动静叶片轴向间隙对油气混输泵性能的影响.pdf

2 0 1 1 年第 3 9卷第 8期 石 油机械 CHI NA P ET ROL EUM MACHI NERY ●设计计 算 动静 叶片轴 向间隙对 油气混输泵性 能的影响 马希金 王 智 张 明紫 兰州理工 大学能源与动力工程学 院 摘要 寻找动、静叶片轴 向间隙的最佳值 是提 高油气混输泵效率的一种途径。在原有 1 0 0一 Y Q H第 2代样机 的基础上，对不 同动、静叶片间隙的单一压缩级在若干个入 口含气体积分 数工况 下，利用 C F X软件进行数值模 拟。通过分析 动、静 叶片轴 向间隙对 扬程 、效率及 叶片扭矩 的影 响，来探讨动、静叶片轴 向间隙对单个压缩级性能的影响。分析结果认 为，改变动、静叶片轴 向 间隙所导致 的气泡滞留情况 的变化是扬程变化 的主要 因素；动、静 叶片轴 向间隙改变导致 回流的 强弱变化是 叶片扭矩改变的主要原 因；在所选的 4个 间隙中，1 5 m m 间隙的压缩级性能最佳。 关键词 油气混输泵 叶片 轴 向间隙 内部流场 C F X软件 数值模拟 0 引 言 对于采用动 、静叶片结合 的螺旋轴流式油气混 输泵而言，动、静 叶片之间混合介质易产生冲击漩 涡 ，造成 冲击损 失 和 对 下 一级 转 轮 效 率 造 成影 响 。增加动 、静叶片轴 向间隙虽有利 于减小动 、 静叶片间的相互干涉和冲击 ，但同时也减弱了叶轮 对混合介质的排挤作用 ，增加 了压缩级的长度和水 头损 失 。 由此 可 见 ，寻找 动 、静 叶片 轴 向间 隙 的最 佳值是提高油气混输泵效率的一种途径。 目前尚无成熟 的油气混输 泵设 计方法，对动 、 静叶片轴 向间隙的选取也缺少理论指导 。笔者在 原有 1 0 0一Y Q H第 2代样机 的基础上 ，对 不 同动、 静叶片间隙的单一压缩级在若干个人 口含气体积分 数工况下 ，利用 C F X软件进行数值模拟。通过分析 动 、静叶片轴 向间隙对扬程、效率及 叶片扭矩 的影 响 ，来探讨动 、静叶片轴向间隙对单个压缩级性能 的影响，以期为混输泵的设计和研发提供参考。 动叶轮长度为 7 0 1T I 1 T I ；静叶轮采用长短叶片结合的 复合式 叶轮 ，长叶片 9片 ，短叶片 9片，静叶轮 长度为 7 0 m m。设计转速为 2 9 5 0 r ／ m i n ，设计流量 为 1 0 0 m ／ h ，级数为 5级。 1 ． 2计算区域建模与网格划分 限于计算机硬件水平 ，计算模型只选取样机的 1 个压缩级 即 1 个动叶轮 ，1 个静叶轮 ，利用 U G 软件对计算区域进行造型，并在建模时适 当添加进 出口长度 J 。采用非结构 网格 ，用软件 I C E M进行 网格划分。在动叶轮 的叶片进 口存在较大 的紊流 ， 因此对动叶轮进 口边进行了加密 。按 照流动特性 ， 整个计算域共分为 3个子区域 进 口区域 、动叶轮 区域及静叶轮区域 。网格划分结果如图 1所示 。 图 1计 算 域 网格 1 模 型建立及 网格划分 2 数值模拟 1 ． 1 样机 该样机单个压缩级 由 1个动叶轮和 1 个静叶轮 2 ． 1 数值方法 组成 。动叶轮采用奇点分 布法设计 ，叶片数 为 4， 根据文献 [ 5 ] ，气泡在 叶轮 入 口处 由于叶轮 基金项 目甘肃省科技攻关项 目 “ 轴流式油气混输泵研制 ” GK 9 5 431 1 。 一 3 8一 石 油机械 2 0 1 1年第 3 9卷第 8期 叶片的剪切作用而破碎 ，形成小气泡并与液流混合 成均匀 的气液两相流。