譚家翔，羅 力，王建國(guó)，楊 勤，沈 飛

(1.中海油能源發(fā)展股份有限公司，天津 300452;2.武漢船用機(jī)械有限責(zé)任公司，武漢 430084)

大型貨油泵的水力仿真與試驗(yàn)分析

譚家翔1，羅 力2，王建國(guó)2，楊 勤2，沈 飛2

(1.中海油能源發(fā)展股份有限公司，天津 300452;2.武漢船用機(jī)械有限責(zé)任公司，武漢 430084)

根據(jù)實(shí)際需求設(shè)計(jì)軸向中開(kāi)的立式大型貨油泵，利用CFX仿真計(jì)算軟件，使用湍流模型對(duì)其內(nèi)部的流場(chǎng)進(jìn)行模擬仿真，預(yù)測(cè)其水力性能，并進(jìn)行全面的性能試驗(yàn)，比較和分析仿真值和試驗(yàn)結(jié)果發(fā)現(xiàn)，實(shí)際測(cè)試的貨油泵的性能數(shù)據(jù)略高于數(shù)值仿真計(jì)算值，但差別在5%以?xún)?nèi)，吻合性較好。

貨油泵；值仿真；開(kāi)式試驗(yàn)

貨油泵是一種流量大、揚(yáng)程高、造價(jià)高的液貨裝卸系統(tǒng)的重要設(shè)備，廣泛地應(yīng)用于穿梭油船、FPSO等采油和輸油設(shè)備上。這種大流量貨油泵安裝在油船上單獨(dú)設(shè)置的艙室內(nèi)，因此貨油泵的結(jié)構(gòu)尺寸對(duì)節(jié)省船上的有限空間有重要意義。根據(jù)實(shí)船安裝需求研制一種軸向中開(kāi)的立式大型貨油泵。分別運(yùn)用數(shù)值仿真和物理試驗(yàn)對(duì)其性能進(jìn)行預(yù)測(cè)和驗(yàn)證。

根據(jù)實(shí)船要求設(shè)計(jì)的貨油泵水力模型參數(shù)見(jiàn)表1。限于船上艙室的安裝空間，要求貨油泵為立式安裝，進(jìn)出口軸線成90°布置，且出口管路軸線與動(dòng)力輸入軸的垂直距離較小。

表1 貨油泵的設(shè)計(jì)參數(shù)

1 仿真分析

1.1 三維模型及網(wǎng)格

貨油泵模型三維結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖1。根據(jù)CFD仿真的需要，對(duì)貨油泵水力模型網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分，為避免在仿真時(shí)出現(xiàn)水力模型進(jìn)、出口出現(xiàn)回流現(xiàn)象而造成計(jì)算收斂精度降低，在水力模型進(jìn)出口各增加了一段直管段[1]。根據(jù)水力模型的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，對(duì)吸水室、壓水室、葉輪進(jìn)行非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，對(duì)進(jìn)、出水段則采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，并對(duì)葉片入口邊、壓水室隔舌附近區(qū)域的網(wǎng)格進(jìn)行局部細(xì)化。

圖1 三維水力模型及網(wǎng)格劃分

1.2 計(jì)算域及邊界條件設(shè)置

在進(jìn)行流動(dòng)性仿真計(jì)算時(shí)，將貨油泵計(jì)算域內(nèi)的流體看作不可壓縮流體，整個(gè)計(jì)算域的求解就是求解連續(xù)性方程、雷諾平均N-S方程、湍動(dòng)能和湍動(dòng)能耗散率的輸送方程等控制方程[2]。在計(jì)算過(guò)程中，將整個(gè)流動(dòng)域看作是絕熱的常溫模型，采用二階迎風(fēng)格式進(jìn)行離散化，在CFX前處理中對(duì)計(jì)算域及邊界條件設(shè)置如下。

進(jìn)口：壓力入口；

出口：質(zhì)量流量；

湍流模型：k-ε；

壁面函數(shù)：絕熱、光滑壁面；

收斂精度：10-5。

1.3 計(jì)算結(jié)果分析

1.3.1 速度分布

設(shè)計(jì)點(diǎn)的吸水室、葉輪、壓水室的速度矢量分布見(jiàn)圖2。

圖2 過(guò)流部件速度矢量圖

由圖2a)可見(jiàn)，在吸水室中，流體的整體速度較小，在4 m/s左右，流體速度變化平穩(wěn)。但在吸水室與葉輪入口的交界面上，由于過(guò)流面積減小，流體速度約增至6.5 m/s，局部約達(dá)8.5 m/s。

