張人會(huì),張敬賢,郭廣強(qiáng)

(1. 蘭州理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院,甘肅 蘭州 730050;2. 蘭州理工大學(xué)甘肅省流體機(jī)械及系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,甘肅 蘭州 730050)

液環(huán)泵具有結(jié)構(gòu)緊湊、流量大、等溫壓縮等優(yōu)點(diǎn)[1],被廣泛應(yīng)用于電力、煤礦、石油化工、冶金等領(lǐng)域,主要用來抽送各類有污染、易燃易爆等氣體.由于液環(huán)泵內(nèi)具有自由分界面的非穩(wěn)態(tài)氣液兩相流動(dòng)[2-4]、軸向葉頂間隙的氣液兩相泄漏流[5]等,致使液環(huán)泵的效率相對(duì)較低.

近年來,研究人員對(duì)液環(huán)泵內(nèi)部流動(dòng)開展了系列研究.ZHANG等[6]為減小壁面摩擦以及流動(dòng)損失,選用聚合物減阻黃原膠溶液為工作液體,提高了液環(huán)泵的效率.HUANG等[7]在考慮排放殘余氣體影響條件下建立了液環(huán)壓縮機(jī)的實(shí)際工作循環(huán)模型,為其水力性能分析提供了便利.GUO等[8]研究了不同湍流模型對(duì)液環(huán)泵數(shù)值模擬結(jié)果的影響,發(fā)現(xiàn)大渦模擬可以更好地捕捉氣液交界面處的小氣泡.PANDEY等[9]對(duì)液環(huán)泵內(nèi)非穩(wěn)態(tài)氣液兩相流進(jìn)行數(shù)值模擬分析,得到不同進(jìn)口壓力及轉(zhuǎn)速下的內(nèi)部流場(chǎng)與性能間的關(guān)系.ZHANG等[10]采用高速攝像儀對(duì)液環(huán)泵內(nèi)氣液兩相流動(dòng)進(jìn)行研究,發(fā)現(xiàn)殼體的振動(dòng)與氣液兩相流動(dòng)壓力脈動(dòng)密切相關(guān).ZHANG等[11]為減小工作液體的消耗,研究了閉式液環(huán)真空泵系統(tǒng),并分析了工作液體(不同聚合物)的濃度和雷諾數(shù)對(duì)系統(tǒng)內(nèi)流動(dòng)及傳熱的影響.郭廣強(qiáng)等[12]、張人會(huì)等[13]分別采用本征正交分解方法對(duì)液環(huán)泵內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行重構(gòu)分析,氣液兩相流的重構(gòu)可以用來對(duì)樣本空間內(nèi)的流場(chǎng)進(jìn)行預(yù)測(cè).

在液環(huán)泵結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方面,趙萬勇等[14]采用正交試驗(yàn)與數(shù)值模擬相結(jié)合的方法對(duì)液環(huán)真空泵葉輪幾何參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì).魏笑笑等[15]、張忱等[16]分別研究了液環(huán)泵軸向葉頂間隙對(duì)泵內(nèi)流場(chǎng)的影響,提出葉頂凹槽方法抑制軸向泄漏,在一定程度上提升了液環(huán)泵的真空度.RODIONOV等[17]將固定殼體改為旋轉(zhuǎn)殼體,減小了工作液體與殼體之間的摩擦力以及液環(huán)泵的動(dòng)態(tài)載荷.張人會(huì)等[18-19]采用直接自由曲面變形方法對(duì)液環(huán)泵吸氣段殼體型線進(jìn)行了優(yōu)化分析,并研究了復(fù)合葉輪對(duì)液環(huán)泵性能的影響,認(rèn)為復(fù)合葉輪能夠有效地抑制葉輪流道內(nèi)的二次流旋渦以及降低殼體壓力脈動(dòng)幅值.

