紀(jì)運廣 李嘯宇 陳勃同 崔洪斌 李洪濤 薛樹旗

摘要：針對用于合成氨脫碳工藝流程的余壓能量回收液力透平增壓泵的推力軸承設(shè)計缺乏數(shù)據(jù)支撐的問題，采用全流場數(shù)值模擬方法，得到了透平增壓泵泵側(cè)和透平側(cè)的外特性及其總效率曲線，并給出了兩側(cè)中間面、葉片表面和軸向中間面壓力分布情況，進(jìn)而分析了兩側(cè)蓋板力、葉片力和內(nèi)表面力及透平增壓泵總軸向力變化趨勢。結(jié)果表明，泵側(cè)軸向力隨著流量的增大先減小后增大，透平側(cè)軸向力則逐漸增大;在工況范圍內(nèi)，總軸向力的方向始終指向泵側(cè)，與理論計算得到的趨勢一致。研究結(jié)果驗證了液力透平增壓泵只需在透平側(cè)安裝推力軸承的可行性，可為液力透平增壓泵的推力軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計提供軸向力數(shù)據(jù)參考。

關(guān)鍵詞：流體機械及流體動力工程;液力透平增壓泵;軸向力;全流場;數(shù)值模擬

中圖分類號：TH31文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

doi：10.7535/hbgykj.2019yx03007

文章編號：1008-1534（2019）03-0189-07

液力透平增壓泵（或稱透平泵，hydraulicturbocharger）是一種新型液體余壓能量回收裝置，機組工作效率能夠達(dá)到60%～70%，甚至更高，被稱之為離心泵反轉(zhuǎn)式液力透平之后的第2代余壓能量回收裝置[1-2]。液力透平增壓泵通過軸把透平葉輪與泵葉輪剛性連接，并封裝在同一殼體中，因而結(jié)構(gòu)緊湊，無外泄漏，可靠性高[3-4]。由于兩側(cè)葉輪共軸安裝，其軸向力變化與離心泵反轉(zhuǎn)式液力透平有很大差異。目前，國內(nèi)外對液力透平增壓泵的研究較少，其軸向力的計算分析尚未見到發(fā)表成果，只有氣體膨脹機、離心泵和泵反轉(zhuǎn)式液力透平等流體機械軸向力的研究成果可供參考。楊軍虎等[5]和屈曉云等[6]對離心泵正反轉(zhuǎn)運行工況分別進(jìn)行了全流場數(shù)值模擬，研究了離心泵正轉(zhuǎn)或反轉(zhuǎn)在不同流量時的軸向力特性，以及正反轉(zhuǎn)工況下總軸向力的變化趨勢，但只研究了單一葉型的葉輪在正反轉(zhuǎn)運行情況下的軸向力變化情況，并未對兩個不同葉輪共軸運行時的軸向力變化進(jìn)行研究。KUROKAWA等[7]和OLIPHANT等[8]分析了火箭發(fā)動機中透平泵的旋轉(zhuǎn)壁面和靜止壁面之間間隙場的流動特性，再通過解析法和數(shù)值模擬計算法來計算其軸向力。趙問銀等[9]以低溫液體膨脹機為研究對象，采用數(shù)值模擬計算方法，對其進(jìn)行全流暢數(shù)值模擬，得出不同工況條件下的轉(zhuǎn)子軸向力，研究了不同因素對軸向力的影響，并對比分析了數(shù)值模擬結(jié)果與理論計算結(jié)果。張國軍[10]對氣體透平膨脹機軸向力進(jìn)行了模擬計算，分析了葉輪間隙側(cè)密封腔不同時透平膨脹機軸向推力的變化，給出了葉輪側(cè)的壓力分布、速度沿軸向分布和間隙泄漏量。

本文在前述研究成果基礎(chǔ)上，以合成氨脫碳工藝中的液力透平增壓泵為研究對象，通過數(shù)值模擬計算的方法分析內(nèi)部流場的變化規(guī)律，得到液力透平增壓泵的軸向力變化趨勢，并與理論計算得到的變化趨勢相互驗證，以期為其推力軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計提供軸向力數(shù)據(jù)參考。

1透平泵軸向受力分析

1.1軸向推力產(chǎn)生原因

合成氨脫碳工藝用液力透平增壓泵結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示[11]，能量回收過程如下：高壓富液進(jìn)入透平側(cè)蝸殼后沖擊透平輪使之高速旋轉(zhuǎn)，將壓力能轉(zhuǎn)化為機械能，驅(qū)動連接軸帶動泵葉輪旋轉(zhuǎn)，將低壓貧液泵送到吸收塔中進(jìn)行脫碳，從而實現(xiàn)能量回收的目的。在這個流程中來自吸收塔的高壓富液進(jìn)入透平輪時，會有部分高壓富液不進(jìn)入透平輪，而在透平輪外徑處發(fā)生徑向向內(nèi)的泄漏，從而透平輪前后蓋板兩側(cè)充滿液體[12]。同樣，泵葉輪對中壓貧液進(jìn)行增壓，高壓貧液在排出泵葉輪時也會產(chǎn)生徑向向內(nèi)的泄漏，泵葉輪前后蓋板兩側(cè)同樣被工質(zhì)充滿，由于透平輪和泵葉輪前、后蓋板面積不等以及壓力分布不均而使液力透平增壓泵產(chǎn)生軸向力。

