劉洪生, 蘇永升(華東理工大學(xué)承壓系統(tǒng)與安全教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,上海 200237)

自吸泵自吸過(guò)程氣液兩相流數(shù)值模擬分析

劉洪生, 蘇永升
(華東理工大學(xué)承壓系統(tǒng)與安全教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,上海 200237)

自吸泵的自吸過(guò)程是一個(gè)很復(fù)雜的氣液兩相混合流動(dòng)與分離過(guò)程。本文利用非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬方法模擬自吸泵自吸過(guò)程,初始條件為進(jìn)水管及出水管含有部分空氣,然后估算自吸時(shí)間。模擬結(jié)果表明:泵吸氣和排氣主要集中在自吸初期,期間葉輪入口和泵出口氣含率最高分別可達(dá)62.4%和45.3%;葉輪入口氣含率變化較泵出口氣含率變化劇烈;此外,葉輪與導(dǎo)葉間隙對(duì)自吸性能有影響,間隙與自吸時(shí)間呈負(fù)相關(guān)變化,說(shuō)明較大的間隙有利于泵的自吸。

自吸泵; 自吸過(guò)程; 氣液兩相流; 非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬

自吸泵是一種特殊用途的離心泵,利用泵的特殊結(jié)構(gòu)及氣液混合原理實(shí)現(xiàn)抽吸氣體,目前廣泛應(yīng)用在農(nóng)業(yè)排灌、城市消防以及石化等工業(yè)領(lǐng)域[1]。自吸泵具有如下特點(diǎn):能夠自動(dòng)排出吸入管路及泵體內(nèi)的空氣；在第一次啟動(dòng)前和灌泵后,如吸入管路不漏氣,那么在以后泵啟動(dòng)時(shí)則無(wú)需灌泵[2]。

隨著計(jì)算流體力學(xué)的快速發(fā)展,近年來(lái)一些學(xué)者對(duì)自吸泵進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)與數(shù)值模擬研究。李紅等[3]對(duì)自吸泵在自吸過(guò)程中的內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了非定常模擬,分析得出了自吸泵自吸過(guò)程中內(nèi)部氣液兩相流動(dòng)的特點(diǎn);王洋等[4]研究了不同工況下漩渦自吸泵內(nèi)部瞬態(tài)流動(dòng)特性,得到了泵內(nèi)部流動(dòng)情況和監(jiān)測(cè)點(diǎn)處壓力脈動(dòng)特性。崔玉松等[5]針對(duì)自吸泵的氣液分離室對(duì)泵性能影響很大的問(wèn)題,選擇不同分離室高度進(jìn)行性能預(yù)測(cè),最后得出在小流量區(qū)時(shí)氣液分離室高度對(duì)泵效率影響很小;John Kanute[6]分析了蝸殼式自吸與擴(kuò)壓式自吸的原理,并分析了兩種不同自吸方式的優(yōu)缺點(diǎn)。范宗霖[7]對(duì)外混式自吸泵的自吸時(shí)間和自吸高度的計(jì)算方法進(jìn)行了討論,給出了不同自吸高度下自吸時(shí)間的計(jì)算公式。陳茂慶等[8]研究了回流孔對(duì)自吸泵自吸性能的影響,最后給出臨界回流孔與自吸時(shí)間的關(guān)系。

自吸泵自吸過(guò)程很復(fù)雜,關(guān)于自吸的部分還沒(méi)有比較完善的設(shè)計(jì)方法,目前對(duì)自吸泵的數(shù)值模擬主要集中在兩方面:一是自吸泵正常輸水運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)內(nèi)部流場(chǎng)信息,比如模擬工況改變時(shí)泵水力性能變化;二是模擬不同進(jìn)口氣含率時(shí)泵內(nèi)部流動(dòng)情況[9],對(duì)帶導(dǎo)葉的自吸泵自吸時(shí)間的非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬鮮見(jiàn)報(bào)道。本文選取一臺(tái)立式導(dǎo)葉自吸泵,利用ANSYS CFX軟件對(duì)自吸泵自吸過(guò)程中氣液兩相進(jìn)行非穩(wěn)態(tài)流數(shù)值模擬分析。同時(shí),依據(jù)導(dǎo)葉基圓直徑與葉輪外徑之間相關(guān)公式[10],進(jìn)一步探討了改變?nèi)~輪與導(dǎo)葉之間間隙對(duì)自吸時(shí)間的影響。

