卓長青，邵春雷，吉雨翔

(南京工業(yè)大學(xué)機(jī)械與動力工程學(xué)院，江蘇 南京 211816)

離心泵是流體輸送過程中較常見的機(jī)械，在實(shí)際應(yīng)用中，離心泵輸送的并非是單一液體，多混有氣體、蒸汽等其他相[1-2]。離心泵吸水室的作用是將流體按一定的條件引入葉輪內(nèi)，以保證葉輪進(jìn)口流體的速度大小和方向符合要求。吸水室內(nèi)部流體的流動狀態(tài)將直接影響其在葉輪等過流部件內(nèi)的流動，從而對離心泵的效率以及汽蝕性能產(chǎn)生較大的影響[3]。因此，研究氣液混輸狀態(tài)下其在吸水室內(nèi)的流動，對提高離心泵的設(shè)計水平、保證離心泵的高效穩(wěn)定運(yùn)行起到至關(guān)重要的作用。

國內(nèi)外相關(guān)學(xué)者對離心泵內(nèi)氣液兩相流動進(jìn)行了大量研究。Verde等[4-5]利用高速攝像機(jī)對離心泵內(nèi)部的流場進(jìn)行了可視化試驗，研究了進(jìn)口氣相體積分?jǐn)?shù)與葉輪內(nèi)流型之間的關(guān)系。Zhan等[6-7]通過數(shù)值研究發(fā)現(xiàn)，離心泵進(jìn)口處的渦流會增加泵內(nèi)流動的不穩(wěn)定性，從而對泵的性能產(chǎn)生不良影響。李思[8]采用數(shù)值模擬方法，對平直型、漸擴(kuò)型和漸縮型吸水室進(jìn)行了對比分析，發(fā)現(xiàn)平直型吸水室的水力性能最佳。牟介剛等[9]基于噴射原理，設(shè)計了不同噴射管數(shù)和引流管徑的引射吸水室，得到了最佳引射吸水室設(shè)計結(jié)構(gòu)。王健等[10-11]研究了吸水室內(nèi)置隔板對離心泵性能的影響。李書磊等[12-14]對水平管內(nèi)氣液兩相流的流型及渦流進(jìn)行了研究，為吸水室內(nèi)流型的分析提供了參考。相關(guān)文獻(xiàn)對離心泵輸送氣液兩相介質(zhì)時葉輪內(nèi)的流動分析較多，但對吸水室缺乏系統(tǒng)深入的研究，尤其是吸水室內(nèi)的氣液兩相流動規(guī)律有待進(jìn)一步揭示。

本文采用可視化試驗結(jié)果對數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行驗證，并通過數(shù)值模擬方法研究吸水室內(nèi)氣液兩相流動。詳細(xì)研究泵內(nèi)各種流型出現(xiàn)的條件，探討氣體螺旋長度的影響因素及影響規(guī)律，闡明吸水室內(nèi)湍流強(qiáng)度的分布。通過對比分析吸水室內(nèi)流型與泵外特性，建立吸水室內(nèi)流型與泵外特性之間的關(guān)系。

1 試驗裝置及試驗方法

1.1 試驗裝置

1—儲水罐；2—進(jìn)出口調(diào)節(jié)閥；3—金屬軟管；4—渦輪流量計；5—進(jìn)口壓力傳感器；6—進(jìn)氣管；7—出口壓力傳感器；8—電控柜；9—電機(jī)；10—轉(zhuǎn)速傳感器；11—離心泵；12—攝像機(jī)；13—轉(zhuǎn)子流量計；14—?dú)怏w控制閥；15—減壓閥；16—?dú)獗茫?7—冷光源。圖1 試驗裝置示意圖Fig.1 Schematic diagram of experimental device

圖1為氣液兩相流離心泵試驗裝置示意圖。試驗過程中，電控柜中變頻器控制泵的轉(zhuǎn)速(n)，出口調(diào)節(jié)閥控制液體流量，氣泵提供氣體，氣體流量由氣體控制閥控制。試驗中的模型泵由有機(jī)玻璃制作，其尺寸參考了IS80-50-250型離心泵，額定流量Qd=25 m3/h，額定揚(yáng)程Hd=20 m，額定轉(zhuǎn)速nd=1 450 r/min，比轉(zhuǎn)速ns=47。離心泵的進(jìn)口管直徑為80 mm，出口管直徑為50 mm，進(jìn)氣管直徑為10 mm。

