左世鑫,但玥,馬越,史廣泰

(1.國(guó)能大渡河檢修安裝有限公司，四川樂(lè)山614900；2.西華大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，四川成都610039)

0 前言

伴隨著我國(guó)對(duì)深海油氣資源開采力度的加大，對(duì)開采率高、開采成本低的多相混輸技術(shù)的要求也在逐步提高，且多相混輸泵為該混輸技術(shù)的核心設(shè)備之一，兼有泵和壓縮機(jī)兩種功能，現(xiàn)已被廣泛應(yīng)用于油氣資源開發(fā)中[1-6]。因在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，兩相之間存在復(fù)雜的相互作用力等，使得多相混輸泵內(nèi)部流動(dòng)十分復(fù)雜。近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者利用實(shí)驗(yàn)、數(shù)值模擬等方法對(duì)其進(jìn)行了更加深入的研究。

在實(shí)驗(yàn)方面，XU 等[7]對(duì)氣液混輸泵進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，揭示了氣相分布與葉輪內(nèi)瞬態(tài)壓力之間的關(guān)系。JI 等[8]利用實(shí)驗(yàn)的方法研究了葉頂間隙對(duì)混輸泵壓力脈動(dòng)和能量特性的影響，發(fā)現(xiàn)葉頂間隙的增加會(huì)使混輸泵的揚(yáng)程及效率降低。張金亞等[9-10]為探索入口含氣率對(duì)混輸泵外特性、入口段氣液兩相流型及氣泡直徑的影響規(guī)律，進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。SHI 等[11]在單相及氣液兩相介質(zhì)下，對(duì)多相混輸泵的性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明該泵在入口含氣率較低時(shí)可有效防止其性能大幅下降。

此外，在數(shù)值模擬方面，SHI 等[12-13]研究了入口含氣率對(duì)混輸泵葉頂間隙內(nèi)流動(dòng)特性以及不同空化階段做功性能的影響，發(fā)現(xiàn)含氣率會(huì)對(duì)葉頂泄漏渦的結(jié)構(gòu)、混輸泵的空化性能產(chǎn)生顯著影響。王瑜等人[14]利用數(shù)值模擬的方法，研究了不同工況下混輸泵的氣相分布規(guī)律，發(fā)現(xiàn)流量對(duì)首級(jí)動(dòng)葉輪不同葉高處葉片后半段吸力面的氣相分布規(guī)律影響較大。張文武等[15]利用ANSYS CFX對(duì)混輸泵進(jìn)行了全流道數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)入口含氣率的增加會(huì)使動(dòng)葉輪內(nèi)氣體聚集區(qū)的湍動(dòng)能增大。張金亞等[16]在不同入口含氣率下對(duì)混輸泵內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬，結(jié)果發(fā)現(xiàn)各級(jí)動(dòng)靜葉輪銜接處的平均壓力因受到有限葉片數(shù)和葉片動(dòng)靜干涉的影響而有所下降。史廣泰等[17]探究了入口含氣率對(duì)混輸泵內(nèi)兩相流動(dòng)的壓力脈動(dòng)特性的影響，發(fā)現(xiàn)在氣液兩相下，引起混輸泵內(nèi)壓力脈動(dòng)的主要因素是動(dòng)靜干涉作用。劉清[18]對(duì)混輸泵在設(shè)計(jì)流量下全流場(chǎng)瞬態(tài)進(jìn)行數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)混輸泵內(nèi)流場(chǎng)壓力脈動(dòng)主頻會(huì)受到多級(jí)干涉流的影響。柴小煜等[19]以自主設(shè)計(jì)的混輸泵為研究對(duì)象，對(duì)其內(nèi)部非定常流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)動(dòng)靜葉輪間的動(dòng)靜干涉是泵內(nèi)噪聲的主要影響因素。

由上述可以看出動(dòng)靜葉輪間的動(dòng)靜干涉作用會(huì)對(duì)混輸泵性能產(chǎn)生較大的影響，故混輸泵軸向間隙的選擇尤為重要。本文作者利用數(shù)值計(jì)算的方法，在0、4.83、11.27、17.71 mm 4種軸向間隙下，對(duì)多相混輸泵的內(nèi)部流動(dòng)、氣相分布等進(jìn)行研究，研究結(jié)果可為提高多相混輸泵水力性能提供參考。