1 研究對(duì)象及網(wǎng)格劃分

1.1 計(jì)算模型

選取一臺(tái)比轉(zhuǎn)速為58的立式導(dǎo)葉自吸泵作為研究對(duì)象,該泵的主要過(guò)流部件包括葉輪、導(dǎo)葉、儲(chǔ)水室、氣液分離室等。泵的設(shè)計(jì)流量為13.5 m3/h,額定轉(zhuǎn)速為2 970 r/min,揚(yáng)程為25 m;泵的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示,葉輪葉片數(shù)為6,泵的流道造型如圖1所示。利用Solid-works軟件對(duì)自吸泵的過(guò)流部件進(jìn)行三維建模,數(shù)值模擬計(jì)算區(qū)域由進(jìn)出口管、儲(chǔ)水室、導(dǎo)葉、葉輪和氣液分離室5部分組成。

表1 自吸泵設(shè)計(jì)參數(shù)

泵采用離心式葉輪,導(dǎo)葉采用徑向設(shè)計(jì)方法,葉片數(shù)為7,進(jìn)口直徑為149 mm,其余設(shè)計(jì)參數(shù)如表2所示。

圖1 自吸泵流道

Inletwidth/mmHeight/mmOutletdiameter/mmStaggeranglesofinlet/(°)112622020

1.2 網(wǎng)格劃分

由于自吸泵葉輪和導(dǎo)葉形狀復(fù)雜,特別是形狀扭曲的葉片與導(dǎo)葉造成計(jì)算域的復(fù)雜,因此應(yīng)用四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格對(duì)流道進(jìn)行劃分。整機(jī)流道網(wǎng)格如圖2所示。

圖2 自吸泵數(shù)值計(jì)算網(wǎng)格

1.3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證的目的是為了保證自吸泵的外特性及主要性能參數(shù)不受網(wǎng)格數(shù)目影響,在設(shè)計(jì)流量下計(jì)算比較不同網(wǎng)格數(shù)目對(duì)應(yīng)的揚(yáng)程與效率以此進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證。本文選取了4組不同的網(wǎng)格數(shù)目,同時(shí)保證進(jìn)出口邊界條件也一樣,在設(shè)計(jì)流量下經(jīng)過(guò)穩(wěn)態(tài)計(jì)算所得自吸泵性能參數(shù)如表3所示。

從表3可以看出,隨著網(wǎng)格數(shù)目的增大,揚(yáng)程(H)和效率(η)基本趨于恒定,變化范圍很小,表明數(shù)值計(jì)算結(jié)果受網(wǎng)格數(shù)目影響較小。綜合考慮計(jì)算精度與計(jì)算時(shí)間,本文選擇1.5×106左右的網(wǎng)格數(shù)目進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算,即方案2。

表3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

2 數(shù)值計(jì)算方法

2.1 兩相流控制方程

VOF模型的基本方程式由連續(xù)性方程、物性方程、混合流體的雷諾平均Navies-Stokes方程、湍動(dòng)能方程(k方程)和湍動(dòng)能率耗散方程(ε方程)5類方程組成[9]。根據(jù)不可壓縮流體物性方程等可以得到各相體積組成的輸運(yùn)方程為

(1)

混合流體的雷諾平均Navier-Stokes方程為

(2)

(3)

式中:ui,uj為混合流體速度,m/s;μ1,μ2分別為第1相和第2相黏度系數(shù),Pa·s;μ為混合流體黏度系數(shù),Pa·s;μt為湍動(dòng)能黏度系數(shù),Pa·s;ρ為混合流體密度,kg/m3;φ1,φ2為各相體積分?jǐn)?shù);g為重力加速度,9.8 m/s2;xi(i=1,2,3)為直角坐標(biāo)系中3個(gè)方向。

2.2 邊界條件及初始條件

實(shí)際工作中葉輪從靜止到恒定轉(zhuǎn)速需要一定時(shí)間,但為了避免計(jì)算過(guò)于復(fù)雜,本文作以下假設(shè):

