参数见表 1。
2.5. 压力脉动监测点的设置。为了详细探讨各种情况下的压 力脉动特性，我们设置了压力脉动监测点，如图 7 所示。沿 叶轮流通道中心线，在复合叶轮各入口、复合叶轮出口、离 心式叶轮与轴流叶轮连接处分别设置 3 个压力脉动监测点。 为了研究舌部对转子-定子干扰的影响，在舌部附近设置了 压力脉动监测点 G1G5。另外，在叶轮和蜗壳之间设置了6个压力脉动监测点 V1V6。为了使压力脉动数据正常化，使用压力系数 Cp引入来描述压力脉动[23-25]，其中 p 为监测点的瞬时压力，p为不同时间的瞬时压力的平均值，p 为流体密度，u为叶轮出口的周向速度。
图 3：模型泵的网格图 图 4：网格独立性测试
3. 实验验证
图 8 显示了一个由有机玻璃整体制作的泵模型的试验台。性 能测试基于蜗壳的静态状态，蜗壳在洗碗机运行时被动旋 转。此外，在洗碗机的喷淋臂上设置了多个喷嘴，同时在两 侧考虑一个，简化了测试。这有助于在实验过程中测量不同 工作条件下的流量，以及测量入口和出口压力。试验台主要 包括一个模型泵、一个管路、一个储水箱、两个涡轮流量计、 两个电磁阀、一个压力传感器等。三个压力传感器分别位于 泵的一个入口和两个出口位置，其中压力传感器的测量精度 为 0.2%。此外，涡轮流量计和电磁阀对称地放置在出口管 道的两侧。涡轮流量计由锂电池供电，精度为 0.1%。它允许显示流量读数
在试验中测量了叶轮转速为 3000r/min 时的水头 H1 和
流量 Q1。在此阶段，已知不同转速下的流量 Qi，利用公式可以得到不同叶轮转速下的理论水头。
图 5：y 在叶片表面的分布
在不同的条件下直接放在液晶屏幕上。为了准确地调整电磁阀的开度，电动执行器输入一个在 4-20mA 范围内的电流，以控制电磁阀的 0-1 开度。在室温下重复试验 10 次，并分析试验的不确定度。 根据实验数据的计算，实验不确定度为plusmn;0.1%。电机转速控制器 通过改变输入电流改变无刷直流电机的转速，测量 3000、 2500、2000、1500、1000rpm 的叶轮。据此，得到了该泵在 不同叶轮转速下的性能曲线。 泵的特性是判断泵的性能的重要依据。通过泵的特性曲 线，可以直观地看出泵头、效率和流量之间的关系，为泵的 优化提供了指导。根据泵浦相似度定律，如果有一个点 Q1与旋转 速度是已知的特征曲线上，参数为工作点厶乂比、Q2与转速 n 与点 A1 相关，通过以下关系：同速度下叶轮试验头和叶轮理论头的比较。实验结果表明， 泵在不同速度下的水头曲线低于理论结果，这是由于实验过 程中的能量损失造成的。此外，比较结果表明，由复合叶轮 和双舌蜗壳组成的新型洗碗机泵符合传统泵的相似性规律，验证了试验的准确性。
图 6：研究案例
图 10 为头部曲线的试验结果与模拟结果的比较。结果 表明，实测水头随着流量的增加而减小，模拟的 Q-H 曲线值 略高于实验结果。当泵进口流量为 18L/min 时，模拟头值与 实验头值的偏差为 6.8%，满足当前低头泵的计算精度要求， 因此泵模型的仿真策略满足计算要求
- 结果和讨论
4.1. 静态双舌蜗壳中不同位置的比较分析。通过非稳态计 算，得到静态状态下双舌蜗各监测点的瞬时压力值，如图 11 所示。然后，对时域上的压力脉动数据进行 FFT 变换，
提取出压力脉动的频域曲线。 从时域图中可以看出，在一个叶片转速为 0.02s 的旋转周期内，出现了 8 个波谷和 8 个波峰，这与叶片的数量[26-28] 相一致。此外，由于叶轮旋转过程中叶片的吸面和压力面， 次峰出现在每个主峰。总体而言，叶轮域的压力脉动主要由 叶轮与蜗壳的相互作用决定。 根据频域图，Y1-Y9 处压力脉动的第一个主频率为叶片 频率 fBPF（400Hz），即 8 倍（叶片数）乘以轴频率 f（50Hz），压力脉动的二次频率为 2fBPF.从叶轮进口到叶轮出口的压力 脉动幅度增大。此外，在靠近叶轮出口时，还增加了压力脉 动的二次谐波频率。它显示为一个具有大振幅的
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