（西華大學 能源與動力工程學院，成都 610039）

0 引言

多相流混輸技術可以替代傳統的氣液分離運輸技術，能提高油氣田的產量，縮短油田生產周期，具有極高的經濟價值。多相混輸泵是混輸技術的核心裝備之一，其中螺旋軸流式多相混輸泵由于其結構簡單、緊湊，在存在一定固體顆粒的情況下其性能較好而具有較大發(fā)展?jié)摿1]。

由于該泵種在進行多相輸送時會發(fā)生氣液分離現象，性能不能滿足實際工程的需要，因此需對該泵種進行更多的探索。很多學者通過實驗和理論的方法研究混輸泵混輸特性。張金亞等[2-3]通過高速化攝影技術對泵內的流動模式進行了探索，發(fā)現隨著進口含氣率的增加，葉輪內分別出現了孤立的氣泡流、泡狀流、氣囊狀流及乳化狀流；Li等[4]通過氣體密度方程計算了氣泡大小在泵內變化情況，發(fā)現在含氣率高的時候，氣泡之間距離變小使氣泡碰撞幾率增加，導致氣泡尺寸增加；Liu等[5]通過數值模擬發(fā)現，在混輸泵內主要有葉輪和導葉中的前緣渦、葉頂間隙泄漏渦、葉輪內的分離渦4種渦結構；張文武等[6]通過數值模擬發(fā)現導葉內的氣體在設計流量時聚集程度最大。史廣泰等[7，8]通過數值模擬發(fā)現，隨著混輸泵進口含氣率的增加，泵內湍動能耗散增加，葉片做功能力減弱；Zhang等[9]和 Liu 等[10]通過對混輸泵內相間作用力比較分析，發(fā)現相間作用力主要是阻力，而升力、虛擬質量力、湍動能耗散力相對較小。

除了對內部流動規(guī)律的探索，很多學者通過數學方法對混輸泵進行優(yōu)化。Kim等[11-12]、Liu等[13]和 Zhang等[14]通過響應曲面法和正交優(yōu)化法，對動、靜葉輪進出口安放角等重要參數的調整，使混輸泵混輸性能提升。還有很多研究人員通過改變動、靜葉輪外型來提高泵的運輸性能：Shi等[15]對動葉輪葉片中間進行切斷，發(fā)現葉片間的斷口能有效阻止氣體聚集，使動葉輪在運輸高含氣率混合物時有較好的性能；Xu等[16]對混輸泵動葉輪的流道中間加短葉片，并對其進行外特性實驗測試，發(fā)現帶有短葉片的動葉輪在含氣率達到50%時依舊有較高的效率，且其高效范圍比原模型更寬廣；馬希金等[17-18]通過改變靜葉輪數和位置，發(fā)現隨著導葉數增加，導葉內壓力脈動幅值降低，短導葉位置對泵性能影響較大。

輪轂比是軸流式混輸泵很重要的一個結構參數，然而混輸泵輪轂比變化對泵內部流場的影響鮮有文獻可供參考。本文在不同輪轂比下對多相泵進行研究，探討輪轂比變化對動葉輪和靜葉輪內流場的影響，為軸流式多相混輸泵的優(yōu)化設計和制造提供參考依據。

1 模型的建立和網格的劃分

1.1 數值計算模型

為了完成本次研究內容，選用螺旋軸流式多相混輸泵的一個壓縮級單元為研究對象。其主要結構由一個動葉輪和一個靜葉輪組成，為了使動葉輪和靜葉輪內流動穩(wěn)定，在動葉輪前加進口延長段，靜葉輪后加出口延長段。其流體域結構如圖1所示。模型設計參數分別為Q=100 m3/h，轉速n=3 000 r/min，動葉輪葉片數為3，動葉輪葉片數為7，輪轂比=0.7=I。（取輪轂比=葉輪進口輪轂直徑/葉輪進口輪緣直徑=I，為方便敘述，下文I皆代表輪轂比），在原模型基礎上再選3種輪轂比進行比較分析。不同輪轂比詳細參數見表1。為保證輪轂比是單一變量，在改變輪轂比時，動葉輪半錐角和動葉輪進出口安放角等參數保持不變，靜葉輪修改方式和動葉輪相同。

圖1 流體域計算模型

表1 不同輪轂比 mm

1.2 計算域網格

軸流式多相混輸泵的模型計算域網格共分為4部分劃分。其中進、出口延長段用ICEM完成，動葉輪和靜葉輪區(qū)域用TurboGird完成。考慮到計算資源的使用和計算求解精度。在純水條件下先對原模型進行網格無關性驗證，當進口延長段網格數為235 000、葉輪網格數874 000、導葉網格數640 000、出口延長段網格數420 000時，混輸泵的水力效率和揚程能夠基本保持不變，最終確定網格總數為220萬，其中輪轂比為0.7時動葉輪和靜葉輪網格分布見圖2。為了保證不同輪轂比模型計算時網格的可靠性，保持修改后各模型部件網格數和原模型基本一致。