1 多相混輸泵模型

此次研究所采用的模型為自主設(shè)計(jì)的單級(jí)多相混輸泵，其設(shè)計(jì)流量為100 m3/h，轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，動(dòng)葉輪葉片數(shù)為3，靜葉輪葉片數(shù)為7。此外，該單級(jí)多相混輸泵動(dòng)、靜葉輪的主要幾何參數(shù)見表1。

表1 多相混輸泵動(dòng)、靜葉輪主要幾何參數(shù)

在建模過(guò)程中，首先根據(jù)多相混輸泵動(dòng)、靜葉輪的幾何參數(shù)，利用Workbench平臺(tái)下的BladeGen軟件對(duì)動(dòng)、靜葉輪進(jìn)行三維建模，然后將建好的動(dòng)、靜葉輪導(dǎo)入U(xiǎn)G軟件中建立進(jìn)、出口延長(zhǎng)段模型。為了使多相混輸泵進(jìn)、出口流動(dòng)更加充分，在增壓?jiǎn)卧M(jìn)、出口設(shè)置延長(zhǎng)段，進(jìn)口和出口延長(zhǎng)段的長(zhǎng)度分別為動(dòng)葉輪軸向長(zhǎng)度的2倍和6倍。最后裝配完成的數(shù)值計(jì)算模型如圖1所示。

圖1 多相混輸泵計(jì)算模型

2 數(shù)值計(jì)算方法

2.1 網(wǎng)格劃分

多相混輸泵增壓?jiǎn)卧獌?nèi)的流動(dòng)十分復(fù)雜，氣相介質(zhì)的存在更是加劇了其復(fù)雜程度，故為了保證數(shù)值計(jì)算的精度且考慮到計(jì)算時(shí)間以及成本，可在一定的網(wǎng)格數(shù)量下提高網(wǎng)格質(zhì)量。此次計(jì)算流體域由進(jìn)出口延長(zhǎng)段、間隙段和一個(gè)增壓?jiǎn)卧M成，其中增壓?jiǎn)卧蓜?dòng)葉輪和靜葉輪組成。采用ICEM對(duì)進(jìn)出口延長(zhǎng)段及間隙段進(jìn)行六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格化分。而動(dòng)葉輪和靜葉輪是混輸泵的重要組成部件，也是重點(diǎn)研究對(duì)象，為了保證兩者的網(wǎng)格質(zhì)量，采用Turbogrid對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，最后對(duì)劃分好的網(wǎng)格進(jìn)行質(zhì)量檢查，滿足要求后，將其組裝成整個(gè)計(jì)算流體域網(wǎng)格，如圖2所示。

圖2 流體域網(wǎng)格劃分

2.2 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

為了減小網(wǎng)格數(shù)量對(duì)數(shù)值計(jì)算結(jié)果的影響，在設(shè)計(jì)流量下劃分不同數(shù)量的網(wǎng)格，以進(jìn)行多相混輸泵計(jì)算域網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證。圖3顯示了多相混輸泵水力效率隨網(wǎng)格數(shù)的變化情況，可知：當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量超過(guò)300萬(wàn)時(shí)，計(jì)算域水力效率變化很小，已經(jīng)滿足網(wǎng)格無(wú)關(guān)性要求。如果繼續(xù)增加網(wǎng)格數(shù)量，將花費(fèi)更多計(jì)算時(shí)間，而對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響很小。因此，通過(guò)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，最終確定多相混輸泵計(jì)算流體域的網(wǎng)格數(shù)為300萬(wàn)。