由圖2b)可見(jiàn)，經(jīng)葉輪做功后，葉輪出口處的流體速度增加至25 m/s左右。速度增加使流體具有更高的動(dòng)能，以便在壓水室中轉(zhuǎn)換成所需的壓力能。從圖2b)還可以看到,由于葉輪與壓水室的間隙減小，隔舌附近區(qū)域流體的速度明顯增加，這可能會(huì)造成泵運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)噪聲加大，此現(xiàn)象可通過(guò)適當(dāng)增加壓水室基圓的直徑來(lái)改善[3]。

由圖2c)可見(jiàn)，經(jīng)葉輪做功后的流體進(jìn)入壓水室后至第八截面附近區(qū)域，速度分布均勻，變化平穩(wěn)，整體流速在20 m/s左右。在壓水室隔板起始位置處，由于過(guò)流面積減小，流體的速度明顯增加，約為30 m/s，這與隔舌附近的情況相似。從壓水室第8截面到出口附近，流體的速度明顯降低至10 m/s，速度降低的結(jié)果是動(dòng)能下降，壓力能上升。這表明流體動(dòng)能的轉(zhuǎn)化主要在壓水室第八截面到出口這一區(qū)域。從圖2c)還可以看出，壓水室與葉輪蓋板接觸區(qū)域的流體速度很小，對(duì)能量的增加和轉(zhuǎn)化影響有限。

1.3.2 壓力分布

過(guò)流部部件壓力分布見(jiàn)圖3。

圖3 過(guò)流部件壓力分布

由圖3a)可見(jiàn)，吸水室內(nèi)的靜壓值整體較小，最大值和最小值相差約為0.05 MPa。結(jié)合圖2a)來(lái)看，靜壓值較大的區(qū)域?qū)?yīng)的速度較小，吸水室與葉輪入口的交界面速度值較大，其靜壓值較小。

由圖3b)可見(jiàn)，從葉輪入口至葉輪外徑，靜壓力沿半徑方向逐漸增加，且6個(gè)葉片分割的流域分布規(guī)律基本一致。結(jié)合圖2b)，可以看出流體經(jīng)葉輪做功后，不但速度大幅增加，而且靜壓力能也大幅增加。葉輪靜壓力的最低點(diǎn)位于6個(gè)葉片背面的入口邊附近，為負(fù)壓，是葉片最先發(fā)生汽蝕的部位，這與實(shí)際葉片發(fā)生汽蝕破壞的區(qū)域一致。

由圖3c)可見(jiàn)，從隔舌至第8截面的這一區(qū)域，距葉輪軸線越遠(yuǎn)，壓水室內(nèi)的靜壓越高，最大位壓力于壓水室壁面附近，且壓力值基本相同，約為1.2 MPa。從第8截面至出口，壓力值明顯增加，最大約為1.45 MPa，結(jié)合圖2(c)流體在這一區(qū)域速度明顯減小的現(xiàn)象，說(shuō)明這一區(qū)域?qū)α黧w動(dòng)能的轉(zhuǎn)化作用明顯。另外，由于壓水室內(nèi)部流域是聯(lián)通的，靜壓能在流域內(nèi)傳遞，雖然壓水室與葉輪蓋板接觸區(qū)域的速度很小，但這一區(qū)域的壓力卻較高，約1.1 MPa，這對(duì)后期泵殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)有重要參考作用。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

2.1 試驗(yàn)方案

該貨油泵的流量大、揚(yáng)程高，動(dòng)力消耗高，因此試驗(yàn)采用蒸汽輪機(jī)驅(qū)動(dòng)的開(kāi)式試驗(yàn)系統(tǒng)，試驗(yàn)系統(tǒng)由鍋爐房、開(kāi)式水池、入口管路、測(cè)試管路、出口管路、試驗(yàn)臺(tái)架，以及透平機(jī)等組成，見(jiàn)圖4。

