史廣泰 王彬鑫 李和林 劉宗庫

(1.西華大學(xué)能源與動力工程學(xué)院 2.四川省流體及動力機械教育部重點實驗室)

0 引 言

油氣混輸技術(shù)是直接將原油產(chǎn)出物進行混合增壓輸送到聯(lián)合站的新技術(shù)，相比于傳統(tǒng)的采油工藝，油氣混輸技術(shù)的應(yīng)用可以減少油、氣分離設(shè)備以及部分輸氣管線的投資，還能減少在生產(chǎn)運營時井下維修工作量。油氣混輸技術(shù)的關(guān)鍵設(shè)備就是多相混輸泵，多相混輸泵是對油氣生產(chǎn)和運輸具有重要意義的一種高效率的特種泵[1-2]。

由于多相混輸泵內(nèi)部流動狀態(tài)極為復(fù)雜，尚無成熟的多相混輸泵設(shè)計方法，目前對多相混輸泵的研究主要圍繞內(nèi)部流動機理和水力性能優(yōu)化等方面[3-4]。張人會等[5]對螺旋軸流式油氣混輸泵導(dǎo)葉內(nèi)非定常速度場流動進行了模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)基本模態(tài)能夠反映葉片型線等流道幾何特征引起的穩(wěn)態(tài)流場特征，3階和4階模態(tài)反映了動葉輪與靜葉輪間的動靜干擾特征。史廣泰等[6-8]對不同工況下多相混輸泵內(nèi)部流動規(guī)律及做功能力進行了研究，指出在葉片前半段，越靠近輪緣葉輪的增壓性能越強，且葉輪旋轉(zhuǎn)的機械能主要在葉片中部轉(zhuǎn)換成流體介質(zhì)的靜壓能。苗長山等[9]利用數(shù)值模擬的結(jié)果分析了氣液兩相在泵內(nèi)的流動狀況,并對模擬結(jié)果和試驗結(jié)果進行了對比，指出在設(shè)計工況時,數(shù)值計算得到的外特性與試驗值接近，遠離設(shè)計工況時,預(yù)測的準(zhǔn)確性下降,尤其在小流量工況下差別較大。張金亞等[10-11]對三級多相混輸泵進行了數(shù)值模擬,并對多相混輸泵的內(nèi)部流動規(guī)律進行了分析，提出了幾種增強多相混輸泵氣液混合程度的方法，并通過試驗手段進行了相關(guān)的可視化研究。李增亮等[4]設(shè)計了一種新型水下氣液混合器，對該產(chǎn)品的研究結(jié)果表明，在安裝氣液混合器后,在不穩(wěn)定含氣體積分?jǐn)?shù)工況下能夠減小約20%的波動幅度,混輸泵增壓能力提高17%左右,泵效提高約10%。張文武等[12]研究了介質(zhì)黏性對氣液混輸泵兩相流動特性的影響，通過對相間阻力模型進行修正，大大提高了高含氣體積分?jǐn)?shù)下模型的預(yù)測能力。馬希金等[13]通過對混輸泵的半螺旋形吸入室進行模擬計算,得出在吸入室的出口處增加一段環(huán)形流道很有必要,能為葉輪入口提供均勻來流。

目前關(guān)于螺旋軸流式多相混輸泵動、靜葉輪軸向間隙的選取缺少理論指導(dǎo)[14]。多相混輸泵運行時，動、靜葉輪之間流體會產(chǎn)生沖擊漩渦，造成沖擊損失并對下一級葉輪效率造成影響。增加動、靜葉輪軸向間隙雖有利于減輕動、靜葉輪間的動靜干涉和沖擊，但也減弱了葉輪對流體的排擠作用，增大了增壓單元的長度和沿程水頭損失。由此可見，尋找動、靜葉輪軸向間隙的最佳值是提高多相混輸泵性能的一種途徑。本文通過分析動、靜葉輪軸向間隙對多相混輸泵外特性以及內(nèi)流場特性的影響，來探討動、靜葉輪軸向間隙對多相混輸泵單個增壓單元水力性能的影響，以期為多級多相混輸泵的設(shè)計與研發(fā)提供參考依據(jù)。