1.2軸向推力分析

液體作用在液力透平增壓泵的泵葉輪和透平葉輪上軸向推力的代數(shù)和，就是液力透平增壓泵所承受的總軸向力。液力透平增壓泵的泵葉輪與透平輪受力[9-10]如圖2所示。

2.2數(shù)值模擬計算方法

為更加直觀準(zhǔn)確地計算軸向力，本文采用全流場數(shù)值模擬方法，計算域包括泵側(cè)及透平側(cè)各個過流部件流道內(nèi)水體、泵側(cè)葉輪進(jìn)口延長段和透平側(cè)葉輪出口延長段長300mm，其計算域模型如圖3所示。

2.3流域網(wǎng)格劃分

采用Gambit軟件對兩側(cè)計算域水體劃分非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。泵側(cè)流道內(nèi)水體網(wǎng)格總數(shù)為3724489個。透平側(cè)流道內(nèi)水體網(wǎng)格總數(shù)為1951034個，其計算域網(wǎng)格模型如圖4所示。

2.4求解控制參數(shù)及邊界條件

運用ANSYS流場分析軟件對液力透平增壓泵內(nèi)部流動進(jìn)行求解和分析[13-15]。泵側(cè)和透平側(cè)均采用velocity-inlet，泵側(cè)出口設(shè)為outflow;透平側(cè)出口選用pressure-outlet，壓力值設(shè)為0.4MPa。采用k-ε湍流模型，無滑移壁面邊界條件。液力透平泵的泵側(cè)和透平側(cè)的葉輪流道水體均設(shè)置為framemotion，沿z軸旋轉(zhuǎn)、其他流道內(nèi)水體則均設(shè)置為非旋轉(zhuǎn)。泵側(cè)及透平側(cè)相鄰水體之間的交界面均采用FrozenRotor的方式連接，采用GGI模式關(guān)聯(lián)網(wǎng)格。

3數(shù)值計算結(jié)果及分析

3.1液力透平增壓泵外特性分析

利用ANSYSWorkbench中的FLUENT模塊，分別對液力透平增壓泵的泵側(cè)和透平側(cè)包括設(shè)計工況在內(nèi)的10個工況點進(jìn)行數(shù)值模擬計算，得到液力透平增壓泵的外特性曲線，如圖5所示。其中，qv表示某工況點流量，qv，d表示泵側(cè)或透平側(cè)的設(shè)計流量，ηp，Hp分別表示泵側(cè)效率和揚程，ηt，Ht分別表示透平側(cè)效率和壓頭。

從圖5a）和圖5b）數(shù)值計算結(jié)果可以看出，泵側(cè)在1.0qv，d即設(shè)計流量工況時效率最高，在流量小于1.0qv，d時泵側(cè)效率逐漸增大，當(dāng)流量大于1.0qv，d時，效率開始下降，在流量為1.6qv，d時效率下降加快。隨著進(jìn)入泵側(cè)流量的不斷增大，揚程出現(xiàn)逐漸降低的趨勢;在1.2qv，d工況時，透平側(cè)效率達(dá)到最大值，流量小于1.0qv，d效率上升較快，在流量為1.0qv，d～1.4qv，d區(qū)間內(nèi)效率變化趨緩，超過1.4qv，d流量后效率下降明顯，因而透平側(cè)的最佳運行工況在1.0qv，d～1.4qv，d范圍內(nèi)，而當(dāng)流量過高或過低時效率下降較快。液力透平增壓泵的總效率為泵側(cè)效率與透平側(cè)效率的乘積，繪制液力透平增壓泵的效率變化曲線如圖5c）所示，根據(jù)折線圖可知，液力透平增壓泵在1.0qv，d～1.4qv，d流量范圍內(nèi)效率最佳，同時通過與樣機實測效率進(jìn)行對比，變化趨勢一致，平均誤差為2.9%，驗證了預(yù)測值的有效性。

3.2流場數(shù)值計算結(jié)果及分析

為了利用數(shù)值模擬的方法求得液力透平增壓泵的軸向力大小，綜合考慮各種因素后，把液力透平增壓泵的軸向力求解分成以下幾部分：1）分別分析泵側(cè)及透平側(cè)的軸向力，然后將兩側(cè)計算結(jié)果進(jìn)行代數(shù)求和，得到液力透平增壓泵的總軸向力;2）泵側(cè)軸向力包括泵蓋板力F1p、葉片力F2p以及葉輪內(nèi)表面力F3p;3）同理，透平側(cè)軸向力包括透平側(cè)蓋板力F1t、葉片力F2t以及葉輪內(nèi)表面力F3t。