圖3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

3 邊界條件設(shè)置

采用ANSYS CFX軟件對(duì)多相混輸泵全流道進(jìn)行定常數(shù)值計(jì)算，并按照如下所示進(jìn)行邊界條件的設(shè)置。進(jìn)口邊界條件為法向速度進(jìn)口，速度大小由進(jìn)口斷面面積和流量決定；出口邊界條件為靜壓出口，出口壓力設(shè)置為6 atm。此外，旋轉(zhuǎn)部件與靜止部件之間設(shè)置動(dòng)靜交界面，采用Frozen Rotor(凍結(jié)轉(zhuǎn)子)模式，靜止部件之間設(shè)置為General connection(直接連接)模式。同時(shí)，壁面邊界采用無(wú)滑移壁面，近壁區(qū)采用Scalable壁面函數(shù)。研究介質(zhì)為氣液兩相，其中液相為水，氣相為空氣，進(jìn)口氣體體積分?jǐn)?shù)為8%，氣泡直徑設(shè)置為0.1 mm，動(dòng)葉輪區(qū)域設(shè)置為旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，靜葉輪區(qū)域設(shè)置為靜止坐標(biāo)系。此次研究采用SST(Shear Stress Transport)κ-ω湍流模型，湍動(dòng)能采用一階迎風(fēng)格式，收斂殘差設(shè)置為1×10-5。

4 結(jié)果分析

4.1 軸向間隙對(duì)多相混輸泵外特性的影響

圖4為不同工況下多相混輸泵揚(yáng)程變化圖?？芍盒×髁抗r以及設(shè)計(jì)工況下，多相混輸泵的揚(yáng)程變化趨勢(shì)一致，隨著軸向間隙的增加，多相混輸泵的揚(yáng)程基本沒(méi)有變化；在大流量工況下，動(dòng)靜葉輪無(wú)軸向間隙時(shí)，揚(yáng)程最高，隨著軸向間隙的增加，多相混輸泵的揚(yáng)程先下降再逐漸升高，在軸向間隙為11.27 mm時(shí)揚(yáng)程下降到最低，但都相差不大。可見，動(dòng)靜葉輪軸向間隙對(duì)多相混輸泵揚(yáng)程影響不大，在后續(xù)研究中可不予考慮。

圖4 不同工況下多相混輸泵揚(yáng)程變化

圖5為不同工況下多相混輸泵水力效率變化圖?？芍涸谕涣髁肯?，動(dòng)靜葉輪軸向間隙對(duì)多相混輸泵水力效率的影響也不大；隨著流量的增加，水力效率先增加后減小，在設(shè)計(jì)工況下，多相混輸泵的水力效率最高，大流量工況下，水力效率下降最明顯，此時(shí)，多相混輸泵的水力效率最低。

圖5 不同工況下多相混輸泵水力效率變化

4.2 設(shè)計(jì)工況下軸向間隙對(duì)多相混輸泵內(nèi)流特性的影響

4.2.1 軸向間隙對(duì)增壓?jiǎn)卧S面流道氣相分布的影響

圖6是不同軸向間隙下增壓?jiǎn)卧S面流道氣相分布?？芍簞?dòng)葉輪流道內(nèi)的氣相分布均勻，不同軸向間隙下的氣體分布基本一致，表明在設(shè)計(jì)流量下，軸向間隙對(duì)動(dòng)葉輪流道內(nèi)的氣相分布幾乎沒(méi)有影響，但是對(duì)靜葉輪內(nèi)的影響較大，當(dāng)動(dòng)靜葉輪無(wú)軸向間隙時(shí)，氣體主要聚集在靜葉輪靠近輪轂處，隨著軸向間隙的增加，含氣較大的區(qū)域減小且向靜葉輪進(jìn)口靠近輪轂處集中。