1 數(shù)值計算

1.1 計算模型

以自主研發(fā)的螺旋軸流式多相混輸泵單個增壓單元為研究對象。為了降低邊界條件對計算精度的影響，對進口和出口均進行適當(dāng)延長。計算域由進口延長段、出口延長段、軸向間隙、動葉輪和靜葉輪組成。流體域模型如圖1所示。

圖1 流體域模型

其中動葉輪葉片數(shù)Zi=3，靜葉輪葉片數(shù)Zd=11，設(shè)計流量Q=100 m3/h，設(shè)計轉(zhuǎn)速n=3 600 r/min。

以動葉輪外徑Di為基準(zhǔn)，定義動葉輪與靜葉輪之間的軸向間隙系數(shù)δ，于是有：

(1)

式中：l為動葉輪與靜葉輪之間的軸向間隙，mm。

本文選取軸向間隙系數(shù)的研究范圍為0.00～0.17。

1.2 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格質(zhì)量是影響數(shù)值計算精度與收斂性的重要因素。為了盡可能捕捉多相混輸泵內(nèi)部流動細節(jié)，提高數(shù)值模擬計算精度，對多相混輸泵流體域采用了六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分技術(shù)。進、出口延長段和軸向間隙采用ICEM CFD進行結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分；采用TurboGrid對動葉輪和靜葉輪進行結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，流體域網(wǎng)格單元總數(shù)為286萬。動葉輪網(wǎng)格與靜葉輪網(wǎng)格分別如圖2和圖3所示。

圖2 動葉輪網(wǎng)格

圖3 靜葉輪網(wǎng)格

2 數(shù)值計算方法

2.1 控制方程

本文選取標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型為控制方程，該湍流模型具有良好的穩(wěn)定性和適用性。標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型需要求解湍動能及其耗散率方程。對定常、不可壓流動，湍動能k和湍動能耗散率ε的約束方程為：

(2)

(3)

式中：Gk為平均速度梯度引起的湍動能產(chǎn)生項；C1和C2均為經(jīng)驗常數(shù)，C1=1.44，C2=1.92；σk和σε分別為與湍動能k和耗散率ε對應(yīng)的Prandtl數(shù)，σk=1.0，σε=1.314；μ為動力黏度，uj為速度，ρ為密度，μt為湍流黏度。

2.2 邊界條件及求解方法

數(shù)值計算采用ANSYS CFX軟件，利用有限體積法對控制方程進行離散，采用SIMPLE方法進行壓力與速度的求解。進口給定速度進口，出口采用平均壓力出口，所有壁面滿足無滑移固壁條件，等溫處理，溫度設(shè)為25 ℃。壁面處采用基于k-ε方程的自動壁面處理模型，使得在近壁區(qū)將壁面函數(shù)自動調(diào)整為低雷諾數(shù)壁面方程。動靜交界面采用Frozen Rotor，該方法能對重參考系問題進行穩(wěn)定求解。在數(shù)值求解方面，對流項和湍動能相均采用二階迎風(fēng)格式求解，收斂殘差為1.0×10-5。

在養(yǎng)顏方的調(diào)理下，黃婉秋經(jīng)歷了歲月，卻留住了青春：“真的，很多年輕人都比不過我，每天加演4場也好，6場也好，8場也好，我總不覺得累?！?/p>

3 計算結(jié)果分析

為了考察不同軸向間隙系數(shù)對多相混輸泵水力性能的影響，計算模型選取了軸向間隙系數(shù)為0、0.05、0.09、0.13及0.17共5種情況，在設(shè)計流量Q=100 m3/h、設(shè)計轉(zhuǎn)速n=3 600 r/min純水工況下進行了數(shù)值計算。對多相混輸泵外特性、內(nèi)流場以及湍流耗散率等內(nèi)部流動特性進行分析。

