張忱,張人會*,李仁年,孟凡瑞

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730050；2.淄博水環(huán)真空泵有限公司，山東 淄博，255200)

液環(huán)泵是一種常用來抽送氣體的流體機械，因為其具有結(jié)構(gòu)緊湊、等溫壓縮、抽氣量大等特點，被廣泛應(yīng)用于石油、煤礦、化工、冶金等領(lǐng)域.特別是在煤礦瓦斯抽送、國防風(fēng)洞及核電系統(tǒng)等國家重要領(lǐng)域中對高性能液環(huán)泵的需求很大.液環(huán)泵內(nèi)復(fù)雜的氣液兩相流動導(dǎo)致其性能優(yōu)化困難[1-4]，特別是在葉輪軸向間隙存在氣液兩相泄漏流動，大大降低了泵的水力性能[5].由于葉輪軸向間隙的存在，在泵體內(nèi)的周向非對稱的壓力分布作用下，氣液兩相泄漏流動呈現(xiàn)復(fù)雜的時空結(jié)構(gòu)，且泄漏與主流相互干擾，對泵的性能影響嚴(yán)重.流體機械葉輪間隙流動及其控制已成為該領(lǐng)域的研究熱點及難點.張人會等[6]、田磊[7]采用數(shù)值模擬方法對液環(huán)泵葉輪間隙氣液兩相泄漏流動的復(fù)雜時空結(jié)構(gòu)進行分析.對流體機械葉輪葉頂間隙流動的控制可概括為主動控制與被動控制方法，葉頂間隙主動控制通過引入外界能量(等離子激勵、射流等)對間隙流動進行干預(yù)[8]，從而實現(xiàn)對流場的控制及性能的提升；葉頂間隙流動的被動控制方法主要通過改變間隙流道形狀(凹槽、葉頂小翼等設(shè)計)來改變泄漏流動結(jié)構(gòu)[9-10].楊佃亮等[11]通過數(shù)值方法研究了燃氣輪機葉頂凹槽深度對泄漏流的影響.高杰等[12]研究了葉頂凹槽橫向肋條的布置方式對泄漏流動及氣動性能的影響.孟慶鶴等[13]研究了非均勻凹槽的流動控制效果，研究表明漸闊型凹槽能大幅減少葉柵總壓損失，但增加了泄漏流量.

文中在液環(huán)泵葉輪葉片軸向平頂間隙氣液兩相流動分析的基礎(chǔ)上，引入葉頂凹槽設(shè)計，探索葉頂凹槽設(shè)計對液環(huán)泵內(nèi)氣液兩相流動結(jié)構(gòu)的影響及其水力性能提升的機理.

1 液環(huán)泵內(nèi)流動數(shù)值模型

1.1 研究對象及網(wǎng)格

選用2BEA-203型液環(huán)泵作為研究對象,其主要參數(shù)中，泵殼直徑為423 mm，葉輪軸向長度為364.6 mm，葉輪外徑為366 mm，軸向間隙高度為0.5 mm，輪轂直徑為91 mm，偏心距為23.1 mm，葉片數(shù)為18，轉(zhuǎn)速為1 170 r/min.液環(huán)泵主要由泵殼、葉輪、吸氣口和排氣口4個部分組成，結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示.

圖1 液環(huán)泵結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Diagram of liquid ring pump structure

葉輪由葉片和輪轂構(gòu)成，葉片為前彎葉片.葉輪偏心地安裝在泵殼內(nèi)，軸向吸氣軸向排氣.

為抑制軸向間隙泄漏流動對性能的影響，提升液環(huán)泵的水力性能，借鑒汽輪機中的葉片微結(jié)構(gòu)設(shè)計，提出液環(huán)泵葉輪葉片軸向葉頂凹槽設(shè)計，其葉頂凹槽結(jié)構(gòu)如圖2所示，圖示紅色區(qū)域為葉片軸向葉頂凹槽，該葉片厚度δb為7.6 mm，其中葉頂凹槽相對寬度b/δb為0.605，葉片軸向葉頂間隙高度δ為0.5 mm，軸向葉頂凹槽高度a為2 mm，凹槽相對高度a/δb=0.263.PS為壓力面，SS為吸力面.

圖2 葉頂凹槽結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Diagram of squealer tip structures

研究對象2BEA-203型液環(huán)泵為雙吸泵，為了節(jié)約計算成本，選取其中的一半作為數(shù)值計算的對象，選取排氣段、葉頂間隙、葉輪、吸氣段、泵殼、葉頂凹槽等流道作為計算區(qū)域，如圖3所示.