液環(huán)泵傳統(tǒng)設(shè)計(jì)多采用圓柱葉片及軸向吸氣方式,在吸氣區(qū)的葉輪進(jìn)口存在較大的沖角,引起葉片進(jìn)口背面流動(dòng)分離,并產(chǎn)生較大的沖擊損失.同時(shí)在吸氣口,由于流道的周向不對(duì)稱性,不同的葉輪流道產(chǎn)生真空度不一樣,在吸氣口易出現(xiàn)回流現(xiàn)象.因此,文中提出從葉片進(jìn)口扭曲設(shè)計(jì)及葉片型線2個(gè)方面來分析葉片形狀對(duì)液環(huán)泵進(jìn)口沖擊及回流的影響,期望為液環(huán)泵性能優(yōu)化提供一定理論依據(jù).

1 數(shù)值計(jì)算

1.1 計(jì)算模型

以2BEA-202型液環(huán)泵為研究對(duì)象,該泵轉(zhuǎn)速n=1 450 r/min,葉輪葉片數(shù)Z=18,葉輪半徑r2=183.0 mm,葉輪軸向?qū)挾菳=130.0 mm,葉輪軸向間隙fd=0.5 mm,輪轂半徑r1=91.0 mm,殼體半徑R=211.5 mm,偏心距e=23.1 mm.

1.1.1 葉片進(jìn)口扭曲設(shè)計(jì)

傳統(tǒng)的液環(huán)泵葉輪多采用圓柱葉片設(shè)計(jì),在葉片進(jìn)口處存在較大的沖擊.為減小葉片進(jìn)口沖擊,提出扭曲葉片設(shè)計(jì),扭曲葉片設(shè)計(jì)及繪型方法如下:

1) 從葉輪輪轂到外緣,沿徑向?qū)⑷~片等分為a,b,c,d,e,f共6個(gè)截面,分別對(duì)6個(gè)截面進(jìn)行控制,如圖1a所示.

2) 各截面葉片進(jìn)口角α1可由速度三角形計(jì)算.

3) 為保證等高面上葉片型線一致,控制葉片在各軸截面上扭曲葉片包角φ相等.

4) 從輪轂處截面a至葉輪外緣截面f沿原葉片骨線混合得到葉片實(shí)體,如圖1b所示.

圖1 扭曲葉片造型

在圖1b的葉片周向截面繪型中,葉片由扭曲部分和圓柱葉片部分組成.在葉片扭曲部分,為了保證不同半徑位置截面(a,b, …,f)的進(jìn)口沖角α1與進(jìn)口液流角相等,這將導(dǎo)致在不同軸向位置的軸垂面上葉片型線存在一定差異,但是對(duì)于圓柱葉片部分,各軸垂面上的葉片型線相同.采用4階Bezier曲線控制φ,β等參數(shù)對(duì)葉片各軸截面型線進(jìn)行繪型.由于各軸垂面上的型線基本一致,該方法又稱為葉片型線的堆疊線控制方法.

圖2a為扭曲葉片液環(huán)泵葉輪模型,圖2b為扭曲葉片液環(huán)泵計(jì)算域,主要包括吸氣口、排氣口、葉輪流道以及殼體等.

圖2 液環(huán)泵三維圖

1.1.2 葉片型線設(shè)計(jì)

上節(jié)中除進(jìn)口扭曲部分各軸垂面上葉片型線有微小變化外,圓柱葉片部分各軸垂面上葉片型線保持不變.進(jìn)一步分析葉片型線對(duì)液環(huán)泵性能的影響,由4階Bezier曲線對(duì)葉片包角φ、葉片出口安放角β進(jìn)行參數(shù)化控制,葉輪輪轂處葉片進(jìn)口安放角保持90°不變,分別在原始設(shè)計(jì)參數(shù)(φ0,β0)的基礎(chǔ)上給葉片包角和葉片出口安放角一定擾動(dòng),進(jìn)行均勻樣本設(shè)計(jì),如表1所示.圖3為各樣本葉型.