1.2 試驗方法

試驗選取清水和空氣作為試驗介質(zhì)，將攝像機(jī)拍攝方向垂直于吸水室豎直軸截面，調(diào)節(jié)攝像機(jī)與吸水室出口截面之間的軸向距離為0.2 m?？紤]到有機(jī)玻璃模型泵的強(qiáng)度，試驗驗證時將泵的轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)為600 r/min，調(diào)節(jié)液體流量分別為2 m3/h、4 m3/h、6 m3/h、8 m3/h、10 m3/h、12 m3/h以及進(jìn)出口調(diào)節(jié)閥門全開時的液體流量(18.3 m3/h)，不同液體流量對應(yīng)的氣體流量均從0.5 L/min逐漸增加，直至液體流量出現(xiàn)下降趨勢(臨界狀態(tài))。待吸水室內(nèi)流動穩(wěn)定后，采用攝像機(jī)對吸水室內(nèi)進(jìn)行拍攝，同時測量吸水室內(nèi)的氣體螺旋長度，并實(shí)時記錄進(jìn)出口壓力等數(shù)據(jù)。

2 數(shù)值模擬方法

2.1 幾何模型及網(wǎng)格劃分

圖2(a)為離心泵幾何模型，其中進(jìn)氣管直徑、吸水室直徑以及出口管直徑均與試驗設(shè)備相同，進(jìn)氣管軸線距離吸水室出口位置與試驗裝置相同，即相距450 mm，出口管段延伸至試驗裝置中壓力傳感器的位置，即延伸200 mm。對葉輪和蝸殼進(jìn)行四面體網(wǎng)格劃分，對吸水室部分進(jìn)行六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，在壁面設(shè)置邊界層網(wǎng)格，為了計算邊界層的黏性區(qū)域，調(diào)整邊界y+≈1[15]。圖2(b)為組合后的流體域網(wǎng)格，放大區(qū)域為吸水室垂直軸截面的網(wǎng)格。為節(jié)省計算時間，同時保證計算的精確度，對幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格獨(dú)立性驗證，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)從688 514增加到1 624 907時，離心泵的揚(yáng)程和效率增加幅度顯著，網(wǎng)格數(shù)從1 624 907增加到2 484 537時，離心泵揚(yáng)程和效率的波動范圍均小于0.4%，因此最終確定幾何模型的網(wǎng)格總數(shù)為1 624 907，其中吸水室部分網(wǎng)格數(shù)為365 486。

圖2 離心泵幾何模型及計算流體域網(wǎng)格Fig.2 Geometric model of centrifuge pump and grids of computational fluid domain

2.2 兩相流模型及湍流模型

選用商用CFD軟件Fluent對離心泵內(nèi)流體流動進(jìn)行數(shù)值模擬。葉輪與吸水室以及葉輪與蝸殼之間的交界面均為動靜結(jié)合的面，數(shù)值模擬中動靜邊界的耦合選用多重參考系模型(MRF)，用靜止坐標(biāo)系對吸水室內(nèi)的流動進(jìn)行分析。氣液兩相流模型選用Eulerian-Eulerian非均相流模型，其中水為主相，空氣為次相，氣液兩相之間的曳力模型選擇Schiller-Naumann模型。k-ε模型是一種典型的近壁湍流模型，可以對近壁黏性區(qū)域進(jìn)行求解。因吸水室內(nèi)部有渦流的存在，本文選用RNGk-ε模型。RNGk-ε模型是在標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型基礎(chǔ)上的改進(jìn)模型，其精度得到了提高，具有更強(qiáng)的適應(yīng)性[16]。

2.3 計算方法及邊界條件

數(shù)值模擬采用氣相和液相兩個進(jìn)口：液相進(jìn)口采用速度進(jìn)口邊界條件，水力直徑為80 mm，速度大小根據(jù)液體流量確定，氣相體積分?jǐn)?shù)為0；氣相進(jìn)口也采用速度進(jìn)口邊界條件，水力直徑為10 mm，速度大小根據(jù)氣體流量確定，氣相體積分?jǐn)?shù)為1。進(jìn)口處湍流強(qiáng)度由經(jīng)驗公式計算求得，選擇自由出流作為出口邊界條件。采用Phase Coupled SIMPLE算法求解壓力與速度耦合的方程式，固壁面選用無滑移邊界條件，粗糙度為0，用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)法處理近壁面區(qū)域。