圖6 不同軸向間隙下增壓?jiǎn)卧S面流道氣相分布

4.2.2 軸向間隙對(duì)增壓?jiǎn)卧S面流道湍動(dòng)能分布的影響

由于多相混輸泵流道內(nèi)部氣液兩相的相互作用，輸送時(shí)常發(fā)生氣液兩相的混合和分離，導(dǎo)致其內(nèi)部流動(dòng)更為復(fù)雜。圖7是不同軸向間隙下增壓?jiǎn)卧S面流道的湍動(dòng)能分布?？芍涸诓煌S向間隙下，動(dòng)葉輪流道內(nèi)湍動(dòng)能分布規(guī)律基本一致，湍動(dòng)能較小的區(qū)域集中在進(jìn)口和輪轂處；在不同軸向間隙下，靜葉輪內(nèi)湍動(dòng)能分布不均勻，出口靠近輪緣處湍動(dòng)能較大，隨著軸向間隙的增加，湍動(dòng)能較大的區(qū)域逐漸減小，表明在設(shè)計(jì)流量下，軸向間隙對(duì)靜葉輪流道內(nèi)的湍動(dòng)能分布有較大的影響，即增大軸向間隙能改善靜葉輪出口湍動(dòng)能分布不均勻性。

圖7 不同軸向間隙下增壓?jiǎn)卧S面流道的湍動(dòng)能分布

4.2.3 軸向間隙對(duì)靜葉輪徑向截面壓力分布的影響

根據(jù)上述分析可知在設(shè)計(jì)流量下，軸向間隙對(duì)混輸泵靜葉輪內(nèi)流體流動(dòng)的影響更加顯著，因而對(duì)軸向間隙對(duì)多相混輸泵靜葉輪內(nèi)壓力變化規(guī)律的影響做進(jìn)一步分析。如圖8所示，在靜葉輪進(jìn)口到出口不同位置處劃分相應(yīng)的徑向截面，分別為截面1、截面2和截面3，進(jìn)而研究各截面上壓力隨軸向間隙的變化規(guī)律。

圖8 靜葉輪不同位置處徑向截面的劃分

圖9、圖10以及圖11分別為設(shè)計(jì)流量時(shí)不同軸向間隙下靜葉輪截面1、2、3處的壓力分布云圖。由圖9可知：在靜葉輪截面1處，在設(shè)計(jì)流量、不同軸向間隙下，吸力面靠近輪轂處出現(xiàn)低壓區(qū)，壓力面靠近輪緣處出現(xiàn)部分高壓區(qū)，且隨著軸向間隙的增加，低壓區(qū)先減小再增加，高壓區(qū)逐漸增大，軸向間隙達(dá)到最大時(shí)，靜葉輪流道內(nèi)壓力梯度最大。由圖10可知：在靜葉輪截面2處，在設(shè)計(jì)流量、不同軸向間隙下，部分流道吸力面靠近輪轂處出現(xiàn)了低壓區(qū)，且有軸向間隙時(shí)比無(wú)軸向間隙時(shí)的低壓區(qū)更大。由圖11可知：在設(shè)計(jì)流量下，部分流道吸力面出現(xiàn)部分低壓區(qū)，壓力面靠近輪緣處出現(xiàn)局部高壓區(qū)，隨著軸向間隙的增加，低壓區(qū)和高壓區(qū)的最低壓力呈逐漸減小趨勢(shì)。此外，對(duì)比不同間隙下截面1、2、3的壓力分布可以發(fā)現(xiàn)，截面2較其他兩個(gè)截面的壓力分布均勻。

圖9 不同軸向間隙下靜葉輪截面1處的壓力分布

圖10 不同軸向間隙下靜葉輪截面2處的壓力分布

圖11 不同軸向間隙下靜葉輪截面3處的壓力分布

4.3 設(shè)計(jì)流量下軸向間隙對(duì)靜葉輪葉片壓力載荷的影響

4.3.1 靜葉輪葉片輪轂處壓力載荷分布

圖12為不同軸向間隙下輪轂處?kù)o葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布圖?？芍狠S向間隙為0和4.83 mm時(shí)，靜葉輪葉片吸力面進(jìn)口處的壓力值相差不大，隨著軸向間隙的增大，壓力值下降，即軸向間隙為17.71 mm時(shí)壓力值最低；動(dòng)、靜葉輪之間無(wú)軸向間隙時(shí)，沿著流線方向，靜葉輪吸力面壓力值逐漸增加，壓力變化均勻，隨著軸向間隙的增加，壓力分布不均勻，壓力變化波動(dòng)增大。此外，在不同軸向間隙下，靜葉輪葉片壓力面進(jìn)出口處壓力值變化幅度較大，且靜葉輪葉片壓力面進(jìn)口段壓力值受到軸向間隙的影響較大，而距離出口越近則影響越小。

