， 迎樑， 　(.太原理工大學(xué) 環(huán)境科學(xué)與工程學(xué)院， 山西 太原　03004； .太原理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 山西 太原　03004)

引言

離心式水泵是城市污水處理中的核心設(shè)備，離心式水泵正常排水前必須預(yù)先給泵體內(nèi)灌水。加底閥的灌水方式因?yàn)闊o(wú)形中增加了離心式水泵的抽水阻力，所以人們?cè)絹?lái)越傾向于采用無(wú)底閥抽真空灌水的方式來(lái)給泵體內(nèi)灌水。液氣射流泵因?yàn)槠浣Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)行費(fèi)用低、無(wú)運(yùn)動(dòng)部件、維修少、耐臟抗污、安全節(jié)能等優(yōu)點(diǎn)，成為給離心式水泵抽真空灌水最理想的輔助設(shè)備。

液氣射流泵是利用液體的紊動(dòng)卷吸作用來(lái)抽吸空氣以獲得真空環(huán)境的噴射裝置。如圖1所示，其主要由射流管、吸入管、噴嘴、喉管、擴(kuò)散管、吸入室等組成。液氣射流泵的研究和應(yīng)用至今已經(jīng)有100多年的歷史，國(guó)內(nèi)外學(xué)者通過(guò)大量的試驗(yàn)研究，同時(shí)發(fā)展形成一系列的湍流理論，但由于液氣射流泵兩相湍流的復(fù)雜性，仍然不能完全認(rèn)知其內(nèi)部流動(dòng)機(jī)理，抽吸效率低一直得不到有效改善，制約其進(jìn)一步的發(fā)展應(yīng)用。

圖1　液氣射流泵結(jié)構(gòu)及其流態(tài)

研究表明，液氣射流泵的結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)液氣射流泵的吸氣效率影響顯著，要想獲得較高效率，喉管與噴嘴面積比要保持在4.5～6.2倍[1]，噴嘴距大致在1～1.7倍噴嘴直徑[2]，喉管長(zhǎng)徑比最優(yōu)范圍為4～7倍[3]，擴(kuò)散管擴(kuò)散角應(yīng)取在5°～8°[4]。但現(xiàn)有文獻(xiàn)并未對(duì)吸入室直徑大小對(duì)液氣射流泵吸氣效率給出具體影響，本研究基于Fluent軟件，對(duì)不同吸入室直徑下液氣射流泵內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了仿真模擬，給出了吸入室直徑對(duì)液氣射流泵吸氣效率影響的具體范圍。

1　液氣射流泵結(jié)構(gòu)原理及其流態(tài)

液氣射流泵通過(guò)液體對(duì)氣體進(jìn)行抽吸和壓縮完成輸送任務(wù)。泵內(nèi)運(yùn)動(dòng)屬于液氣兩相流動(dòng)，而且液體和氣體之間容重相差很大，因此運(yùn)動(dòng)情況比較復(fù)雜。其內(nèi)部流動(dòng)大致可分為三個(gè)階段，如圖1所示，第一階段是射流流體與氣體相對(duì)運(yùn)動(dòng)階段，該階段中工作流體從噴嘴噴出，速度急劇增加，壓力急劇下降，使得吸入室的壓力低于大氣壓力，離心泵體內(nèi)的空氣會(huì)被大氣壓從引流管間接壓入吸入室，隨之被吸入喉管進(jìn)入第二階段—液滴運(yùn)動(dòng)段：該階段空氣和工作流體相互擾動(dòng)，進(jìn)行質(zhì)量、動(dòng)量和能量的交換，液氣壓力和速度近乎一致?；旌贤瓿珊笠簹饣旌狭黧w繼續(xù)運(yùn)動(dòng)進(jìn)入擴(kuò)散管，即進(jìn)入第三階段—?dú)庖号菽\(yùn)動(dòng)階段：該階段混合流體速度進(jìn)一步降低，壓力上升以致大于大氣壓力，混合流體從擴(kuò)散管?chē)姵觥?/p>

