董鵬敏,趙天義,華 超,陸 野,于宏盛,王天琦,高利飛

(1.西安石油大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,陜西 西安 710065;2.長慶油田 第二輸油處,甘肅 慶陽 745199;3.西安慶安電氣控制有限責(zé)任公司,陜西 西安 710077)

0 引 言

離心泵葉輪的內(nèi)部流動是復(fù)雜的三維紊流流動,流體速度分布跨越好幾個數(shù)量級,有單向流、多相流交叉流動。在葉輪旋轉(zhuǎn)以及表面曲率的影響下,離心泵會出現(xiàn)分離流、回流和二次流的現(xiàn)象,使葉輪內(nèi)部流體流動變得極其復(fù)雜[1]。

隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展,計(jì)算流體力學(xué)(computational fluid dynamics， CFD)發(fā)展得很快,并且許多商用CFD軟件也在離心泵的內(nèi)流數(shù)值模擬上得到了應(yīng)用。

在實(shí)驗(yàn)測試手段還不十分完善的今天,研究采用CFD方法來數(shù)值模擬離心泵葉輪的內(nèi)流特點(diǎn),從而進(jìn)行葉輪的造型和設(shè)計(jì)是現(xiàn)代泵技術(shù)的重要研究方法[2,3]。MAJIDI K等人[4]采用了CFD方法,對離心泵的整個葉輪和蝸殼內(nèi)的非定常三維黏性流動進(jìn)行了求解。BENRA F K等人[5]采用數(shù)值模擬方法,研究了單葉片離心泵的非定常流場,得到了流量增大,揚(yáng)程也隨之提高的結(jié)論。BOEHNING F等人[6]采用瞬態(tài)數(shù)值方法,研究了不同的蝸殼結(jié)構(gòu)對血泵徑向力的影響,結(jié)果表明,相較環(huán)向蝸殼,雙蝸殼結(jié)構(gòu)可以有效地降低其徑向力。BARRIO R等人[7]采用了瞬態(tài)數(shù)值方法,對離心泵葉輪徑向力進(jìn)行了研究,結(jié)果表明,在非設(shè)計(jì)流量工況下,瞬態(tài)數(shù)值計(jì)算得到的離心泵葉輪徑向力為穩(wěn)態(tài)幅值的40%～70%,且非定常的結(jié)果與試驗(yàn)研究結(jié)果更為接近。MELE J等人[8]采用了試驗(yàn)和模擬的方法,對不同轉(zhuǎn)速下泵的振動與非定常流動的關(guān)系進(jìn)行了研究,結(jié)果發(fā)現(xiàn),流動引起的振動隨著泵轉(zhuǎn)速的增加而增加,并且其與泵的效率有明顯的關(guān)系。

在前人理論的基礎(chǔ)上,筆者將速度壓力仿真求解與離心泵運(yùn)行過程中的振動現(xiàn)象相聯(lián)系,提出可減小離心泵振動的流量范圍。

輸油站外輸泵機(jī)組投產(chǎn)于2015年9月15日,截止2019年6月底,1#外輸泵累計(jì)運(yùn)轉(zhuǎn)時間為23 835 h,通過近5年長期不間斷的監(jiān)測,1#外輸泵低壓端振動日益偏大,瞬時可達(dá)9.0 mm/s以上。經(jīng)過多種方法的運(yùn)行模式調(diào)節(jié),泵低壓端垂直于軸向振動值經(jīng)常性≥7.1 mm/s。

針對輸油泵的振動現(xiàn)象,在常規(guī)轉(zhuǎn)速流量參數(shù)下,筆者利用ANSYS分析原油外輸泵泵內(nèi)流場及流體壓力的變化規(guī)律,并由其變化規(guī)律分析外輸泵效率低下,誘發(fā)泵體振動的原因,得到原油外輸泵工作的合理轉(zhuǎn)速和流量范圍,以保證生產(chǎn)的正常運(yùn)行。

1 泵體模型構(gòu)建

1.1 幾何參數(shù)

此處筆者以某泵業(yè)公司的雙吸入離心泵作為研究模型。該泵設(shè)計(jì)流量qv=500 m3/h,設(shè)計(jì)揚(yáng)程H=480 m,設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速n=2 980 r/min,比轉(zhuǎn)速ns=40,設(shè)計(jì)效率η=78%,葉片數(shù)z=6,葉輪進(jìn)口直徑D0=180 mm,葉輪出口直徑D2=541 mm,葉輪出口寬度b2=21.1 mm。運(yùn)行參數(shù)根據(jù)實(shí)際情況選取qv=357 m3/h,轉(zhuǎn)速n=2 554 r/min。