圖2 動葉輪、靜葉輪網格分布

2 數值計算方法

數值計算方法的選擇對計算結果的可靠性有著至關重要的影響。本次三維流體域數值計算使用ANSYS軟件中的CFX模塊，模擬介質是純水和空氣，根據文獻的高速攝影試驗，在泵入口含氣率較小時可視液體為連續(xù)相，氣體為離散相[19-24]，采用雙歐拉非均相方程求解兩相之間的作用力。sst k-ω湍動能模型結合了k-ω方程與k-ε方程的優(yōu)點，能夠準確地求連續(xù)相內壓力梯度，離散相采用零方程模型。兩相之間的作用力兩相之間的作用力包括阻力、附加質量力、升力、湍流耗散力、Basset力、Magus力，與阻力相比其他幾種力相對太小，故本次計算只考慮阻力。

進口邊界條件為速度進口，在含有氣體的工況時，默認為氣體和液體在進口處均勻混合；出口邊界條件為靜壓出口；壁面邊界為無滑移壁面；為了保證靜止部件和旋轉部件之間數據傳遞的準確性，旋轉部件和靜止部件之間交界面采用Forzen Rotor模式，靜止部件和靜止部件之間采用General connection連接；計算收斂精度設置為10-5，采用SIMPLE算法進行壓力和速度求解。

3 計算結果分析

3.1 不同輪轂比對單級壓縮級外特性的影響

分別在純水、進口含氣率IGVF=5%、IGVF=12%、IGVF=19% 4種工況下對4種模型進行數值計算，通過計算得到不同輪轂比下的揚程和效率曲線，如圖3所示。

圖3 不同工況的效率、揚程曲線

由圖3（a）可知，在純水工況下，隨著輪轂比的增加，該泵的揚程逐漸下降，還可以看出在純水時隨著輪轂比增加揚程下降最快。由圖3（b）可知，在純水和IGVF=5%工況下，該泵動、靜葉內流動情況隨輪轂比增大變好，該泵效率隨著輪轂比增大而增大，而在IGVF=12%、IGVF=19%工況下，隨著輪轂比變大，該泵動葉內流動情況變好，但靜葉內流動情況變差，該泵效率基本保持不變。

3.2 輪轂比對動葉輪內流特性的影響

由于在純水和含氣工況下，動葉輪內流態(tài)變化趨勢一致，故本文只取流場情況較為復雜的IGVF=19%進行分析。圖4示出IGVF=19%時，不同輪轂比下動葉輪從進口到出口的軸面靜壓分布。

圖4 不同輪轂比下葉輪軸面靜壓分布

由圖4可知，在各輪轂比I下流道內的壓力從進口到出口逐漸增加，在靠近動葉輪出口段，壓力從輪轂向輪緣處逐漸增大。隨著輪轂比的增加，動葉輪輪轂處壓力大小基本不變，而靠近輪緣處的壓力逐漸減小，輪轂到輪緣的逆壓梯度也逐漸減小。

圖5示出IGVF=19%時，不同輪轂比下動葉輪進口到出口的軸面氣相分布。

圖5 不同輪轂比葉輪流道軸面氣相分布

由圖5可知，各工況下氣體分布情況相似，氣體主要向輪轂處聚集，這是因為在動葉輪旋轉的作用下，使液體和氣體產生向輪緣處的離心力，但由于液體密度比氣體大，氣體被液體擠向輪轂，產生氣液分離。還可以看出隨著輪轂比的增大，氣體向輪轂處聚集趨勢逐漸減小，氣液混合的均勻度增加。這與輪轂向輪緣的壓力梯度減小有關。

圖6示出IGVF=19%時，不同輪轂比下葉輪軸面液相速度云圖。由圖6可知，各輪轂比下液相軸面速度云圖分布相似，液相速度從葉輪進口到出口逐漸降低，在輪轂比I=0.7時，靠近動葉輪出口輪轂處和輪緣處液相速度較低，而到了輪轂比I=0.76時，靠近動葉輪出口輪轂處和輪緣處液相速度變大。

圖6 不同輪轂比葉輪軸面液相速度云圖

輪轂處氣相的聚集使氣液兩相在輪轂處相互作用加強，流動情況變得復雜。圖7示出IGVF=19%時，不同輪轂比下在輪轂面的流線。

如圖7所示，隨著輪轂比的增大，輪轂處流態(tài)明顯好轉。當氣相在輪轂處聚集變少時，氣相對液相的影響減弱。另一方面，隨著輪轂比的增加，流道高度減小使葉片對流道內流體整流效果加強。因此，隨著輪轂比變大，輪轂處流動現象變好?？梢娺m當的增加泵的輪轂比可以改善葉輪氣液兩相的混輸能力。