气泡尺寸与泵吸入管路的条 件无关 ，主要由叶轮的转速来决定 ，小气泡流出叶 轮后再合成大气泡流出泵体。 假设叶轮内部气液两相流流型为泡状流。液相 为连续相；气相为离散相 。气相由小气泡构成 ，小 气泡在叶轮中保持球形且具有相同的直径 。小气泡 直径很小，因而忽略气泡对 流场的影响L 6 j 。假设 流动 为定 常 流动 ，气 液 两 相 问无 质量 和热 量 交 换r 。采用欧拉方法 的双流体模 型，液相通过标 准 K 一 模型来模拟 ，气相采用零方程描述 ，忽略相 界面的表面张力 ，相间作用力主要考虑相间阻力和 附加质量力 。具体方程从 略。 2 ． 2 边界条件及计算前处理 1 计算域 的进 口设为速度进 口，来流设为 均匀来流 ，来流速度方向与进 口边垂直 ；入 口湍流 取值由水力直径大小及湍流强度 5 ％决定 。 2 出 口设为 o p e n i n g 条件并设定 出口静压力 的预测值 0 ． 2 1 MP a 。 3 动叶轮段 流体设 为旋转坐标 ，转速 即是 叶轮转速 2 9 5 0 r ／ ra i n ，转速方向与叶轮旋转方 向一致；设 叶片、轮毂为 r o t a t i n g w a l l 相对于旋转 坐标系速度为 0 ，即以转速 2 9 5 0 r ／ rai n 旋转 ；轮缘 为 c o u n t e r r o t a t i n g w a l l ，即轮缘静止；均采用无滑 移壁面，以壁面函数法确定圊壁附近的流动。 4 对于静叶轮和进 口段 ，设 为静止坐标系， 设该段叶片、轮毂及轮缘为无滑移壁面，采用壁面 函数法确定固壁附近的流动 ，且相对于静止坐标系 速度为 0 。 5 动叶轮段 和静叶轮段 的网格 连接方式采 用 I G G模式 ，动 叶轮段和静 叶轮段 的分界面定义 为混 合 面边 界，混 合 面模 型采 用 冻结 叶轮模 型 F r o z e n r o t o r o 6 具 体 模 型 及 前 处 理 设 置 细 节 可 参 考 C F X1 2 ． 1 用户手册 。 3 计算及分析 计算过程中 ，保持动叶轮和静叶轮不变。转速 2 9 5 0 r ／ m i t t ，流量 1 0 0 m ／ h ， 取 7个入 口含气体积 分 数 工 况 点 1 O ％、2 O ％ 、3 O ％、4 O ％ 、5 O ％ 、 6 0 ％和 7 0 ％ ；动 、静 叶片间隙取 4个 ，取 间隙值 1 O 、1 5 、2 0及 3 0 mm进 行计算 ，然后将计算结果 按式 1 整理得到单个压缩级扬程、效率及叶片 扭矩曲线。轴流式气液两相流泵 的扬程和效率预测 公式 为 J H mx H , 1一 H t 1 其中 堕 2 Pi g g f 一 l ps gd p 3 气相体积分数及水力效率计算公式为 4 叩 5 叩 式 中 、 气相、液相流扬程 ，m； 气相质量分数 ； P 1 、P 2 泵进 、出口压力 ，P a ； 、 泵进、出口流体速度，m ／ s ； g 重力加速度 ，m ／ s ； P P l 气相、液相密度 ，k g ／ m ； 人口含气体积分数 ； p 泵人 口总流量； 叼 水力效率； ∞ 转速，r a d ／ s ； 一 转矩 ，N m。 3 ． 1 动、静叶片轴向间隙变化对扬程的影响 图 2为不同动、静叶片轴 向间隙的人 口含气体 积分数一 扬程曲线。从图可以看出，总体上，动、 静叶片轴向间隙对扬程有一定影响。随着入口含气 图 2不 同间 隙 的入 口含 气体 积 分 数 一 扬 程 曲 线 体积分数的提高这种影响逐渐变小 。