1.2 模型建立

筆者采用SolidWorks 2019對離心泵模型進(jìn)行簡化,在SPACECLAIM中進(jìn)行流體域抽取。最終的離心泵三維模型如圖1所示。

圖1 離心泵的三維模型

1.3 網(wǎng)格劃分

模型由進(jìn)水流道、轉(zhuǎn)輪、導(dǎo)葉、蝸殼、出水流道等部分組成。為了保證整體網(wǎng)格的質(zhì)量，縮短計(jì)算耗時,筆者對所有的過流部件均采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行劃分。

首先,筆者對各部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)分塊,預(yù)生成網(wǎng)格后,再對節(jié)點(diǎn)的分布規(guī)律、分布數(shù)量進(jìn)行調(diào)整,對各個過流部件的網(wǎng)格計(jì)算域進(jìn)行加密[9]。在FLUENT meshing中,確定邊界條件進(jìn)行網(wǎng)格劃分,葉輪流體網(wǎng)格數(shù)量9.56×105;殼體流體區(qū)域網(wǎng)格數(shù)量1.245×106。

模型的網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖2 模型的網(wǎng)格劃分

1.4 邊界條件

由于已知目標(biāo)泵的設(shè)計(jì)流量與設(shè)計(jì)揚(yáng)程,所以研究中取其進(jìn)口邊界條件為質(zhì)量流量的進(jìn)口,出口邊界條件為壓力出口,運(yùn)用數(shù)值模擬結(jié)果來計(jì)算對應(yīng)的揚(yáng)程與效率;將轉(zhuǎn)輪設(shè)置為轉(zhuǎn)動邊界,將壁面設(shè)置為無滑移邊界條件,對近壁區(qū)采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)[10]。

由于泵站工況比較復(fù)雜,管線、閥門、喂油、排出等影響因素較多,筆者對測得的數(shù)據(jù)進(jìn)行平均計(jì)算。

具體邊界條件如表1所示。

表1 邊界條件

1.5 湍流模型選擇

利用調(diào)配函數(shù),SSTk-ω湍流模型在近壁區(qū)的k-ω模型和遠(yuǎn)場區(qū)域的k-ω模型之間進(jìn)行轉(zhuǎn)換。該模型兼具k-ω模型計(jì)算近壁區(qū)黏性流動的精確性和k-ω模型計(jì)算遠(yuǎn)場自由流動的可靠性,其優(yōu)點(diǎn)是考慮了湍流剪切應(yīng)力,即使在流動分離的計(jì)算中也能夠獲得準(zhǔn)確的結(jié)果。

在研究中,筆者選用了SSTk-ω湍流模型進(jìn)行計(jì)算。筆者采用二階中心差分格式對壓力項(xiàng)進(jìn)行計(jì)算;采用二階迎風(fēng)格式對動量項(xiàng)和湍動黏度進(jìn)行修正;利用SIMPLE算法對流場中的速度和壓力進(jìn)行耦合[11];

筆者采用質(zhì)量流量進(jìn)口條件,泵內(nèi)各過流部件間采用interface進(jìn)行數(shù)據(jù)交換;將模型泵進(jìn)出口流道壁面、泵腔體內(nèi)壁面設(shè)置為靜止壁面,葉片以及葉輪等跟隨葉輪旋轉(zhuǎn)的壁面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)邊界;固體壁面處采用無滑移邊界條件,近壁采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理。

筆者采用二階迎風(fēng)格式對流項(xiàng)空間進(jìn)行離散,采用具有二階精度的中心差分格式對擴(kuò)散項(xiàng)的空間進(jìn)行離散,采用SIMPLE算法實(shí)現(xiàn)速度與壓力的耦合;為了保證收斂性,計(jì)算時將監(jiān)測殘差值設(shè)為10-5。