3 數(shù)值模擬結(jié)果驗證

3.1 吸水室內(nèi)流型對比

流型1：如圖3(a)所示，當(dāng)液相流量Ql=4 m3/h，進(jìn)口氣相體積分?jǐn)?shù)φi=0.5%時，吸水室內(nèi)出現(xiàn)形狀近似橢球形的氣泡，氣泡流動一定距離后，開始被液體切碎并隨旋流進(jìn)入泵內(nèi)，此種流型稱之為穩(wěn)態(tài)螺旋泡狀流。流型2：如圖3(b)所示，當(dāng)Ql=4 m3/h，φi=1.5%時，吸水室內(nèi)含氣量明顯增加，氣泡在非螺旋區(qū)域呈塞狀流動，在螺旋區(qū)域氣泡分布區(qū)域變大，此流型稱之為穩(wěn)態(tài)螺旋塞狀流。流型3：如圖3(c)所示，吸水室內(nèi)氣泡較小，數(shù)量較少，形狀仍近乎橢球形，有部分小氣泡附著在大氣泡附近，大氣泡之間保持一定的距離，從吸水室上部進(jìn)入葉輪內(nèi)，此流型稱之為穩(wěn)態(tài)非螺旋泡狀流。流型4：如圖3(d)所示，氣泡間距減小，開始發(fā)生聚合，變成長度逐漸增大的塞狀氣泡，直至氣泡彼此相連，該流型稱之為穩(wěn)態(tài)非螺旋塞狀流。流型5：如圖3(e)所示，大量微小的氣泡分布在吸水室上部較大的區(qū)域，此時吸水室內(nèi)流型稱之為脈動非螺旋泡狀流。流型6：如圖3(f)所示，小氣泡的數(shù)量減少，逐漸聚合成為大氣泡，且在大氣泡附近附著較多的小氣泡，此流型稱之為脈動非螺旋塞狀流。

圖3 吸水室內(nèi)流型Fig.3 Flow patterns in suction chamber

圖4為上述各流型對應(yīng)工況下數(shù)值模擬得到的吸水室內(nèi)軸截面上氣相體積分?jǐn)?shù)φg分布情況，為了便于比較各流型，對吸水室內(nèi)φg>10%的部分用灰色表示，φg≤10%的部分按色標(biāo)顏色區(qū)分。

圖4 吸水室內(nèi)氣相體積分?jǐn)?shù)Fig.4 Gas volume fraction in suction chamber

由圖4(a)(b)可見，吸水室內(nèi)出現(xiàn)明顯的氣相螺旋流動現(xiàn)象，在吸水室出口位置附近，氣相不再單一地分布于吸水室上部，而是分布在整個吸水室的出口截面。保持液體流量不變，增加氣體流量至吸水室內(nèi)出現(xiàn)塞狀流時，氣相在吸水室軸截面徑向的分布區(qū)域略有增加，且φg>10%的區(qū)域明顯增加。保持φi不變，增加液體流量至吸水室內(nèi)出現(xiàn)脈動流時，氣相在吸水室軸截面徑向的分布區(qū)域變大，且φg<10%的區(qū)域明顯增加。對比模擬與試驗的氣相分布可以發(fā)現(xiàn)，兩者基本吻合。數(shù)值模擬雖然不能給出氣泡大小以及氣泡間距的變化，但可以準(zhǔn)確地模擬出氣相體積分?jǐn)?shù)分布情況，因此利用該數(shù)值模擬方法可以對吸水室內(nèi)流型進(jìn)行深入研究。

3.2 氣體螺旋長度對比

圖5為試驗與模擬所得氣體螺旋長度L0的對比，工況為轉(zhuǎn)速n=600 r/min，氣相流量Qg=0.5 L/min，液相流量Ql=2 m3/h、4 m3/h、6 m3/h、8 m3/h、10 m3/h、12 m3/h，可以發(fā)現(xiàn)試驗和數(shù)值模擬得到的L0相近，模擬得到的L0比試驗得到的數(shù)值略小，這是因為試驗中模型泵葉輪與旋轉(zhuǎn)軸的銜接處為不規(guī)則結(jié)構(gòu)，而數(shù)值模擬過程對模型泵的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了適當(dāng)?shù)暮喕幚?，但試驗與模擬得到的L0誤差小于10%，數(shù)值模擬得到的L0在允許范圍內(nèi)，因此可以通過數(shù)值模擬方法對L0進(jìn)行影響因素分析。

圖5 試驗與模擬所得氣體螺旋長度比較Fig.5 Comparison of gas spiral length between experiment and simulation