圖4 貨油泵試驗(yàn)系統(tǒng)圖

2.2 試驗(yàn)結(jié)果及分析

貨油泵仿真和實(shí)測(cè)結(jié)果見(jiàn)圖5。從圖5中對(duì)比可以看出：

1)對(duì)于流量-揚(yáng)程曲線，在設(shè)計(jì)點(diǎn)處，仿真值約為125 m，試驗(yàn)值約為127 m，略高于仿真值。在其他流量點(diǎn)，仿真值也均低于測(cè)試值，且隨著流量偏離設(shè)計(jì)點(diǎn)，2者差值有擴(kuò)大的趨勢(shì)，但差值約為2 m，偏差約2.5%。

2)對(duì)于流量-效率曲線，在設(shè)計(jì)點(diǎn)處，仿真值約為83%，試驗(yàn)值約為87%，實(shí)測(cè)值明顯高于仿真值。在其他流量點(diǎn)，仿真值也均低于測(cè)試值，且隨流量的增加，兩者差值呈增大趨勢(shì)，實(shí)際測(cè)試值比仿真值高4%左右。

3)對(duì)于流量-軸功率，在設(shè)計(jì)點(diǎn)處，由于測(cè)試揚(yáng)程和仿真揚(yáng)程差別不大，效率相差4%，造成實(shí)測(cè)軸功率值明顯低于仿真值。在其他流量點(diǎn)，軸功率的仿真值和實(shí)測(cè)值的變化趨勢(shì)一致，兩者差值保持在30 kW左右。

圖5 貨油泵性能仿真、試驗(yàn)對(duì)比

3 結(jié)論

1)葉輪做功使其內(nèi)部流體從入口至外緣沿半徑方向上的速度逐漸增加，壓力逐漸升高。葉輪的最低壓力點(diǎn)位于葉片背面的入口邊附近，也是汽蝕發(fā)生的初始位置。

2)壓水室壁面附近區(qū)域的壓力較高，第8截面到出口是動(dòng)能轉(zhuǎn)化成壓力能的重要區(qū)域

3)使用k-ε湍流模型預(yù)測(cè)的貨油泵的揚(yáng)程、效率比實(shí)際測(cè)試的數(shù)值低，消耗的功率比測(cè)試值

高，但測(cè)試值與仿真值差別在5%以?xún)?nèi)，這表明仿真分析可以較好地預(yù)測(cè)貨油泵的性能，而且實(shí)際測(cè)試的性能數(shù)據(jù)優(yōu)于仿真數(shù)據(jù)。

[1] 黃書(shū)才，楊勤，羅力,等.一種船用離心泵徑向力平衡的設(shè)計(jì)方法研究[J].船舶與海工，2015(3)：53-57.

[2] 王福軍.計(jì)算流體力學(xué)分析：CFD軟件原理與應(yīng)用[M].北京：清華大學(xué)出版社，2004.

[3] 關(guān)醒凡.現(xiàn)代泵理論與設(shè)計(jì)[M].北京：中國(guó)宇航出版社，2011.

Analysis of CFD Simulation and Testing Data on a Large Cargo Pump

TAN Jia-xiang1, Luo Li2, Wang Jian-guo2, Yang Qin2, SHEN Fei2

(1.CNOOC Energy Technology & Services Limited, Tianjin 300452, China; 2.Wuhan Marine Machinery Plant Co. Ltd., Wuhan 430084, China)

In order to indicate the performance parameters in a type of axially splitting and vertical large cargo pump designed for special needs, a simulation with CFX was carried out to compute the flow distribution of its hydraulic model. After the pump manufacturing, an overall opening test was carried out on an opening testing bed to obtain its real performance data at working. The deviation of CFD simulating performance data was compared with the testing data, showing that the difference between simulation and test is within 5%，which means that CFD simulation can exactly predict the performance parameter of a cargo pump.

cargo pump; numerical simulation; opening test

10.3963/j.issn.1671-7953.2016.06.020

2016-07-25

工業(yè)和信息化部(工信部聯(lián)裝[2016]26號(hào))

譚家翔(1965—)，男，學(xué)士，高級(jí)工程師

U664.5

A

1671-7953(2016)06-0089-04

修回日期：2016-08-25

研究方向:海洋工程技術(shù)

E-mail:tanjiaxiang@cnooc.com.cn