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混输泵小流量工况的空化特性

发布日期:2020-07-01  浏览次数:506

  混输泵主要用于多相混合介质的增压输送,混输泵在多相流输送方面表现出的巨大优越性,已成功地应用于油田开发等领域[1-3]。在输送多相介质时叶轮易产生空化,空化的发生不仅导致增压性能、效率的急剧下降,而且大量空泡的产生和溃灭过程会伴随着强烈的水击,诱导产生振动和噪声,影响机组的安全稳定运行[4-6]。

  目前,国内外对混输泵的研究主要集中在性能优化、效率提高等方面。基于轴流泵理论,提出适用于混输泵的外特性预估方程,并在预估方程的基础上分析不同含气率对混输泵外特性的影响。借鉴叶片泵和压缩机设计经验,兼顾双重功能,针对泵内多相流动的特点,提出了多相混输泵的设计方法,并结合样机试验,进一步优化设计理论。建立了一种气液两相分布模型,为研究混输泵内气液两相分布规律提供了一种新的参考方法。对混输泵叶轮进行了可视化实验研究,分析了不同含气率对不同空泡直径叶轮内气液两相流动的影响。通过数值模拟计算了相同混合比下的5种不同流量工况,分析了叶轮内气液两相输运过程,并通过外特性试验验证数值模拟的可靠性。基于细泡流假设,对混输泵低含气条件作两相非定常数值模拟,研究表明气泡分离现象与气泡直径和相间作用力有关。

  由上述文献可知国内外对于混输泵的研究主要集中在性能改善和设计方法方面,而对混输泵内空化问题的研究很少。因此,为了提高混输泵的性能,研究混输泵内的空化特性显得十分必要。在多相混输泵试验台启动较长一段时间内,混输泵一般为小流量工况运行。在小流量工况下混输泵偏离设计工况运行,主要表现在叶轮入口和出口处的回流现象,回流旋涡的出现会影响泵的外特性,增加压力脉动,加剧泵内的空化和气液两相流的分离。由于混输泵输送介质含气率变化幅度大导致运行工况的不稳定,对混输泵性能产生较大的影响。同时内部流动的剧烈变化会加剧泵内空化的发生,进一步影响泵的性能和运行稳定性。由于商用数值分析软件在气液混合介质的空化计算方面仍有待完善,因此,文中主要研究介质为水的单相流条件下小流量工况时混输泵的空化性能。基于本研究,为后续开展不同含气率下混输泵空化研究提供理论支持。

  1 计算模型与方法

  1.1 模型参数

  研究对象为自主研制的油气混输泵,混输泵压缩单元由叶轮和导叶组成。其工作原理为多相流体进入叶轮后,在高速旋转的叶轮中获得机械能,通过导叶的扩散作用将动能转化为压力能,同时利用导叶叶片的剪切作用破碎叶轮出口的大气团,在一定程度上调整多相流体的流动状态.压缩单元为5级,主要性能参数分别为设计流量Qd=100m3/h,扬程H=85m,设计转速n=2950 r/min,电动机功率P=55 kW,含气率GLR=0~73%(含气率为流过某一截面上气相介质体积流量与混合物的体积流量之比),效率η=33%。文中从计算时间和计算机性能出发,选取3级作为研究对象。叶轮和导叶轮毂采用锥形设计,轮缘直径为d2=230 mm,叶轮叶片数Z1=4,导叶叶片数Z2=9。

  1.2 计算区域及网格

  为了使模拟更接近于真实流动,根据模型几何参数,采用UG软件进行全流场的三维实体造型。



  采用网格划分软件对叶轮及导叶流体域进行六面体结构化网格划分。对网格无关性进行验证,最终选取的计算网格叶片表面Y+值为1~80。吸入室网格数为855 534,压出室网格数为692 624,叶轮网格数为528 219,导叶网格数为461 768。