表1 葉型型線主要參數(shù)

圖3 液環(huán)泵葉片型線

1.2 網(wǎng)格劃分及邊界條件設(shè)置

對(duì)計(jì)算域采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行劃分,如圖4所示.經(jīng)網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證,選取網(wǎng)格總數(shù)為255萬進(jìn)行后續(xù)計(jì)算.

圖4 液環(huán)泵整體網(wǎng)格

根據(jù)理想的圓柱形氣液界面形狀對(duì)泵內(nèi)相態(tài)進(jìn)行初始化,由于液環(huán)泵內(nèi)流動(dòng)具有明顯的氣液分界面,選取對(duì)自由分界面有較強(qiáng)捕捉能力的VOF兩相流模型.湍流模型選擇RNGk-ε模型,求解時(shí)采用基于壓力與速度隱式耦合的PISO算法[20].壁面設(shè)置為無滑移,進(jìn)出口邊界條件分別設(shè)置為質(zhì)量流量進(jìn)口和壓力出口,時(shí)間步長(zhǎng)取2.0×10-5s.在葉輪旋轉(zhuǎn)5圈后,進(jìn)口壓力及葉輪扭矩基本保持不變,此時(shí)計(jì)算收斂.因?yàn)橛?jì)算時(shí)間較短,不考慮補(bǔ)液對(duì)液環(huán)泵內(nèi)流場(chǎng)的影響.

1.3 數(shù)值計(jì)算方法驗(yàn)證

為驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算方法的可靠性,搭建液環(huán)泵試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行性能試驗(yàn).試驗(yàn)臺(tái)如圖5所示,其中流量工況通過進(jìn)口閥調(diào)節(jié),泵進(jìn)口真空度通過進(jìn)口壓力表測(cè)量,吸氣口流量采用孔板流量計(jì)進(jìn)行測(cè)量,出口安裝有氣液分離罐,分離罐出口接出口管路通大氣,軸功率由控制柜電測(cè)法進(jìn)行測(cè)試.

圖5 液環(huán)泵試驗(yàn)臺(tái)

圖6為液環(huán)泵性能曲線的數(shù)值計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比.

圖6 液環(huán)泵性能曲線

由圖6可以看出,吸氣壓力及軸功率的計(jì)算值均略低于試驗(yàn)值,由于數(shù)值計(jì)算沒有考慮由間隙泄漏引起的容積損失,但數(shù)值計(jì)算與試驗(yàn)的液環(huán)泵性能曲線變化趨勢(shì)基本一致,這表明文中所采用的數(shù)值計(jì)算方法是可靠的.

2 計(jì)算結(jié)果及分析

2.1 葉片型線堆疊線對(duì)內(nèi)流場(chǎng)及真空度的影響

為研究葉輪進(jìn)口流動(dòng)沖擊及回流,沿圓柱面展開截面(見圖7),分析不同扭曲葉片(堆疊線)在圓柱展開面上的速度流線分布.

圖7 進(jìn)口柱面展開面

圖8為流量Q=0.03 kg/s工況時(shí),不同扭曲型式的液環(huán)泵吸氣口圓柱面展開面速度流線,圖中紅色箭頭指示葉輪旋轉(zhuǎn)方向.可以看出:圓柱葉片進(jìn)口存在較大的沖角,葉片進(jìn)口背面產(chǎn)生脫流渦;扭曲葉片設(shè)計(jì)的進(jìn)口流動(dòng)沖擊明顯減弱,沖擊引起的脫流基本不存在,且隨著進(jìn)口扭曲包角θ的增大流動(dòng)越來越流暢;在葉輪剛進(jìn)入進(jìn)口區(qū)域的第1流道內(nèi)出現(xiàn)回流,由葉輪回流至吸氣口區(qū)域,然后又跟隨進(jìn)口主流一起流進(jìn)第2葉輪流道,且隨著扭曲包角θ的增大,回流速度越來越大.