3.3 泵的外特性對比

圖6為吸水室內(nèi)6種流型對應(yīng)工況下試驗與數(shù)值模擬所得泵揚(yáng)程及效率對比。由圖6可以發(fā)現(xiàn)，數(shù)值模擬所得泵的揚(yáng)程和效率均略高于試驗所得結(jié)果，這是因為數(shù)值模擬中只考慮了泵的水力損失，而在試驗中除了水力損失外，機(jī)械損失和容積損失均無法避免，這些損失包括葉輪輪盤的摩擦損失、軸承的摩擦損失、密封裝置及口環(huán)處的泄漏損失等。數(shù)值模擬與試驗得到的數(shù)據(jù)規(guī)律性一致，且兩者之間的誤差均在可以接受的范圍之內(nèi)，表明本文采用的數(shù)值模擬方法是準(zhǔn)確可靠的。因此，采用數(shù)值模擬方法對其他工況下吸水室內(nèi)流體流動進(jìn)行進(jìn)一步研究。

圖6 試驗與模擬所得泵外特性比較Fig.6 Comparison of external characteristics of pump between experiment and simulation

4 吸水室內(nèi)流動分析

4.1 吸水室內(nèi)流型分析

當(dāng)離心泵進(jìn)口氣相體積分?jǐn)?shù)小于臨界氣相體積分?jǐn)?shù)φic，吸水室內(nèi)氣液兩相流流型可以按照脈動流與穩(wěn)態(tài)流、泡狀流與塞狀流以及螺旋流與非螺旋流進(jìn)行區(qū)分。通過試驗發(fā)現(xiàn)：吸水室內(nèi)脈動流與穩(wěn)態(tài)流主要由液體流量決定，定義由穩(wěn)態(tài)流過渡到脈動流時的液體流量為Qlp；吸水室內(nèi)泡狀流與塞狀流主要由氣體流量和液體流量兩者共同決定，定義由泡狀流轉(zhuǎn)變?yōu)槿麪盍鲿r的進(jìn)口氣相體積分?jǐn)?shù)為φip；吸水室內(nèi)的螺旋流與非螺旋流主要由泵的轉(zhuǎn)速和液體流量共同決定，泵的轉(zhuǎn)速越大，泵能夠達(dá)到的最大液體流量Qlmax以及出現(xiàn)螺旋流時的液體流量Qls也越大，定義Qls=Qlp時泵的轉(zhuǎn)速為nc。當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速nnc、Qls>Qlp時，吸水室內(nèi)流型分布見表1。當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速n=nc時，Qls=Qlp，吸水室內(nèi)僅存在4種流型?？梢园l(fā)現(xiàn),吸水室內(nèi)最多可能出現(xiàn)8種流型，但在某一轉(zhuǎn)速下，最多只會出現(xiàn)6種流型。

表1 吸水室內(nèi)出現(xiàn)的流型

4.2 氣體螺旋長度影響因素及影響規(guī)律

試驗可以發(fā)現(xiàn)隨著氣體流量的增大，L0基本不變。為研究液體流量和泵的轉(zhuǎn)速對L0的影響，選取5種不同的轉(zhuǎn)速，固定氣體流量為1 L/min。根據(jù)泵的比例定律計算出不同轉(zhuǎn)速下的額定流量Qd，液體流量分別選Qd、0.8Qd、0.6Qd、0.4Qd和0.2Qd。統(tǒng)計各工況對應(yīng)的L0，繪制曲線如圖7所示。由圖7可以發(fā)現(xiàn)：(a)隨著液體流量的增加，L0逐漸減短，且L0越小，液體流量對L0的影響越弱。(b)隨著轉(zhuǎn)速的增大，L0逐漸增長，但增幅逐漸下降，這是因為螺旋流是由高速旋轉(zhuǎn)的葉片帶動具有一定黏性的液體運(yùn)動而產(chǎn)生的，由于流動過程中能量的損失，這種帶動作用隨著距離的增加而不斷減弱。(c)隨著轉(zhuǎn)速的增大，出現(xiàn)氣體螺旋流時的液體流量逐漸增大，不同轉(zhuǎn)速對應(yīng)的額定流量下氣體螺旋長度為0，表明液體流量大于額定流量后，吸水室內(nèi)不會出現(xiàn)螺旋流。

圖7 不同轉(zhuǎn)速下氣體螺旋長度隨 液體流量的變化Fig.7 Variation of gas spiral length with liquid phase flow at different rotational speeds

4.3 吸水室內(nèi)湍流強(qiáng)度分布

湍流強(qiáng)度I可以定義為速度波動的均方根與平均速度的比值，其計算公式為

I=0.16Re-1/8

(1)