3.2.1內(nèi)部流場壓力分布結(jié)果及分析

圖6為液力透平增壓泵在最優(yōu)效率點處的壓力分布，其中圖6a）—c）分別為泵側(cè)徑向中間平面、葉片表面及軸向中間面壓力分布;圖6d）—f）分別為透平側(cè)徑向中間平面、葉片表面及軸向中間平面壓力圖。由圖6a）和圖6d）可以看出，徑向中間平面壓力分布規(guī)律大致相同，壓力沿徑向逐漸增大，進(jìn)口處壓力最小，出口處壓力最大，透平側(cè)進(jìn)口處壓力出現(xiàn)最大值，壓力呈現(xiàn)沿徑向遞減的趨勢，在出口處壓力值最小;由圖6b）和圖6e）可知，兩側(cè)葉片表面壓力分布規(guī)律基本相同，壓力沿葉輪徑向由內(nèi)向外逐漸變小，在同一半徑處，葉片外表面壓力明顯大于內(nèi)表面，由于內(nèi)外表面存在的壓差作用，產(chǎn)生由外表面指向內(nèi)表面的軸向推力，這個力就是葉片力F2。圖6c）和圖6f）顯示泵側(cè)和透平側(cè)前后腔內(nèi)的壓力分布基本相同，故可知前后蓋板受壓面積不等是導(dǎo)致蓋板力F1產(chǎn)生的主要原因;而內(nèi)表面力F3主要是由于前后蓋板內(nèi)表面不對稱導(dǎo)致的。

3.2.2軸向力預(yù)測及分析

通過ANSYS軟件中的FLUENT模塊進(jìn)行后處理，通過ForceReport可以分別求得液力透平增壓泵在不同工況運行時泵側(cè)和透平側(cè)所受到的軸向推力，軸向力預(yù)測值變化規(guī)律如圖7所示。由圖7a）和圖7d）可知，隨著流量的增大，泵側(cè)蓋板力F1p先逐漸減小，后在1.1qv，d工況點附近軸向力變向，

逐漸增大，而透平側(cè)蓋板力F1t逐漸增大。由圖7b）和圖7e）可知，隨著流量的增大，泵側(cè)葉片力F2p和透平側(cè)葉片力F2t均不斷變小。由圖7c）和圖7f）可知隨著流量的增大，泵側(cè)內(nèi)表面力F3p不斷減小，而透平側(cè)內(nèi)表面力F3t逐漸增大。

3.2.3液力透平增壓泵總軸向力預(yù)測及分析

液力透平增壓泵總軸向力變化曲線如圖8a）所示，隨著流量的增大，泵側(cè)總軸向力Fp先逐漸減小，在1.0qv，d工況點附近變向后逐漸增大，而透平側(cè)總軸向力Ft則逐漸增大。將泵側(cè)及透平側(cè)軸向力相加可知透平增壓泵總軸向力始終指向z軸正方向，因此需在透平側(cè)后蓋板處加裝推力軸承，抵消軸向力，保證液力透平增壓泵的正常運行。通過分析可知軸向力始終朝向泵側(cè)，與理論計算得到的總軸向力變化趨勢相同，因此驗證了只需在透平側(cè)安裝推力軸承的可行性。

4結(jié)論

以用于合成氨脫碳工藝壓力能量回收的液力透平增壓泵為研究對象，通過數(shù)值模擬計算的方法，分析透平增壓泵內(nèi)部流場的變化規(guī)律，得到液力透平增壓泵的軸向力的產(chǎn)生原因和變化趨勢，驗證了理論計算得到的結(jié)果。

1）作為研究對象的透平增壓泵，其最佳運行工況為1.0qv，d～1.4qv，d，與樣機實測效率曲線變化趨勢一致，平均誤差為2.9%。

2）透平增壓泵泵側(cè)和透平側(cè)葉片內(nèi)外表面存在壓差導(dǎo)致產(chǎn)生外表面指向內(nèi)表面的軸向葉片力;兩側(cè)前后蓋板受壓面積不等導(dǎo)致產(chǎn)生蓋板力;兩側(cè)前后蓋板內(nèi)表面不對稱產(chǎn)生了內(nèi)表面力。

3）在液力透平增壓泵的軸向力組成中，隨著流量的增加，泵側(cè)蓋板軸向力先減小后增大，而透平側(cè)蓋板軸向力逐漸增大，泵側(cè)和透平側(cè)葉片表面受力均逐漸減小，泵側(cè)內(nèi)表面受力逐漸減小，透平側(cè)則逐漸增大，與理論計算得到的軸向力結(jié)果趨勢一致。

4）在給定工況范圍內(nèi)，液力透平增壓泵的軸向力始終指向透平側(cè)，因而只需在透平側(cè)安裝推力軸承來平衡軸向力。

5）本文只考慮了工藝壓差和流量恒定的情況，而對于如煉油加氫處理等存在變壓差和變流量工況時的透平泵軸向力的變化規(guī)律仍需做進(jìn)一步探索。

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