1.6 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

為排除網(wǎng)格總數(shù)對數(shù)值計(jì)算結(jié)果的影響,筆者分別劃分了56套不同數(shù)量的網(wǎng)格來進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證;以離心泵揚(yáng)程值作為網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證的標(biāo)準(zhǔn),當(dāng)揚(yáng)程波動值小于1%,認(rèn)為網(wǎng)格滿足計(jì)算需求,同時兼顧數(shù)值計(jì)算所需的計(jì)算時間,最終選定2.2×106為計(jì)算需求。

揚(yáng)程和網(wǎng)格關(guān)系如圖3所示。

圖3 網(wǎng)格數(shù)量和揚(yáng)程的關(guān)系

2 流體分析

2.1 離心泵內(nèi)部不穩(wěn)定流動特性

離心泵的組成由葉輪和蝸殼等組成。由于離心泵特殊復(fù)雜的結(jié)構(gòu),工作狀態(tài)時葉輪飛速旋轉(zhuǎn)以及內(nèi)外部動靜部件的相互干涉,使離心泵內(nèi)部形成不穩(wěn)定的非定常湍流流動。

已有研究表明:當(dāng)離心泵運(yùn)行時,在其內(nèi)部存在著許多不穩(wěn)定的流動特性(如葉輪進(jìn)口處的回流、葉輪出口的尾流-射流結(jié)構(gòu)以及誘導(dǎo)振動和噪聲等),這些非定常的流動特性都會決定離心泵的運(yùn)行性能。

2.1.1 回流

回流現(xiàn)象一般發(fā)生在葉輪的進(jìn)出口處。造成葉輪進(jìn)口處產(chǎn)生回流的主要原因是高速旋轉(zhuǎn)葉片對內(nèi)部流體作用力不均勻,由于運(yùn)轉(zhuǎn)時存在離心力,使得進(jìn)水外緣處的液流與進(jìn)水管靠近轉(zhuǎn)軸處的流體之間存在壓差,且外緣處的壓力要比轉(zhuǎn)軸處的流體壓力高,由此導(dǎo)致流體從葉輪進(jìn)口回流到進(jìn)水管中[12]。

離心泵進(jìn)出口回流示意圖如圖4所示。

圖4 離心泵進(jìn)出口回流示意圖

2.1.2 尾流-射流結(jié)構(gòu)

如上節(jié)所述,葉片壓力面附近的流動速度加快,而葉片吸力面附近的流體流動速度降低,形成尾流-射流結(jié)構(gòu),葉片壓力面附近是流速較高的近似無黏性的射流區(qū),而葉片吸力面附近是流速較低的尾流區(qū)[13]。

分葉輪內(nèi)尾流-射流結(jié)構(gòu)如圖5所示。

圖5 分葉輪內(nèi)尾流-射流結(jié)構(gòu)

2.2 流線分析

FLUENT軟件具有很多種分析功能,還具有包括定常流動、層流、湍流、非定常流動等一系列物理模型。

流線的計(jì)算與顯示是流場可視化中的一項(xiàng)基本技術(shù)。通過將CFD的計(jì)算網(wǎng)格剖分為四面體單元,并設(shè)置相鄰四面體之間的拓?fù)潢P(guān)系,運(yùn)用基于四面體側(cè)面法的“指南針”法進(jìn)行快速點(diǎn)定位,采用自適應(yīng)步長的數(shù)值積分方法直接在物理空間中進(jìn)行流線的追蹤,可避免物理空間和計(jì)算空間之間的轉(zhuǎn)換,以及由此所帶來的誤差,提高流線追蹤的精度和效率[14]。

流線計(jì)算完成后,筆者在ANSYS后處理軟件中進(jìn)行流線生成,如圖6所示。

圖6 流場流線分布

由圖6可以看出:

當(dāng)流體由流體域入口處流入時,流線呈現(xiàn)規(guī)則且整齊的流線分布;當(dāng)流體經(jīng)過旋轉(zhuǎn)的葉輪時,流線流型發(fā)生轉(zhuǎn)變,呈螺旋運(yùn)動狀態(tài),并從出口處流出,且流體在泵腔內(nèi)部得到加速,其中在葉輪部分流速呈梯度分布;由于出口管徑比入口小,出口流速明顯高于入口流速;

流體有尾流-射流結(jié)構(gòu)的存在,且流道內(nèi)出現(xiàn)邊界層分離現(xiàn)象,這將會導(dǎo)致水力損失增大,使泵的效率低下,甚至還會引起振動。