间隙为 1 5和 2 0 m m时 ，扬程变化有着相同的趋势 ，均随着入 口 含气体积分数 的升高略有减小 ，前 者扬 程大于后 者。在间 隙 3 0 I B m 时，除 了在 含气 体 积分 数 为 1 0 ％时效率很低外 ，总体上随着入 口含气体积分数 的增加扬程略有减小 ，其扬程值在所选工况下较其 他 间隙最小 。在 间隙 1 0 m m时 ，其扬程随着入 口 含气体积分数的升高略有提高 ，变化幅度较其他 3 个 间隙值最 小 。 2 0 1 1 年 第 3 9卷第 8期 马希金等 动静 叶片轴向 间隙对 油气混输 泵性 能的影响 设动叶轮入 口的截 面含气体积分数 为 ，静 叶轮人 口的截面含气体积分数为 ，令 △ O t 一 。图 3为不 同动 、静叶片间隙的人 口含气体积分 数 一 △ 曲线 。 3 不 同J 司隙 的 入 口含 气体 积 分数 一 A a 曲 线 对比图 2和图 3 ，相 同人 口含气体积分数工况 下 ，对于不同动 、静 叶片间隙的压缩级 ，△ 值越 大 ，其所对应的扬程越小。一般认为 ，多相泵扬程 下降的原因是滞 留在泵体内的气泡减小 了流道断面 面积 ，使液流的相对速度增加 ，进而增加了流动 的 损失 J 。△ 值在一定程度上表征 了气泡 的滞 留程 度 ，在相同人 口含气体积分数下 ，其值越大气泡 的 滞留越严 重，因此扬程也 越低 即相 同人 口含气 体积分数工况下 ，扬程大小与 △ 成反比 。 在惯性作用下 ，油气混输泵单个压缩级的静 叶 轮、动叶轮 间混合 介质 易产 生较 强 的冲击 漩 涡。 动、静叶片间隙越小 ，人 口含气体积分数越低 ，这 种冲击漩 涡越强 ，进而使静叶轮进 口气液分离越严 重，扬程也就越低。反之 ，对扬程的影响越小。增 加动、静叶片间隙虽有利于减小动 、静叶轮之间的 冲击 ，但减弱了叶轮混合介质的排挤作用。当间隙 增加到一定程度 ，原本在动叶轮 已产生气液分离 的 混合介质 不能得到很好的约束 ，气液分离进一步 加剧，因此在静叶轮进 口也 出现较大 的气液分离 ， 造成扬程偏低。由此可见 ，动 、静叶片轴向间隙过 小或是过大 ，都会在部分工况点使 △ 偏大 ，造成 扬程偏低。 对 比4个 间隙，在 1 0 m m间隙下虽然在 5 0 ％、 6 0 ％和 7 0 ％ 人 口含气体积分数时扬程最高 ，但 是 在 1 0 ％ 、2 0 ％入 口含气体积分数工况下扬程偏小 。 而在 3 0 mm 间 隙下 扬 程始 终 最 低 。对 于 1 5 mm 间 隙，在所选的 7个人 口含气体积分数中 ，其对应的 扬程值在人 口含气体积分 数为 1 0 ％、2 0 ％、3 0 ％ 及 4 0 ％ 时 最 大 ，在 人 口含 气 体 积 分 数 为 5 0 ％ 、 6 0 ％ 、7 0 ％时扬 程仅小 于 1 0 mm 间隙 的扬程 值。 因此 ，综合比较 4个间隙 ，1 5 m m间隙的扬程特性 最好 。 3 ． 2动 、静 叶片轴 向间隙变 化对 效 率的 影响 图 4为不同动 、静叶片轴向间隙下的入 口含气 体积分数与叶片扭矩曲线。从 图可以看出，叶片扭 矩随入 口含气体积分数增大 而递减 。相 同入 口 含气体积分数工况下 ，叶片扭矩随着间隙的增大而 不 断减 小 。 图4不 同动 、静叶 片轴 向间隙下的入 口含 气体积分数与叶 片扭矩 曲线 图 5是在 2 0 ％入 口含气体 积分数下 4个动 、 静叶片 间隙 的液 相 速度 分 布 的轴 面投 影 矢 量 图 右侧 为进 口 ， 左 侧 为出 口 。 