進(jìn)口扭曲葉片雖然降低了葉片進(jìn)口的沖擊,但同時(shí)使進(jìn)口回流增強(qiáng).為分析進(jìn)口回流增強(qiáng)原因,截取進(jìn)口端圓柱面展開面壓力分布,如圖9所示,可以看出:葉輪各流道在進(jìn)口側(cè)產(chǎn)生的真空度不同,且從吸氣口始端的流道2到吸氣口末端的流道6,真空度逐漸降低;在與吸氣口始端連通的流道1中,由于其壓力高于吸氣口壓力,故該處產(chǎn)生了回流;對(duì)比不同扭曲葉片液環(huán)泵在第1流道內(nèi)產(chǎn)生的壓力,扭曲葉片液環(huán)泵在第1流道內(nèi)的壓力大于圓柱葉片液環(huán)泵,且隨著扭曲包角的增大,第1流道內(nèi)壓力也逐漸增大;葉片進(jìn)口扭曲導(dǎo)致葉輪流道位置相對(duì)后移(沿葉輪旋轉(zhuǎn)反方向),由于從過渡區(qū)到吸氣區(qū),流場(chǎng)壓力逐漸降低,所以葉片進(jìn)口扭曲將會(huì)引起流道內(nèi)壓力上升,且隨著扭曲角度的增大,第1流道內(nèi)壓力也隨之增大,因此第1流道回流現(xiàn)象越來越嚴(yán)重.

圖8 不同扭曲形式液環(huán)泵吸氣口柱面展開面速度流線

圖9 進(jìn)口端柱面展開面壓力云圖

由于氣液界面的運(yùn)動(dòng),在葉輪內(nèi)形成真空,定義每個(gè)葉輪流道內(nèi)由氣液界面的運(yùn)動(dòng)形成氣體容積的擴(kuò)充率Vi為

(1)

式中:Li為分界面微元段的弧長(zhǎng);vi為自由分界面微元段上的法向速度;B為葉輪厚度;n為每個(gè)葉輪流道內(nèi)自由分界面微元段的數(shù)量.

假設(shè)氣體為等溫變化,即pV=Const,則有

(2)

式中:V,p分別為葉輪流道內(nèi)氣體容積及平均壓力.因此,相對(duì)體積擴(kuò)充率V′i能夠反映壓降,即

(3)

圖10為葉輪吸氣口各流道內(nèi)氣液界面運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的體積擴(kuò)充率Vi及相對(duì)體積擴(kuò)充率V′i,可以看出,從吸氣口始端至吸氣口末端,由自由分界面產(chǎn)生的體積擴(kuò)充率先增大后減小,在第3流道的體積擴(kuò)充率最大,但相對(duì)體積擴(kuò)充率在第2流道達(dá)到最大,然后逐漸減小,這與各葉輪流道在進(jìn)口產(chǎn)生的真空度是一致的.

圖10 各葉輪流道氣相容積相對(duì)擴(kuò)充率

2.2 扭曲葉片的修型控制方法

為抑制葉片進(jìn)口的沖擊脫流,進(jìn)行扭曲葉片設(shè)計(jì),但葉片進(jìn)口的扭曲導(dǎo)致葉輪流道位置相對(duì)后移,與進(jìn)口始端相連通的第1個(gè)葉輪流道壓力也隨之增大,葉輪流道與吸氣口之間的壓力梯度增大,回流現(xiàn)象加劇.

進(jìn)一步抑制泵吸入口始端的回流,考慮在扭曲葉片設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上,對(duì)圓柱面葉片截線形狀進(jìn)行控制.為克服由進(jìn)口側(cè)彎曲引起的流道沿周向后移,控制非吸入側(cè)型線前彎,型線控制方法與進(jìn)口扭曲葉片設(shè)計(jì)方法相同,通過四階Bezier曲線對(duì)α′1,α′2,θ2等參數(shù)進(jìn)行控制即可繪制非吸入側(cè)圓柱截面葉片型線.繪制葉片如圖11所示.