式中：Re——雷諾數(shù)。可以發(fā)現(xiàn)氣體流量對湍流強(qiáng)度的影響較小。對吸水室內(nèi)脈動非螺旋泡狀流(圖8(a))、穩(wěn)態(tài)非螺旋泡狀流(圖8(b))、脈動螺旋泡狀流(圖8(c))和穩(wěn)態(tài)螺旋泡狀流(圖8(d))4種流型下的湍流強(qiáng)度進(jìn)行研究。設(shè)吸水室內(nèi)不同橫截面至吸水室出口截面之間的軸向距離為z，吸水室縱截面中心高度至采樣點(diǎn)之間的距離為R。圖8為φi=0.5%時不同截面處豎直直徑上I隨z的變化趨勢。由圖8可以發(fā)現(xiàn)：(a)在非螺旋流中，出現(xiàn)z較小時吸水室中心處I較大的現(xiàn)象，這是因為該位置存在液體螺旋流動，但其強(qiáng)度較弱，沒有帶動吸水室上部的氣體旋轉(zhuǎn)，從而導(dǎo)致液體螺旋長度大于氣體螺旋長度。(b)I隨著液體流量的增加而增加，且在螺旋流區(qū)域大幅度增加，這是因為在螺旋位置，周向速度的增大導(dǎo)致液體的速度波動增大。(c)I在同一截面上并非對稱分布，且在螺旋區(qū)域變化幅度較大，表明螺旋流既不穩(wěn)定也不對稱。

圖8 吸水室不同截面處豎直直徑上湍流強(qiáng)度分布Fig.8 Turbulence intensity distribution on vertical diameter at different cross sections of suction chamber

4.4 吸水室內(nèi)流型與泵外特性之間的關(guān)系

圖9為額定轉(zhuǎn)速下不同工況對應(yīng)離心泵的揚(yáng)程和效率，從圖9(a)(b)可以看出，當(dāng)φi從0.5%增大至2.5%時，泵的揚(yáng)程和效率均呈下降趨勢，表明保持液體流量不變，增大φi使吸水室內(nèi)流型從泡狀流轉(zhuǎn)變?yōu)槿麪盍鲿r，泵的性能會逐漸降低。由圖9(c)可以發(fā)現(xiàn)，保持φi不變時，泵的揚(yáng)程隨轉(zhuǎn)速的增大而增大，隨液體流量的增大而減小，表明減小液體流量或增大泵的轉(zhuǎn)速，使吸水室內(nèi)流型從非螺旋流轉(zhuǎn)變?yōu)槁菪鲿r，泵的揚(yáng)程會大幅度增大。由圖9(d)可以發(fā)現(xiàn)，額定流量對應(yīng)泵的效率最高，由額定流量下吸水室內(nèi)為非螺旋流，表明泵的效率最高時，吸水室內(nèi)為非螺旋流。當(dāng)吸水室內(nèi)流型從穩(wěn)態(tài)流轉(zhuǎn)變?yōu)槊}動流時，液體流量增大，因此泵的揚(yáng)程會下降，效率在該轉(zhuǎn)速對應(yīng)的額定流量下為最大值，因此效率最高時吸水室內(nèi)流型可能為穩(wěn)態(tài)流，也可能為脈動流。綜上所述，離心泵效率最高時，吸水室內(nèi)流型為穩(wěn)態(tài)非螺旋泡狀流或脈動非螺旋泡狀流。

圖9 不同工況下泵的外特性Fig.9 External characteristics of pump under different working conditions

5 結(jié) 論

a.輸送氣液兩相介質(zhì)的離心泵其吸水室內(nèi)的流型可分為穩(wěn)態(tài)螺旋泡狀流、穩(wěn)態(tài)螺旋塞狀流、穩(wěn)態(tài)非螺旋泡狀流、穩(wěn)態(tài)非螺旋塞狀流、脈動螺旋泡狀流、脈動螺旋塞狀流、脈動非螺旋泡狀流和脈動非螺旋塞狀流8種，某一轉(zhuǎn)速下吸水室內(nèi)最多出現(xiàn)6種流型。

b.氣體螺旋長度隨著液體流量的增大而減短，隨著轉(zhuǎn)速的增大而增長。

c.吸水室出口位置存在液體螺旋，且液體螺旋長度大于氣體螺旋長度；吸水室內(nèi)湍流強(qiáng)度隨著液體流量的增大而增大，且在螺旋流區(qū)域大幅度增大；螺旋流并非對稱分布。

d.輸送氣液兩相介質(zhì)的離心泵，其吸水室內(nèi)流型為穩(wěn)態(tài)螺旋泡狀流時，泵的揚(yáng)程較大；離心泵效率最高時，吸水室內(nèi)流型為穩(wěn)態(tài)非螺旋泡狀流或脈動非螺旋泡狀流。