(1) 泵的轉(zhuǎn)速為定值,忽略泵啟動(dòng)過(guò)程中的轉(zhuǎn)速變化。

(2) 氣相與液相之間無(wú)熱量交換,系統(tǒng)保持恒溫。

(3) 當(dāng)絕大部分氣體排出時(shí),便認(rèn)為自吸過(guò)程完成。

選取25 ℃時(shí)的空氣和水分別作為氣相和液相,取進(jìn)水管口為計(jì)算進(jìn)口,出水管口為計(jì)算出口,進(jìn)口以質(zhì)量流量計(jì),出口按opening(環(huán)境壓力為大氣壓)設(shè)置,控制方程采用VOF方法和標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型;根據(jù)自吸泵的轉(zhuǎn)速,時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)置為3.367×10-3s,內(nèi)迭代的迭代次數(shù)上限取默認(rèn)值20,固壁處采用絕熱、無(wú)滑移邊界條件。計(jì)算前對(duì)模型進(jìn)行初始化,吸入管路以及出水管有一段空氣,吸入管空氣段長(zhǎng)度為2 m,其余部分為水。

3 計(jì)算結(jié)果與分析

3.1 氣液兩相情況

圖3選取了自吸過(guò)程中心截面上具有代表性4個(gè)時(shí)刻的氣液兩相分布圖,其中α代表氣含率,α=1表示全部為氣相,α=0表示全部為液相。由圖3(a)可以看出泵還未啟動(dòng)時(shí),進(jìn)水管及出水管的一部分含有空氣,其余部分為水的情形;圖3(b)顯示當(dāng)t=3.5 s時(shí),隨著葉輪旋轉(zhuǎn),管路中的氣體進(jìn)入泵內(nèi),此時(shí)氣體已經(jīng)進(jìn)入氣液分離室進(jìn)行氣液混合并分離,密度較小的氣體經(jīng)分離后通過(guò)出口管排出,隨著自吸過(guò)程的進(jìn)行,儲(chǔ)水室中的氣體越來(lái)越少;圖3(c)顯示大部分氣體已經(jīng)通過(guò)儲(chǔ)水室進(jìn)入氣液分離室;圖3(d)顯示絕大部分氣體已經(jīng)排出,自吸過(guò)程基本完成,此時(shí)水泵進(jìn)入正常工作狀態(tài)。

圖3 泵內(nèi)中心截面氣液兩相分布

3.2 葉輪與導(dǎo)葉中的流動(dòng)狀態(tài)

為了判斷在自吸過(guò)程中葉輪與導(dǎo)葉中流動(dòng)情況,取2個(gè)典型時(shí)刻進(jìn)行判斷,如圖4所示。圖4(a)為泵自吸過(guò)程中大量吸入氣體時(shí)葉輪與導(dǎo)葉的流線圖,可以看出,此時(shí)葉輪與導(dǎo)葉流道中有很多漩渦,流線很不規(guī)則,這是由于泵的自吸過(guò)程是很復(fù)雜的氣液兩相混合與分離過(guò)程。圖4(b)為氣體基本排完時(shí)葉輪與導(dǎo)葉流道中的流線圖,可以看出此時(shí)流道內(nèi)已無(wú)漩渦,流線分布較規(guī)則。

圖4 葉輪與導(dǎo)葉流線圖

圖5示出了由后處理得到的泵自吸過(guò)程中葉輪入口與泵出口氣相流量隨時(shí)間變化曲線。由圖可知,泵大量吸入氣體以及排出氣體主要集中在自吸初期階段。

圖5 葉輪入口和泵出口處氣相流量隨時(shí)間變化情況

圖6示出了自吸泵自吸過(guò)程中葉輪入口與泵出口氣含率變化曲線?？梢钥闯?開(kāi)始時(shí)出水管有部分空氣,在排氣的初始時(shí)刻,出口氣含率為1。從圖中曲線可以看出,在自吸初期,葉輪入口氣含率很高且變化劇烈,最高可達(dá)62.4%,之后迅速下降,在8.5 s之后,保持在5%上下波動(dòng);泵出口氣含率最高可達(dá)45.3%,出口含氣率曲線隨時(shí)間變化相對(duì)平緩,在10 s之后基本維持在5%上下波動(dòng)。自吸過(guò)程中泵出口氣含率較葉輪入口氣含率曲線變化平緩,這是由于管道中的氣體剛進(jìn)入儲(chǔ)液室的流量比較大,未能與水混合均勻即進(jìn)入葉輪,而泵出口的氣體已經(jīng)在氣液分離室內(nèi)經(jīng)過(guò)混合與分離,故導(dǎo)致葉輪入口氣含率較泵出口氣含率變化劇烈;此外,泵出口氣含率的峰值較葉輪進(jìn)口氣含率峰值有一個(gè)延遲,隨著自吸泵自吸過(guò)程的進(jìn)行,兩者氣含率逐漸趨于一致。