2.3 葉輪數(shù)值分析

2.3.1 靜壓分析

葉輪壓力分布如圖7所示。

圖7 葉輪壓力分布云圖

通過求解可以看出:相對于葉緣處,吸入口段葉片根部的絕對壓力較低,其壓力大小基本與喂油泵出口壓力一致(6.4 kPa左右),可保證喂油泵流出的流體正常被吸入;而葉緣處壓力值為1.3 MPa,且從葉片根部到葉緣處,壓力逐漸增加,葉緣又與排出口位置較近,在低壓的吸入作用下,流體可順利從吸入口流向排出口。

因此可以得出結(jié)論,葉輪具有良好的吸入和排出能力。

2.3.2 速度分析

葉輪速度分布如圖8所示。

圖8 葉輪速度分布云圖

通過求解可以看出,沿著葉緣根部到其端面的速度呈現(xiàn)遞增趨勢,最大速度為75.1 m/s,而吸入口段速度(相對葉緣處)較低。

入口流速計(jì)算如下:

(1)

式中:Q—離心泵平均入口流量;S—入口段面積,直徑180 mm。

由此可知:原本流速較低的流體,流經(jīng)葉輪后,其速度顯著增大;

但由于受葉輪流道內(nèi)的二次流影響,高能流體微團(tuán)聚攏在葉片壓力面,加快了流體流動速度,從而降低了葉片壓力面邊界層分離的可能;而低能流體微團(tuán)進(jìn)入到葉片吸力面附近的邊界層內(nèi),降低了吸力面附近的流動速度,使得邊界層變厚,加劇了葉片吸力面邊界層分離[15],也是誘發(fā)泵體振動的一個因素。

2.3.3 總壓分析

葉輪總壓分布如圖9所示。

圖9 葉輪總壓分布云圖

通過求解可以看出:葉輪葉片表面的總壓高于葉緣處,且從根部到葉緣處呈現(xiàn)增大的趨勢;而總壓等于靜壓和動壓之和,說明葉緣處的動壓高于根部處的動壓,其值最高,這也與速度分布呈現(xiàn)一致的趨勢。

圖9(b)下側(cè)處顯示說明,流體經(jīng)過離心泵葉輪后，出口壓力要遠(yuǎn)高于其他地方;

從圖9(a)中可以看出,葉片對流體做功不均勻,葉輪流道內(nèi)的流體就會產(chǎn)生邊界層分離現(xiàn)象,甚至在流道中形成分離漩渦;而邊界層分離現(xiàn)象可能會引起振動的出現(xiàn),導(dǎo)致泵的效率低下。

2.3.4 葉輪內(nèi)壁面分析結(jié)果

葉輪內(nèi)壁面壓力分布如圖10所示。

圖10 葉輪內(nèi)壁面壓力分布云圖

通過求解可以看出:在葉輪內(nèi),輪廓壓力分布與葉片基本一致。由于葉片從絕對壓力角度描述壓力分布,因此,筆者采用表壓(靜壓)來描述外輪廓。

從圖10中可以看出:最低壓力為4.0 kPa左右,最高為1.2 MPa;這是葉輪離心力、提升力綜合作用的結(jié)果;葉輪中心為吸入?yún)^(qū),對泵產(chǎn)生流體吸入,邊緣為排出區(qū)域,提升液體壓力后排出,形成對流體做功的過程[16]。

2.3.5 泵內(nèi)壁壓力分析結(jié)果

泵內(nèi)壁壓力分布如圖11所示。

圖11 泵內(nèi)壁壓力分布云圖

從圖11可以看出:最低壓力為4.0 kPa左右,最高

為1.2 MPa;這是葉輪排出壓力與泵殼綜合作用的結(jié)果。

因而，隨著葉輪半徑增大,壓力亦隨之提高;同時,由于出口回流,導(dǎo)致局部壓力明顯增大。

2.3.6 出口分析結(jié)果

外輸泵出口壓力分布如圖12所示。

圖12 輸出泵出口壓力分布云圖

圖12中,由于離心旋轉(zhuǎn)及回流作用,造成排出口靠近泵室腔體底部回流;底部受速度及壓力影響,流速較低;上部離心力作用相對較大,產(chǎn)生動能較大,因而上部總壓高于下部[17];根據(jù)面平均計(jì)算出口壓力為1.3 MPa;