圖3 計算域網(wǎng)格Fig.3 Computational domain grids

為了能夠較好地捕捉葉頂間隙流動，對葉輪軸向葉頂間隙和與其相鄰的葉輪以及葉頂凹槽的網(wǎng)格進行了局部加密.軸向間隙與葉頂凹槽的網(wǎng)格如圖4所示.其中軸向間隙處網(wǎng)格設(shè)置為20層，凹槽處網(wǎng)格軸向也設(shè)置為20層，靠近泵殼壁面的第一層網(wǎng)格設(shè)置為 0.01 mm，從泵殼壁面到葉輪葉片端面網(wǎng)格尺度逐漸過渡，其相鄰網(wǎng)格尺度比例為1.1，同時，在葉輪內(nèi)較粗的網(wǎng)格與間隙內(nèi)較細的網(wǎng)格之間設(shè)置過渡網(wǎng)格，網(wǎng)格尺度均勻變化.對網(wǎng)格進行無關(guān)性驗證，綜合考慮計算量及精度，間隙網(wǎng)格數(shù)最終確定為436萬，總網(wǎng)格數(shù)為516.4萬.

圖4 軸向間隙與葉頂凹槽網(wǎng)格Fig.4 Axial clearance and squealer tip blade grid

1.2 數(shù)值模型與邊界條件

液環(huán)泵吸氣口設(shè)置為質(zhì)量進口，排氣口設(shè)置為壓力出口，進口為理想氣體.采用VOF氣液兩相流模型.各部分的壁面采用無滑移的邊界條件，對流項采用一階迎風(fēng)格式、擴散項采用中心差分格式.對于本研究，采用RNGk-ε湍流模型，PISO速度壓力耦合算法.采用滑移網(wǎng)格方法處理葉輪的旋轉(zhuǎn)區(qū)域.時間步長設(shè)置為0.000 01 s.根據(jù)葉輪及殼體尺寸，對半徑R∈[0,135] mm的區(qū)域設(shè)置初始相態(tài)為氣相，R>135 mm區(qū)域設(shè)置為水介質(zhì).

2 計算結(jié)果與分析

2.1 數(shù)值計算分析

液環(huán)泵效率η計算公式為

(1)

式中:P為液環(huán)泵軸功率；p1,p2為液環(huán)泵吸氣口、排氣口的絕對壓力；Qv為液環(huán)泵進口體積流量.

試驗測試在某水環(huán)真空泵有限公司進行，圖5為液環(huán)泵性能曲線，可以看出,隨著進口流量的增加，進口真空度pe逐漸降低，效率逐漸增大.凹槽型葉頂液環(huán)泵大流量點0.07 kg/s時點真空度相對平頂型葉片提升最大為5.26%，其他各流量點真空度及效率也略有提升.

圖5 液環(huán)泵性能曲線Fig.5 Performance curves of liquid ring pump

2.2 葉輪軸向間隙泄漏流動分析

采用上述數(shù)值方法進行液環(huán)泵內(nèi)流場非穩(wěn)態(tài)分析，在t=0.165 6 s時，流動狀態(tài)趨于收斂.選取進口質(zhì)量Q=0.07 kg/s，t=0.204 3 s處為主要研究對象.對計算結(jié)果進行分析，葉頂凹槽葉片間隙相態(tài)場與原始設(shè)計對比如圖6所示.由圖6可以看出，葉片軸向間隙內(nèi)氣液相態(tài)分布總體基本一致，液環(huán)形狀基本一樣.

圖6 葉輪軸向間隙相態(tài)分布Fig.6 Phase distribution comparison diagram of impeller

為詳細分析葉頂凹槽對間隙泄漏流結(jié)構(gòu)及其與主流間的干擾作用，任取吸氣區(qū)截面a(SC-1=0.8)；在同一葉片不同徑向位置b(SC-1=0.8)，c(SC-1=0.6)，d(SC-1=0.4)，e(SC-1=0.2)，分析其流動規(guī)律沿弦線長度的變化規(guī)律；分析在同一弦線長度下(SC-1=0.4)，不同區(qū)域(過渡區(qū)f、吸氣區(qū)g、壓縮區(qū)h、排氣區(qū)i)各截面流動變化規(guī)律，各截面位置如圖7所示.

圖7 截面位置圖Fig.7 Diagram of section location

圖8為截面a上的壓力和速度矢量分布圖.從圖中可以看出，由于葉片壓力面PS的壓力大于吸力面SS的壓力，在壓差力作用下，在葉輪軸向間隙內(nèi)產(chǎn)生從壓力面流向吸力面的泄漏流動，相對泄漏流動方向與葉輪的旋轉(zhuǎn)方向相反.在吸力面的后方較高速度的泄漏射流與低速的主流間存在較大的速度剪切層，形成泄漏渦B(圖8a)，在葉片壓力面葉頂間隙附近出現(xiàn)了角渦A(圖8b).凹槽型葉頂間隙與平頂間隙泄漏流動結(jié)構(gòu)基本相似.由于凹槽的面積擴散作用，凹槽內(nèi)的低速流體在工作面泄漏過來的射流作用下形成凹槽渦D(圖8c)，在凹槽出口處與葉片壓力面葉頂附近類似地形成角渦E(圖8d).