圖12 不同軸向間隙下輪轂處的靜葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律

4.3.2 靜葉輪0.5倍葉高處壓力載荷分布

圖13為不同軸向間隙下0.5倍葉高處?kù)o葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律?？芍涸陟o葉輪進(jìn)口附近，沿流線方向，葉片吸力面的壓力值突增，且最大軸向間隙下的增加幅度最大；在不同軸向間隙下，靜葉輪進(jìn)口到出口，葉片吸力面壓力變化規(guī)律存在一定差異，動(dòng)、靜葉輪之間無(wú)軸向間隙時(shí)壓力變化較有間隙時(shí)小，表明軸向間隙對(duì)吸力面壓力分布有較大的影響；隨著軸向間隙的增加，靜葉輪葉片壓力面所受壓力載荷相差不大，表明多相混輸泵靜葉輪葉片壓力面壓力分布幾乎不受軸向間隙變化的影響。

圖13 不同軸向間隙下0.5倍葉高處?kù)o葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律

4.3.3 靜葉輪葉片輪緣處壓力載荷分布

圖14為不同軸向間隙下輪緣處?kù)o葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律?？芍翰煌S向間隙下靜葉輪葉片吸力面進(jìn)口附近所受靜壓載荷出現(xiàn)突增；當(dāng)存在軸向間隙時(shí)，在相對(duì)位置為0.6之前，葉片吸力面都存在著不同程度的壓力波動(dòng)，整體上壓力分布不均勻；而在無(wú)軸向間隙下，相對(duì)位置為0～0.4內(nèi)壓力波動(dòng)較大，其他位置處壓力幾乎沒(méi)有變化，且壓力值穩(wěn)定在5.95×105Pa左右；在靜葉輪葉片吸力面處，軸向間隙為4.83 mm時(shí)的壓力變化趨勢(shì)與11.27 mm時(shí)相似，且在相對(duì)位置0.4附近出現(xiàn)了壓力較低的點(diǎn)。此外，對(duì)比圖12—圖14可知：靜葉輪葉片壓力面壓力值的變化趨勢(shì)一致，變化趨勢(shì)較大的區(qū)域均集中在靜葉輪進(jìn)出口區(qū)域；同時(shí)，從靜葉輪輪轂到輪緣，不同軸向間隙對(duì)葉片壓力面壓力值的影響逐漸降低。

圖14 不同軸向間隙下輪緣處的靜葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律

5 結(jié)論

(1)在不同軸向間隙下，動(dòng)葉輪內(nèi)氣相分布均勻，且流道內(nèi)無(wú)較大的湍動(dòng)能聚集；而在靜葉輪內(nèi)，氣體主要聚集在輪轂處，且軸向間隙的增加可以使靜葉輪內(nèi)氣相分布更均勻，同時(shí)也能改善靜葉輪出口處的湍動(dòng)能分布不均勻性。

(2)在不同軸向間隙下，在靜葉輪截面1、2、3處，壓力分布均勻性較差，流道壓力面靠近輪緣處均出現(xiàn)局部高壓區(qū)，部分流道吸力面靠近輪轂處出現(xiàn)低壓區(qū)，且有軸向間隙時(shí)低壓區(qū)較無(wú)軸向間隙時(shí)更大。此外，截面2的壓力分布較其余兩截面的壓力分布均勻。

(3)在設(shè)計(jì)流量下，靜葉輪葉片壓力面壓力值僅在進(jìn)出口附近存在較大的變化，且從輪轂到輪緣，葉片壓力面壓力值變化受軸向間隙的影響逐漸減小。軸向間隙對(duì)靜葉輪葉片吸力面壓力值的影響較壓力面的顯著，在靜葉輪葉片進(jìn)口處，吸力面壓力值隨軸向間隙的增大而減小，且沿流線方向，存在軸向間隙時(shí)吸力面壓力值變化較無(wú)軸向間隙時(shí)波動(dòng)更大。