3.3 輪轂比靜葉輪內流特性分析

由于在純水和含氣工況下靜葉輪內流動情況比葉輪內復雜，因此在純水和IGVF=19%工況時分別對導葉內流動情況進行分析。圖8示出純水工況下，不同輪轂比的靜葉輪內S2流面的流線。在純水工況靜葉輪入口輪轂處都有旋渦出現，旋渦的發(fā)展影響了整個流道。在輪轂比為0.7時，受靜葉輪入口旋渦和靜葉輪尾部回流的影響，在尾部輪緣也形成了一個明顯的旋渦。隨著輪轂比增加，靜葉輪內流道高度變小，靜葉輪對流道內流體整流效果增強，靜葉輪入口輪轂處旋渦的形成和發(fā)展受到抑制，靜葉輪內流態(tài)明顯變好，靜葉輪尾部輪緣處的旋渦消失。

圖8 不同輪轂比導葉S2流面流線

圖9示出純水工況下，不同輪轂比靜葉輪軸面湍動能分布情況。

圖9 不同輪轂比下導葉軸面湍動能分布

由圖9可知各輪轂比時靜葉輪內湍動能分布情況相似，最大湍動能區(qū)域皆出現在靜葉輪尾部靠近輪緣處，說明在純水工況下靜葉輪入口輪轂處的旋渦不是造成最大湍動能形成的原因，最大湍動能的形成和尾部的旋渦和回流有關。隨著輪轂比增加，最大湍動能逐漸減小，發(fā)生區(qū)域向靜葉輪中部靠近，結合圖8可知，隨著輪轂比的增大，靜葉輪內流態(tài)逐漸變好。這也是純水工況下，隨著輪轂比增加，該泵效率增加的原因之一。

圖10示出IGVF=19%時，靜葉輪內軸面的氣相分布。由圖10可知，各工況下導葉入口輪轂處有著大量氣體聚集，靜葉輪出口處氣液兩相混合度有所改善。隨著輪轂比的增加，靜葉輪入口氣體聚集程度降低，一方面是由于動葉輪內氣體聚集程度減小，從動葉輪出口輪轂處脫落進入靜葉輪的氣體減少；另一方面是由于靜葉輪整流效果增強。

圖10 不同輪轂比下靜葉輪內軸面的氣相分布

圖11示出IGVF=19%時，靜葉輪S2流面流線分布情況。

圖11 不同輪轂比下靜葉輪S2流面流線分布

由圖11可知，各工況下靜葉輪入口輪轂處和靜葉輪出口輪緣處都有一個旋渦。隨著輪轂比的增大，靜葉輪入口輪轂處的旋渦受到抑制，逐漸減小。而靜葉輪尾部輪緣處的旋渦越來越集中，結合純水工況的圖8、10分析可知，隨著輪轂比的增加，雖然靜葉輪入口輪轂處氣體聚集程度所降低，氣體堵塞流道情況有所減緩，但是也因為靜葉輪內氣體的發(fā)散受到抑制，加上靜葉輪內的流道空間減少，在靜葉輪出口的氣體與回流液體相互作用，進一步促進出口輪緣處旋渦的形成。

圖12示出IGVF=19%時，各輪轂比下靜葉輪軸面湍動能分布。

圖12 不同輪轂比下靜葉輪軸面湍動能分布

由圖12可知，最大湍動能區(qū)域皆在尾部輪轂處。隨著輪轂比增大，最大湍動能變大。說明靜葉輪進口輪轂處氣體聚集不是造成靜葉輪內最大湍動能的直接原因。氣體的擴散和靜葉輪尾部的旋渦，才是引起氣液混輸下靜葉輪內最大湍動能形成的直接原因。隨著輪轂比增大，IGVF=19%和純水工況下靜葉輪內湍動能變化趨勢完全相反。結合圖9可知，在混輸泵靜葉輪輪轂比選擇時，需要結合純水和含氣率工況綜合分析。

4 結論

（1）隨著輪轂比的增大，動葉輪輪轂向輪緣的逆向壓力梯度變小，氣體在輪轂處聚集程度減弱，輪轂處流速變快、流態(tài)變好。

（2）在純水工況下，隨著輪轂比增大，靜葉輪內旋渦變小、回流情況好轉；在靜葉輪尾部受旋渦和回流影響而形成的最大湍動能區(qū)域，但隨著輪轂比的增加而不斷減小。

（3）在IGVF=19%時，隨著輪轂比增大，靜葉輪入口輪轂處旋渦和含氣率慢慢變?。怀隹谳喚壧幰驓怏w擴散和回流所形成的旋渦慢慢加劇，導致出口輪緣處湍動能隨輪轂比增大而逐漸變大。