三是建立食品藥品網(wǎng)格化管理工作機制。由食藥工作站牽頭組建了校內(nèi)所有食品藥品經(jīng)營點，包括門面出租商鋪經(jīng)營戶的網(wǎng)格化電子檔案，配合食藥監(jiān)管部門嚴(yán)格管理，發(fā)現(xiàn)問題及時整改，有效地杜絕無證經(jīng)營、超范圍經(jīng)營現(xiàn)象。

圖8 速度壓力矢量分布圖Fig.8 Velocity pressure vector distribution

圖9為截面b處凹槽型和平頂型間隙內(nèi)湍動能對比圖.在葉頂間隙內(nèi)靠近葉頂區(qū)域，由于葉片運動的作用使其湍動能較大；在葉片吸力面葉頂附近，由于泄漏射流與主流間的剪切作用，存在一個較大的湍動能區(qū)域；凹槽型葉頂由于凹槽的緩沖作用使得葉片吸力面后方的湍動能強度明顯小于平頂型葉片.

圖10為截面b處凹槽型和平頂型間隙內(nèi)相對速度對比圖.在葉片工作面與背面壓差力作用下，間隙內(nèi)部及葉頂吸力面后方存在局部高速射流區(qū)域，且凹槽型葉頂由于凹槽的緩沖作用，使得間隙內(nèi)及葉片吸力面后方的泄漏流強度明顯減弱，達到提升泵的吸入真空度的目的.

圖10 相對速度分布對比圖Fig.10 Comparison of velocity distribution

圖11為截面b處凹槽型和平頂型間隙內(nèi)總壓損失系數(shù)(能量損失)對比圖.總壓損失系數(shù)定義為局部總壓與進口總壓的差值與泵進出口總壓差值的對比，該系數(shù)能夠反映能量損失的分布情況，總壓損失系數(shù)計算公式為

圖11 總壓損失系數(shù)分布對比圖Fig.11 Comparison of total pressure loss coefficient

(2)

式中：pin為泵進口平均總壓，pout為泵出口平均總壓，p為各測點總壓.

從圖11中可以看出，凹槽型葉頂間隙區(qū)域及葉頂吸力面后方的損失均有所減弱，降低了能量損失，有利于提升其水力效率.

圖12 沿葉輪方向壓力分布對比圖Fig.12 Comparison of pressure distribution

圖13 沿葉輪方向渦量強度分布對比圖Fig.13 Comparison of velocity swirling strength distribution

由于液環(huán)泵工作原理的特殊性，葉輪及殼體流道在圓周方向具有不對稱性，沿圓周方向分別布置有過渡區(qū)、吸氣區(qū)、壓縮區(qū)及排氣區(qū).為分析間隙泄漏流動沿圓周方向的變化規(guī)律，在上述4個區(qū)域同時截取SC-1為0.4的截面f，g，h，i，對比凹槽型葉頂及平頂型葉頂間隙內(nèi)流動，如圖14所示，圖中α為空氣體積分數(shù).對比圖14a，14b可以看出，在排氣區(qū)截面i及過渡區(qū)域截面f渦量分布較弱，而在吸氣區(qū)截面g、壓縮區(qū)截面h均產(chǎn)生較強的渦量分布；凹槽型葉頂間隙的吸力面后方的泄漏渦強度要明顯弱于平頂型間隙.對比圖14a與圖14c可知，氣相分布區(qū)域的泄漏渦和通道渦分布普遍要高于液相區(qū)域，因此在液環(huán)泵中多采用端面補液的方法，一方面補充液量、吸收由于功率損失產(chǎn)生的熱量，同時補液還能夠提升葉輪端面對輸送氣體的密封性能.

圖14 沿圓周方向渦量強度分布對比圖及相態(tài)圖Fig.14 Comparison of velocity swirling strength distribution and phase distribution

3 結(jié) 論

1) 凹槽型葉頂間隙壓力面前端的角渦及吸力面后方的泄漏渦結(jié)構(gòu)與平頂型間隙一致，由于凹槽的面積擴散作用，凹槽內(nèi)的低速流體在工作面泄漏過來的射流作用下形成凹槽渦.液環(huán)泵軸向葉頂壓力面前端的角渦及吸力面后方的泄漏渦強度由輪緣到輪轂逐漸增強，在葉輪內(nèi)通道渦發(fā)展演變復(fù)雜.

2) 凹槽型軸向葉頂能夠在一定程度上減弱角渦及泄漏渦的強度，凹槽型葉頂間隙能夠在一定范圍內(nèi)提升液環(huán)泵的效率及真空度，在大流量點0.07 kg/s時真空度相對平頂型葉片提升5.26%，其他各流量點真空度及效率也略有提升.

3) 凹槽型葉頂由于凹槽的緩沖作用，使得間隙內(nèi)及葉片吸力面后方的泄漏流強度、湍流強度及功率損失均有一定程度的減小，達到提升泵的吸入真空度和效率的目的.

4) 沿圓周方向，過渡區(qū)、吸氣區(qū)、排氣區(qū)等截面上渦量分布各不相同，在氣相分布區(qū)域的軸向葉頂間隙泄漏渦強度明顯高于液相分布區(qū)域.