液氣射流泵內(nèi)部流動(dòng)屬于不規(guī)則區(qū)域的有限空間射流運(yùn)動(dòng)，流動(dòng)場(chǎng)比較復(fù)雜。本研究采用控制變量的方式[5]，將液氣射流泵其他尺寸選擇在最優(yōu)范圍內(nèi)，只改變吸入室直徑大小來(lái)對(duì)液氣射流泵內(nèi)部流場(chǎng)作進(jìn)一步分析。圖2與表1所示為本研究液氣射流泵主要結(jié)構(gòu)尺寸。

圖2　液氣射流泵結(jié)構(gòu)圖

表1　液氣射流泵結(jié)構(gòu)尺寸

2　模型建立

2.1　物理模型與網(wǎng)格劃分

本研究利用SolidWorks軟件對(duì)液氣射流泵結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行三維建模，如圖3所示。

圖3　三維實(shí)體模型

利用Fluent前處理模塊GAMDIT軟件對(duì)三維實(shí)體進(jìn)行網(wǎng)格劃分[6]，如圖4所示。

圖4　模型網(wǎng)格劃分

在Fluent仿真中，本研究采用VOF多相流模型[7]，使用標(biāo)準(zhǔn)SIMPLEC算法，工作流體為水，吸入流體為空氣，工作水進(jìn)口、吸入空氣進(jìn)口和混合流體出口均采用壓力邊界條件。采用相對(duì)壓力和絕對(duì)速度，設(shè)工作流體在入口處初始?jí)毫?.4 MPa，吸入空氣入口處初始?jí)毫榇髿鈮?0)，混合流體出口處初始?jí)毫榇髿鈮?0)。

2.2　數(shù)學(xué)模型

本研究采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型，該模型屬于兩方程模型，是目前最通用的湍流模型。標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型是在時(shí)均形式Navier-Stokes控制方程基礎(chǔ)上建立一個(gè)湍動(dòng)能k的輸運(yùn)方程，再引入一個(gè)關(guān)于湍動(dòng)耗散率ε的方程組成。湍動(dòng)能輸運(yùn)方程是通過(guò)精確的方程推導(dǎo)得到的，但耗散率方程是通過(guò)物理推理，數(shù)學(xué)上模擬相似原型方程得到的。該模型基于流體流動(dòng)為完全湍流的假設(shè)，分子間的粘性完全忽略不計(jì)。所以，標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型只適合應(yīng)用于完全湍流的流動(dòng)過(guò)程模擬。標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型的湍動(dòng)能k方程和耗散率ε方程如下：

Gk+Gb-ρε-YM

(1)

(2)

在Fluent當(dāng)中， 作為默認(rèn)值常數(shù)，C1ε=1.44,C2ε=1.92,C3ε=0.09湍動(dòng)能k與耗散率ε的湍流普朗特?cái)?shù)分別為σk=1.0，σk=1.3。

3　數(shù)值模擬與對(duì)比分析

3.1　主要性能指標(biāo)

液氣射流泵的性能通常用一組無(wú)因次參數(shù)表示，即：

(1) 流量比

(3)

(2) 壓力比

(4)

其中Qx為吸入氣體流量，Qg為工作流體流量。px為吸入氣體壓力，pg為工作流體壓力，pc為出口壓力。

(3) 吸氣效率

液氣射流泵的效率定義為同一時(shí)間內(nèi)被吸入流體得到的能量(即有效功率)與工作流體所失去的能量(即輸入功率)之比：

(5)