而葉輪出口處產(chǎn)生回流的原因是由于出口處流體流動不均勻以及蝸殼中的湍流流動,一部分流體的絕對速度要大于蝸殼中流動速度,所以這部分流體會以較高的動能撞擊蝸殼中的流體,在葉輪內(nèi)受到二次做功,消耗更多的能量;而另一些流體的流動速度要低于這部分流體的流動速度,因此被重新壓回到葉輪當(dāng)中。嚴(yán)重的回流現(xiàn)象可能會誘發(fā)泵體振動,導(dǎo)致泵的效率低下。

2.3.7 泵殼分析結(jié)果

泵殼壓力分布如圖13所示。

圖13 泵殼壓力分布云圖

泵殼中心受離心升力、腔體容積、出口直徑的影響,中心壓力明顯高于兩側(cè)吸入口;沿著中心面受泵葉輪影響,壓力呈對稱降低,最終降至入口吸入壓力[18]。液體流動方向?yàn)?從入口負(fù)壓區(qū)(壓力相對較低)吸入,經(jīng)過葉輪做功,沿著泵殼腔體,直到切線方向排出。

泵殼垂直中心剖面云圖如圖14所示。

圖14 泵殼垂直中心剖面云圖

泵殼水平中心剖面圖如圖15所示。

圖15 泵殼水平中心剖面圖

離心泵啟動之后,泵軸會帶動葉輪一起做高速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動,迫使預(yù)先充灌在葉片間的液體旋轉(zhuǎn),在慣性離心力的作用下,液體自葉輪中心向外周做徑向運(yùn)動,液體介質(zhì)在流經(jīng)葉輪的運(yùn)動過程中獲得能量,導(dǎo)致靜壓能增高,同時流速增大;

當(dāng)液體離開葉輪進(jìn)入泵殼后,由于殼內(nèi)流道逐漸擴(kuò)大而減速,部分動能轉(zhuǎn)化為靜壓能,最后沿切向流入排出管路;

當(dāng)液體自葉輪中心甩向外周時,在葉輪中心會形成一個低壓區(qū),在貯槽液面與葉輪中心總勢能差的作用下,使液體被吸進(jìn)葉輪中心,依靠葉輪的不斷運(yùn)轉(zhuǎn),液體被連續(xù)地吸入和排出。

液體在離心泵中獲得的機(jī)械能量最終表現(xiàn)為靜壓能的提高[19-24]。

3 結(jié)果驗(yàn)證

筆者依據(jù)仿真分析壓力變化的結(jié)果,得到以下運(yùn)行驗(yàn)證參數(shù),如表2所示。

由表2可知:當(dāng)1#外輸泵2 519 r/min,排量331 m3/h時,泵的軸向振動最小。

表2 1#泵實(shí)際工況驗(yàn)證參數(shù)(高壓端)

4 結(jié)束語

針對輸油泵(串聯(lián)外輸泵)在運(yùn)行過程中存在的振動現(xiàn)象,在常規(guī)轉(zhuǎn)速流量參數(shù)下,筆者利用ANSYS對外輸泵內(nèi)流場進(jìn)行動力學(xué)仿真,分析了原油外輸泵泵內(nèi)流場及流體壓力的變化規(guī)律,并由其變化規(guī)律分析了外輸泵效率低下,誘發(fā)泵體振動的原因;通過參數(shù)驗(yàn)證的方法,得到了原油外輸泵工作的合理轉(zhuǎn)速和流量范圍,用于指導(dǎo)實(shí)際生產(chǎn)。

研究結(jié)果表明:

(1)在不合理的工況條件下,泵內(nèi)流體有尾流-射流結(jié)構(gòu)的存在,且流道內(nèi)出現(xiàn)邊界層分離現(xiàn)象,這會導(dǎo)致水力損失增大,泵的效率低下,甚至還會引起泵體振動;同樣,出口的回流現(xiàn)象也會導(dǎo)致泵的效率低下;

(2)當(dāng)外輸泵的轉(zhuǎn)速范圍在2 500 r/min-2 550 r/min,流量范圍在325 m3/h-335 m3/h內(nèi)時,外輸泵的振動現(xiàn)象會明顯減小,可保證正常的生產(chǎn)運(yùn)行。

在今后的研究中,筆者將針對離心泵內(nèi)流場的汽蝕現(xiàn)象做仿真分析,以便更全面、更深入地探究導(dǎo)致離心泵效率低下,引起泵體振動的因素。