  1.3 边界条件

  应用计算流体动力学软件CFX15.0,采用标准k-ε湍流模型对混输泵内流场进行数值计算.混输泵2种计算边界均采用总压进口,质量流量出口。叶轮流域设置为旋转边界,其余壁面采用无滑移边界,即相对速度为0,压力采用第二类边界条件。在数值计算中,以未空化结果作为空化计算初始值,通过逐渐降低泵进口压力的方法来控制泵内空化程度,首相为液态水,离散相为水蒸气,设液相水蒸发压力为3 170 Pa,气泡平均直径为0.002mm[13]。

  1.4 控制方程

  把空泡相和水流相作为单相流体进行研究,考虑到空泡的生长和溃灭,采用Rayleigh- Plesset方程计算气相与液相之间的传质过程。


  式中:F为经验系数;r1为气核初始体积分数;ɑg为空泡体积分数;ρg为空泡密度;Rb为空泡半径;pv为蒸发压力;p为空泡周围液体的压力;V为空泡体积;ρf为流体密度。

  2 计算结果分析

  2.1 混输泵内部流动特性分析

  图3为不同流量工况下首级压缩级叶片通道50%叶高处回转面速度矢量图。可以看出:在小流量工况下,在叶片进口处出现流动分离现象。这是由于在小流量工况下,来流相对速度的方向与叶片进口安放角方向不一致,即叶片入口处相对液流角小于叶片进口安放角,水流在绕流叶片入口进入叶片时有较大的水力损失,因此降低了入流压力。黏性水流在绕流叶片头部时,还将在叶片入口背面形成局部耗能旋涡,这一区域相对流线脱离叶片表面,产生叶片表面脱流现象。在叶轮出口靠近叶片压力面的地方有较小的旋涡出现,但这些现象却没有出现在设计工况和大流量工况。这是因为叶片流道内的流动近似为一有势流动,在小流量工况下叶片入口出现旋涡后,根据汤姆逊定理,出口部分出现一反向旋涡以保证相对速度沿一封闭线速度环量为0,这些回流、旋涡及二次流现象将对混输泵空化特性产生较大影响,增加压力脉动,加剧泵内的空化和气液两相流的分离。在3种流量工况下,在静叶通道中均有旋涡出现,且不同流量时旋涡大小不同,随着流量的增大,旋涡从吸力面向相邻导叶压力面移动且逐渐减小。这主要是因为流出叶轮的流体在导叶片头部的作用下进入导叶流道,为下一级叶轮入口提供一速度环量。在小流量工况下,叶轮出口水流绝对速度方向与导叶入口方向不一致,水流沿着绕流导叶进入导叶后,在导叶入口吸力面形成局部旋涡。随着流量的增大,叶轮出口绝对速度方向与导叶片入口安放方向趋于一致,产生冲击旋涡的条件弱化,因此,在不同流量下随着流量的增大,旋涡从吸力面向相邻导叶压力面移动且逐渐减小。



  吸力面与压力面的静压曲线变化趋势总体一致,叶片曲线波动较大。这是由于叶片处于隔舌相应位置,受隔舌干涉作用,压力变化出现非一致性.叶片压力面的静压在进口处迅速升高,然后又逐渐降低,这主要是因为叶轮进口压力面速度变化较大,导致叶轮进口压力面受到动静干涉作用的影响较大,所以叶片压力面的静压在进口处迅速升高,而随着距离叶轮进口越远,受到动静干涉作用的影响越小,因此叶片压力面进口的静压迅速增加后又逐渐减小,此后保持平稳上升.叶片4吸力面在0.42L处出现极小值,这是因为在该叶片吸力面的相应位置出现旋涡,从而导致该处出现负压。从整体上,吸力面上的静压均呈逐渐增大的趋势,这是叶轮对水流做功,提高水流压力的结果,因此从叶轮进口到出口流道内的压力逐渐升高.在进口部分位置静压出现波动,这主要是由于受到动静干涉作用、旋涡以及脱流等因素的影响。

  综上所述,在小流量工况下叶片吸力面易出现局部低压,这些局部低压的位置即为空化最易发生的区域。对叶片表面静压的分析有利于了解空化发生的位置,从而采取有效措施减轻空化所带来的破坏。