3.1 外特性

圖4為不同軸向間隙系數(shù)下多相混輸泵揚程-效率特性曲線。

圖4 不同軸向間隙系數(shù)下多相混輸泵揚程-效率曲線

由圖4可知：隨著軸向間隙系數(shù)的增大，多相混輸泵的揚程和效率先增大再逐漸減小，在δ=0時，揚程和效率最低，分別為11.87 m和37.95%；在δ=0.13時，揚程和效率達到最高，分別為12.52 m和40.98%。這主要是因為過小軸向間隙系數(shù)導(dǎo)致動靜干涉作用劇烈，沖擊漩渦增強，局部水頭損失增加，雖然沿程水頭損失較小，但是此時局部水頭損失占據(jù)主導(dǎo)作用，從而引起多相混輸泵揚程和效率下降。隨著軸向間隙系數(shù)的增大，多相混輸泵動葉輪與靜葉輪間的沖擊作用減弱，流動更加均勻，使得多相混輸泵的揚程和效率升高。但是當(dāng)軸向間隙系數(shù)進一步增大時，局部水頭損失減小，沿程水頭損失增加，此時沿程水頭損失占據(jù)主導(dǎo)作用，且葉片對流體的約束能力減弱，導(dǎo)致多相混輸泵的揚程和效率降低。所以選擇合理的軸向間隙系數(shù)有利于提高多相混輸泵的水力性能，在所分析的5個軸向間隙系數(shù)中，δ=0.13是多相混輸泵性能最佳工況。

3.2 軸向內(nèi)流特性

圖5為不同軸向間隙系數(shù)下0.5倍葉高靜壓分布云圖。由圖5可知：從動葉輪進口到出口，沿流動方向壓力逐漸升高，壓力梯度變化明顯；低壓區(qū)出現(xiàn)在動葉輪吸力面中部靠近進口位置，高壓區(qū)出現(xiàn)在靜葉輪出口壓力面。在動葉輪葉片前緣附近存在壓力梯度變化較大區(qū)域，這主要是流體在葉片進口邊受到葉片的阻礙作用，導(dǎo)致壓力發(fā)生突變。隨著軸向間隙系數(shù)增大，靜葉輪流道內(nèi)壓力分布更加均勻，靜葉輪進口吸力面的低壓區(qū)逐漸減少。這是因為隨著軸向間隙系數(shù)的增加，動葉輪與靜葉輪的動靜干涉減弱，動葉輪出口處的尾跡流在間隙流動過程中與主流充分摻混，靜葉輪內(nèi)的流動狀況得到改善，但過大的軸向間隙會增加間隙處的摻混損失以及沿程水頭損失，導(dǎo)致部分壓能耗散。

圖5 不同軸向間隙系數(shù)下0.5倍葉高靜壓分布云圖

圖6為不同軸向間隙系數(shù)下0.5倍葉高速度場分布云圖。

圖6 不同軸向間隙系數(shù)下0.5倍葉高速度分布云圖

由圖6可知：流體進入流道后經(jīng)動葉輪做功，流體速度逐漸降低，經(jīng)過靜葉輪的擴壓整流，流體的部分動能轉(zhuǎn)換成靜壓能，因此靜葉輪內(nèi)流體速度迅速降低；在動葉輪中吸力面速度大于壓力面，靜葉輪中壓力面速度大于吸力面。由圖6還可以發(fā)現(xiàn)，在小軸向間隙系數(shù)下，靜葉輪內(nèi)的速度場分布非常紊亂，隨著軸向間隙系數(shù)的增大，靜葉輪內(nèi)的速度場分布逐漸均勻。動葉輪吸力面的高速區(qū)以及靜葉輪內(nèi)的低速區(qū)，隨著軸向間隙系數(shù)的增大逐漸減小，這是由于軸向間隙系數(shù)的增大，動、靜葉輪軸向間隙處的流場干涉作用減弱，導(dǎo)致速度梯度變化減小。