圖6 葉輪入口和泵出口處氣含率隨時(shí)間變化情況

3.3 估算自吸時(shí)間

假定在整個(gè)自吸過(guò)程中沒(méi)有相變發(fā)生,則理論上泵的自吸時(shí)間應(yīng)等于吸入管中所有氣體排出泵的時(shí)間。但由于氣體經(jīng)過(guò)葉輪進(jìn)入氣液分離室之后,與水已經(jīng)混合較均勻,所以完全排出需較長(zhǎng)時(shí)間,同時(shí)考慮到模擬計(jì)算會(huì)耗費(fèi)較長(zhǎng)時(shí)間,因此本文利用積分來(lái)估算自吸時(shí)間。

初始時(shí)進(jìn)水管所含氣體體積為0.003 91 m3,氣體密度為1.185 kg/m3,可算出初始時(shí)氣體質(zhì)量為4.633 g。

根據(jù)圖5作出12 s內(nèi)泵出口氣體質(zhì)量對(duì)時(shí)間的累加值曲線L,如圖7所示,可以看出,在8 s之后,L近似為一條直線,因此可作出L在8 s之后的趨勢(shì)線(虛線所示)近似反映L的趨勢(shì),延長(zhǎng)線與吸入管內(nèi)初始?xì)怏w質(zhì)量的交點(diǎn)的橫坐標(biāo)為自吸時(shí)間。據(jù)此得到本文自吸時(shí)間為14.37 s,實(shí)際工作時(shí)的自吸時(shí)間可能會(huì)存在差異,但在分析判斷自吸泵自吸時(shí)間時(shí)可采用此方法。

4 葉輪與導(dǎo)葉間隙對(duì)自吸時(shí)間的影響

葉輪與導(dǎo)葉間隙δ對(duì)自吸泵自吸時(shí)間有影響,根據(jù)文獻(xiàn)[11]知δ一般取1～5 mm,δ不能太小,如果δ過(guò)小,一方面容易引起泵的噪聲和振動(dòng),另一方面也會(huì)使安裝困難、容易損壞;但間隙過(guò)大也會(huì)使泵正常工作時(shí)內(nèi)泄漏增大,對(duì)泵的運(yùn)行效率有影響。本文中葉輪與導(dǎo)葉間隙δ=2.0 mm?，F(xiàn)改變?nèi)~輪與導(dǎo)葉間隙,制定兩組方案,分別為δ=2.5 mm與δ=1.5 mm,利用同樣的網(wǎng)格劃分標(biāo)準(zhǔn)與數(shù)值模擬方法進(jìn)行模擬,為便于對(duì)比,初始時(shí)吸水管內(nèi)空氣段長(zhǎng)度相同,進(jìn)出口邊界條件設(shè)置也一樣。圖8示出了3組不同間隙時(shí)泵出口氣含率對(duì)比情況。從圖中可以看出,泵出口氣含率曲線變化趨勢(shì)基本一致,并且隨著間隙的變大,氣含率的峰值所對(duì)應(yīng)的時(shí)間變短,這說(shuō)明葉輪與導(dǎo)葉間隙變大后,自吸能力變大。

圖7 泵出口氣體質(zhì)量對(duì)時(shí)間累加值

圖8 不同間隙時(shí)泵出口氣含率對(duì)比

圖9所示為改變間隙后自吸時(shí)間的估算,利用與3.3節(jié)同樣的方法即可求出自吸時(shí)間。表4示出了不同間隙時(shí)自吸時(shí)間對(duì)比,從表中可以看出隨著間隙變大,自吸時(shí)間越來(lái)越小。