  2.2 小流量工况空化特性分析

  为了进一步研究混输泵内部的空泡分布规律,在不同进口压力下,计算首级叶轮表面上的空泡体积分数分布。空泡初生、临界汽蚀余量及深度空化分别以混输泵首级叶轮扬程下降0.5%,3%和10%为判断标准。文中从空泡初生阶段(NPSHA=19.683 m)、临界空化阶段(NPSHA=11.683 m)和深度空化阶段(NPSHA=6.683 m)进行分析。

  图5为在小流量工况下典型空化过程叶轮内的空泡分布,可以看出:随着进口总压的降低,首先在各叶片吸力面初生空化,随着空化余量的减小,叶片吸力面空泡体积分数增大,空化程度加重,范围扩大,且空泡体积随着流体的流动逐渐向出口边扩散,轮毂处的空化程度较轮缘严重,部分叶轮流道的空泡体积出现迅速升高。在深度空化阶段,空化几乎占据了叶片半个流道,且叶片流道内出现非对称空化现象,而且随着空化程度的加深,这种非对称现象更为明显,这将加剧叶轮径向上的受力不均匀。这与叶片表面静压的研究结果相一致,可见在深度空化工况运行时,叶片进口流道很容易被空泡所覆盖,而且空化区域比较稳定,流体过流面积减小,将堵塞液流的流动,影响叶片与流体间的能量交换,降低了混输泵的输运性能。


  在深度空化阶督鹕嘲拿盼ㄒ还偻片不同位置气泡体积分布曲线,其中span为量纲一的量,表示轮毂至轮缘的距离,span=0指叶片轮毂,span=1指叶片轮缘。可以看出:叶片空化主要发生在叶片吸力面,这个与前述研究结果一致,且靠近轮毂线和中截线曲线趋势相差不大,在叶片吸力面进口的空化程度较严重,越靠近轮缘空化程度越轻。可能是因为叶片结构设计结合了叶片泵及压缩机设计理论,采用螺旋薪鹕嘲拿盼ㄒ还偻片,大包角,小轮毂比等所致。可以发现,当span=0.38时,在中截线和轮缘线上,其中1片甚至2片叶片吸力面空泡出现局部极大值,此处正好与相邻叶片进口位置最近,这主要是由于进口为低压区,当水流绝对压力低于该水温时的蒸发压力时,液相蒸发变为蒸汽。由于叶片对水流做功的结果,水流将随流动压力能得到提高,环境压力大于汽化压力时,空泡中蒸汽瞬间凝结为液态,空泡破灭,这时由空泡突然消失而产生的冲击波是破坏叶片的主要原因。因此,在对叶片进行设计时,应尽量避开空化严重区,以防空化对混输泵性能产生较大影响。


  2.3 试验验证

  为验证数值计算方法的正确性,在不同流量工况下,对混流泵流场进行数值计算,并与的试验数据进行比较。通过将试验与数值计算所得的性能曲线对比可以发现,在不同流量工况下,计算结果与试验数据吻合较好,这说明数值计算方法是正确的。



  3 结论

  1)在不同流量下,静压流道内均有旋涡出现且旋涡大小不同,随着流量的增大,旋涡从吸力面向相邻导叶压力面移动且逐渐减小.在小流量工况下,由于叶片吸力面部分位置因水流绕流叶片头部而产生脱流,导致个别叶片吸力面出现局部低压,这些局部低压的位置即为空化最易发生的区域。

  2)在不同空化余量下,叶片流道内均出现非对称空化现象,轮毂处的空泡体积明显高于轮缘处,且在空化余量较小时叶片吸力面进口均出现较严重空化,部分叶片吸力面中部也出现空化现象。在深度空化阶段,空泡几乎占据了叶片半个流道。

  3)在叶片吸力面进口的空化程度较严重,越靠近轮缘,空化程度越轻.因此,在对叶片进行设计时,应考虑小流量工况下叶轮内发生严重空化对混输泵性能产生的较大影响。

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