3.3 間隙徑向截面內(nèi)流特性

圖7和圖8分別為軸向間隙徑向截面示意圖和不同軸向間隙系數(shù)下軸向間隙徑向截面的靜壓分布。由圖8可知：隨著軸向間隙處徑向距離的增大，壓力也逐漸增大，這是離心力作用導(dǎo)致的；隨著軸向間隙系數(shù)的變化，軸向間隙徑向截面壓力分布也變化明顯。當(dāng)軸向間隙系數(shù)δ=0時，壓力分布非常紊亂，這主要是因為軸向間隙過小，動靜干涉作用明顯，引起軸向間隙處壓力分布不均勻。隨著軸向間隙系數(shù)的增大，壓力分布逐漸均勻，這是因為間隙處的無葉區(qū)起著穩(wěn)流過渡作用，間隙增大時，動葉輪尾部與靜葉輪頭部之間的相互干涉作用減弱，產(chǎn)生的沖擊損失就減小，因此壓力分布隨著軸向間隙系數(shù)的增大而趨于均勻。

圖7 軸向間隙徑向截面示意圖

圖8 不同軸向間隙系數(shù)下軸向間隙徑向截面靜壓分布

圖9為不同軸向間隙系數(shù)下軸向間隙徑向截面速度場分布。從圖9可知：隨著軸向間隙系數(shù)的增大，速度分布也逐漸均勻，不同軸向間隙系數(shù)下的徑向截面速度場分布規(guī)律與壓力場基本一致；在近壁面區(qū)域有較大的速度梯度。在較小軸向間隙系數(shù)下，相較于壓力場分布，速度場的分布相對比較均勻，并且在速度場中分布有3個明顯高速區(qū)域，這主要是來自動葉輪葉片的高速尾跡流引起的。

圖9 不同軸向間隙系數(shù)下軸向間隙徑向截面速度分布

3.4 湍流耗散率分布規(guī)律

圖10和圖11分別為動葉輪和靜葉輪從進口到出口湍流耗散率分布規(guī)律。由圖10和圖11可知，在同一軸向間隙系數(shù)下，動葉輪內(nèi)的湍流耗散率大于靜葉輪內(nèi)的湍流耗散率，動葉輪中部以及靜葉輪進口處湍流耗散率較大。在動葉輪進、出口以及靜葉輪進口處湍流耗散率變化最大。這主要是因為在動葉輪進口流體與葉片產(chǎn)生沖擊，在動葉輪出口與靜葉輪進口發(fā)生動靜干擾，從而使這些區(qū)域的湍流耗散變化明顯。由于動葉輪進口以及靜葉輪出口遠離動靜干涉區(qū)域，所以軸向間隙系數(shù)對湍流耗散率影響較??；而動葉輪的出口以及靜葉輪的進口處，軸向間隙系數(shù)對湍流耗散率影響較大，且靜葉輪進口影響最大。這是因為沿流動方向，動葉輪出口的高速流體經(jīng)過靜葉輪時，靜葉輪進口受到的動靜干涉作用比動葉輪出口的更強。

圖10 不同軸向間隙系數(shù)下動葉輪進口到出口湍流耗散率分布規(guī)律

圖11 不同軸向間隙系數(shù)下靜葉輪進口到出口湍流耗散率分布規(guī)律

4 結(jié) 論

(1)軸向間隙對多相混輸泵揚程和效率有顯著影響，隨著軸向間隙系數(shù)的增大，多相混輸泵的揚程和效率均先增大再逐漸減小，當(dāng)軸向間隙系數(shù)為δ=0.13時，多相混輸泵揚程和效率達到最高。

(2)不同軸向間隙下，多相混輸泵軸向截面和軸向間隙徑向截面的靜壓以及速度分布變化很大。隨著軸向間隙的增大，動葉輪吸力面高速區(qū)以及靜葉輪內(nèi)低速區(qū)逐漸減小，軸向間隙中間截面的靜壓分布和速度分布更加均勻。

(3)同一軸向間隙下，動葉輪內(nèi)的湍流耗散率大于靜葉輪內(nèi)，動葉輪中部以及靜葉輪進口處湍流耗散率較大。軸向間隙主要對動葉輪的出口和靜葉輪的進口處的湍流耗散率影響較大，且對靜葉輪進口處湍流耗散的影響大于動葉輪出口。