3.2　模擬結(jié)果分析

在流場(chǎng)計(jì)算中，液氣射流泵結(jié)構(gòu)尺寸如表1所示，吸入室直徑D5分別取值為30 mm、35 mm、40 mm、60 mm、90 mm、150 mm，與射流管直徑比對(duì)應(yīng)為1.2倍、1.4倍、1.6倍、2.4倍、3.6倍、6倍。仿真得到不同吸入室直徑下液氣射流泵內(nèi)部壓力場(chǎng)分布和速度場(chǎng)分布如圖5和圖6所示，吸入室直徑太小或者太大都會(huì)對(duì)液氣射流泵吸氣性能造成不利影響。直徑太小，噴嘴及吸入室可獲取最低壓力能力較弱，致使吸氣動(dòng)力不足，直徑小會(huì)使流體通道不暢，吸氣阻力增加， 候管內(nèi)兩相流速度梯度較差，造成很大的動(dòng)量損失，效率降低，液氣射流泵的吸氣性能較差；直徑太大，在吸入室內(nèi)會(huì)產(chǎn)生局部渦流，同樣會(huì)阻礙空氣正常抽吸，造成一定的流動(dòng)損失，降低吸氣效率。

圖5　吸入室直徑依次為30 mm、40 mm、90 mm的壓力場(chǎng)分布

圖6　吸入室直徑依次為30 mm、40 mm、90 mm的速度場(chǎng)分布

由圖7可以看出，初始?jí)毫?.4 MPa的工作水從噴嘴噴出后，壓力急劇下降，在噴嘴出口處壓力遠(yuǎn)低于大氣壓力值(0)，達(dá)到抽吸空氣的真空要求，吸入空氣后兩相流體進(jìn)入喉管開(kāi)始混合，混合過(guò)程中壓力會(huì)有緩慢升高，混合完成進(jìn)入擴(kuò)散管后混合流體壓力進(jìn)一步升高，大于大氣壓力隨即噴出。另外，吸入室直徑較小時(shí)，可獲得的最低壓力較低，吸入室直徑較大時(shí)，可獲得最低壓力較高。吸入室直徑為40 mm時(shí)，可獲得的最低壓力最低。

圖7　不同吸入室直徑的液氣射流泵軸心靜壓曲線

由圖8可以看出吸入室直徑對(duì)液氣射流泵流量比具有顯著的影響，流量比隨著吸入室直徑的增大急劇增大，增大到一定值后保持短暫的穩(wěn)定，隨即開(kāi)始緩慢減小，流量比最大為1.71，此時(shí)吸入室直徑在40～60 mm，即1.6～2.4倍的射流管直徑。

圖8　流量比與吸入室直徑的關(guān)系曲線

由圖9可以看出吸入室直徑對(duì)液氣射流泵壓力比同樣具有顯著的影響，隨著吸入室直徑的增大壓力比急劇增大，增大到一定值時(shí)即開(kāi)始緩慢減小，壓力比最大為0.116，此時(shí)吸入室直徑為40 mm，即1.6倍的射流管直徑。

圖9　壓力比與吸入室直徑的關(guān)系曲線

由圖10可以看出吸入室直徑對(duì)液氣射流泵效率具有顯著的影響，隨著吸入室直徑的增大效率急劇增大，增大到一定值時(shí)即開(kāi)始減小，最大效率值0.224，此時(shí)吸入室直徑為40 mm，即1.6倍的射流管直徑。

圖10　效率與吸入室直徑的關(guān)系曲線

4　結(jié)論

本研究利用Fulent軟件，選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，使用標(biāo)準(zhǔn)SIMPLEC算法，對(duì)不同吸入室直徑下液氣射流泵內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了三維數(shù)值模擬，得到壓力和速度的內(nèi)部流場(chǎng)分布規(guī)律，并根據(jù)仿真結(jié)果計(jì)算，繪制液氣射流泵流量比、壓力比、吸氣效率與吸入室直徑大小的關(guān)系曲線。結(jié)果表明吸入室直徑太大或者太小都會(huì)對(duì)液氣射流泵內(nèi)部壓力、速度及吸氣效率造成很大影響。同時(shí)給出了最高效率時(shí)吸入室直徑值為1.6倍的射流管直徑。這使對(duì)液氣射流泵吸氣性能的影響因素和影響機(jī)理的分析更加全面深入，為以后的研究和設(shè)計(jì)工作提供參考。

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