圖10對(duì)比了葉輪與導(dǎo)葉不同間隙時(shí)泵出口氣體質(zhì)量與自吸時(shí)間關(guān)系。從圖10可以看出,曲線變化趨勢(shì)基本一致,間隙變小后,自吸時(shí)間變長(zhǎng);間隙變大后,自吸時(shí)間變短。此結(jié)果說(shuō)明葉輪與導(dǎo)葉間隙對(duì)自吸的完成有影響,這是由于間隙變小后,經(jīng)過(guò)氣液分離之后的液體回流阻力變大,所以會(huì)使自吸時(shí)間變長(zhǎng)。而較大的間隙有利于分離之后的液體回流和自吸時(shí)間減小;但間隙過(guò)大時(shí)也會(huì)使泵在正常工作時(shí)內(nèi)泄漏增大,從而影響泵的運(yùn)行效率。

圖9 不同間隙時(shí)自吸時(shí)間估算

δ/mmSelf?primingtime/s1．516．252．014．372．513．07

圖10 不同間隙時(shí)泵出口氣體質(zhì)量與自吸時(shí)間關(guān)系對(duì)比

5 結(jié) 論

(1) 以進(jìn)水管及出水管含有一段空氣作為初始條件,模擬得到自吸過(guò)程中氣液兩相流場(chǎng)情況,通過(guò)計(jì)算得到葉輪入口與泵出口氣相流量隨時(shí)間變化關(guān)系以及葉輪進(jìn)口與泵出口氣含率隨時(shí)間變化關(guān)系,由此估算自吸時(shí)間。

(2) 在自吸過(guò)程中,葉輪與導(dǎo)葉中的氣液流動(dòng)很復(fù)雜,流道中有很多漩渦,流線分布很不均勻;當(dāng)氣體基本排完時(shí),流道中流線分布比較均勻。

(3) 當(dāng)泵在自吸時(shí),吸入和排氣主要集中在自吸初期,此時(shí)葉輪入口氣含率最高可達(dá)62.4%,泵出口氣含率最高可達(dá)45.3%。之后葉輪入口氣含率迅速下降,在8.5 s之后,保持在5%上下波動(dòng);泵出口氣含率隨時(shí)間變化相對(duì)平緩;泵出口氣含率峰值較葉輪進(jìn)口氣含率峰值有一個(gè)延遲。

(4) 葉輪與導(dǎo)葉間隙對(duì)泵的自吸性能有影響。計(jì)算結(jié)果表明:當(dāng)間隙變小后,自吸時(shí)間變長(zhǎng),這是因?yàn)殚g隙變小后,氣液分離之后的液體回流阻力也會(huì)變大;當(dāng)間隙變大后,自吸時(shí)間變短,說(shuō)明間隙變大有利于泵的自吸性能,但過(guò)大的間隙也會(huì)使泵正常工作時(shí)內(nèi)泄漏風(fēng)險(xiǎn)增大,影響泵的運(yùn)行效率。

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Numerical Simulation of Gas-Liquid Two-Phase Flow in Self-priming Pump During Self-priming Period

LIU Hong-sheng, SU Yong-sheng

(Key Laboratory of Pressurized Systems and Safety,Ministry of Education, East China University of Science and Technology,Shanghai 200237,China)

The self-priming process of self-priming pump was a very complicated gas-liquid mixed flow and separation process.In this article,a unsteady numerical simulation was applied to simulated the self-priming process of self-priming pump,with the initial condition was that the inlet and outlet pipe filled with air,and then self-priming time was estimated;The simulation results showed that gas inhaled into and discharged of the pump were mainly concentrated in the early stage of the self-priming process,the air void fraction reached up to 62.4% and 45.3%,respectively at the impeller inlet and the pump outlet in the initial stage;The change of air void fraction in the impeller inlet was more drastic than that of the pump outlet;In addition,self-priming performance was affected by the gap between impeller and guide vane,and the data showed a negative correlation between gap and self-priming time,which revealed the lager gap was beneficial to self-priming of the pump.

self-priming pump; self-priming process; gas-liquid two-phase flow; unsteady numerical simulation

1006-3080(2017)02-0280-06

10.14135/j.cnki.1006-3080.2017.02.020

2016-07-12

劉洪生(1990-),男,安徽人,碩士生,從事流體機(jī)械方向研究。

蘇永升,E-mail:yssu@ecust.edu.cn

TH317

A