在其他 入 口含 气 体 a ． 轴 向 间隙为 1 0 mn l 0 00 8 6 4 l 7 29 2 5 9 3 34 58 L b ． 轴 向 间隙为 1 5ll l m 0 0 0 81l 1 6 2 3 24 34 32 46 c ． 轴 向间隙 为2 0 mm o 0 0 8 l 1 1 6 21 24 3 2 32 43 电位 m／ s ． ． ．，一- 一 量 。 。 一 鬻登遵尊 ● d ． 轴 向间隙为3 0 n a m 图 5 2 0％ 入 口含 气体 积 分 数 下 不 同 间 隙的 液相 速 度 轴 面投 影 矢 量 图 积分数下 ，液相速度矢量有着类似的分布。由于滑 移的存在气相速度矢量整体上 比液相小 ，但分布趋 s 善 一 ／ 譬- 一 m一 。 1 一 一 眦誊 { } 誊 一 m _ 冀 ， 一 篓 0 ．- 4 0．- 石 油机械 2 0 1 1 年第 3 9卷第 8期 于一致 ，所以以含气体积分数为 2 0 ％的液相速度 分布作为全部气 、液相速度分布的代表。从图可 以 看 出，动、静叶轮之间产生了冲击漩涡 ，出现 了一 定的回流 ，回流的区域随着间距的增大而略有减小。 对比图 4与图 5可以发现 ，叶片扭矩与回流的 变化有着相 同的趋势。由于冲击漩 涡和 回流 的存 在 ，泵输出的能量始终有一部分消耗在冲击损失和 回流上。在泵流量保持不变 的情况下 ，回流越严 重 ，叶轮需要做 的功也就越 多。保 持 固定转速不 变 ，贝 U 叶片的扭矩就随着回流的减小而减小 ，即叶 片扭矩大小与间隙大小成反比。 图 6为不同动、静叶片轴向间隙的人 口含气体 积分数． 效率 曲线。根据方程 5 ，在 仅改变 动、 静叶片轴向间隙的条件下 ，效率受到扬程和叶片扭 矩 2个 因素制约 ，与扬程大小成正比，与叶片扭矩 成反比。而扬程在相同入口含气体积分数工况下又 和 A 值成反 比。因此在相同入 口含气体积分数工 况下 ，效率是和 A a值与 叶片扭矩 的乘积成反 比。 在 4个间隙中，相同含气体积分数下，动 、静叶片 轴 向间隙为 1 5 m m时 ，在所选 7个人 口含气体积 分数中，A a值与叶片扭矩的乘积较其他几个间隙 是最小的，因此在所选的 4个间隙 中，间隙为 1 5 m m时的效率比其他间隙下的效率要高 。 图 6不 同动、静 叶片轴 向间隙的入 口含 气 体 积 分 数 效 率 曲 线 4 结 论 采用 C F X软件及欧拉方法的双流体模型，在 4 个动、静叶片轴向间隙下对单个压缩级性能进行 了 数值模拟及分析 ，得出以下结论 1 改变动、静 叶片轴 向间隙所 导致的气 泡 滞 留情况变化是扬程变化的主要因素。在相同人 口 含气体积分数下 ，△ 与扬程大小成反比。 2 动、静叶片轴 向间隙改 变导致 回流的强 弱变化是叶片扭矩改变的主要原因。随着动、静叶 片间隙的增加 ，回流不断减小 ，叶片扭矩也随之减 小 ，即叶片扭矩与动 、静叶片间隙大小成反比。 3 仅改变动、静叶片间隙，在相同人 口含气 体积分数下 ，效率与 A a和叶片扭矩的乘积成反 比。 4 对于 Y Q H一1 0 0第 2代样机 ，在所选的 4 个 间隙中，1 5 mm间隙的压缩级性能最佳。 参考文献 马希金 ，肖兴均 ．轴流式 油气混输泵 吸入室及 压缩 级流场分析 [ J ]．排灌机械工程，2 0 0 7 ，2 5 1 1 51 6． F a l c i ma i g n 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