圖11 非吸入側(cè)前彎葉片

圖12為原型葉片、進(jìn)口扭曲葉片和進(jìn)口扭曲非吸入側(cè)前彎葉片(θ=6°)的吸入口圓柱展開面速度流線對(duì)比,可以看出,進(jìn)口扭曲非吸入側(cè)前彎葉片的進(jìn)口基本無沖擊脫流,同時(shí)進(jìn)口回流現(xiàn)象相對(duì)進(jìn)口扭曲葉片明顯減弱,這是由于非吸入側(cè)前彎有利于第1流道內(nèi)氣液分界面產(chǎn)生的體積擴(kuò)充率及相對(duì)體積擴(kuò)充率的增大所致.

圖12 不同葉片進(jìn)口柱面展開面速度流線圖

圖13為吸氣口圓柱展開面上的壓力分布,可以看出,非吸入側(cè)前彎葉片在葉輪進(jìn)口各流道內(nèi)壓力均低于進(jìn)口扭曲葉片葉輪,且其進(jìn)口真空度明顯高于進(jìn)口扭曲葉片.

圖13 不同葉片進(jìn)口柱面展開面壓力分布

圖14為不同扭曲包角葉片液環(huán)泵外特性曲線,可以看出,真空度及效率均隨著進(jìn)口扭曲包角的增大而逐漸下降,非吸入側(cè)前彎葉片液環(huán)泵的真空度及效率均有一定的提高,效率由15.46%提高至16.20%,真空度從75.96 kPa提高至77.08 kPa,且泵的效率高于原圓柱葉片液環(huán)泵.

圖14 非吸入側(cè)前彎及不同扭曲包角葉片液環(huán)泵外特性曲線

2.3 葉片型線對(duì)進(jìn)口回流及真空度的影響

通過對(duì)葉片進(jìn)口扭曲控制可以有效改善進(jìn)口處流動(dòng),但其葉片型線基本不變,只是改變?nèi)~片型線堆疊線.葉片型線對(duì)泵進(jìn)口回流及外特性等均有一定的影響,為深入分析型線對(duì)進(jìn)口流場(chǎng)結(jié)構(gòu)及外特性的影響規(guī)律,在流量0.05 kg/s工況時(shí),對(duì)上述均勻設(shè)計(jì)的9個(gè)樣本進(jìn)行數(shù)值計(jì)算,結(jié)果如圖15所示.

圖15 不同葉型包角及安放角時(shí)的真空度和效率曲線

由圖15可以看出:葉片型線包角及出口安放角的改變對(duì)液環(huán)泵真空度有很大影響;當(dāng)葉片型線包角從φ=7.23°增大至φ=19.23°時(shí),液環(huán)泵的進(jìn)口真空度顯著增高,葉片型線包角對(duì)真空度的影響顯著大于出口安放角的影響;隨著出口安放角及包角的增大,液環(huán)泵的效率整體呈遞增趨勢(shì),但在大出口角時(shí)型線包角對(duì)效率的影響相對(duì)較小.

對(duì)不同葉片型線包角的液環(huán)泵進(jìn)口回流結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析,圖16為吸氣口圓柱展開面速度分布,可以看出:整體上,葉片出口安放角對(duì)進(jìn)口回流強(qiáng)度影響較小;隨著葉片型線包角增大,葉片進(jìn)口回流強(qiáng)度逐漸減弱,葉型包角對(duì)進(jìn)口回流強(qiáng)度的影響更為明顯,且吸氣口始端第1葉輪流道沿旋轉(zhuǎn)方向前移,第1流道內(nèi)由氣液交界面產(chǎn)生的體積擴(kuò)充率及相對(duì)體積擴(kuò)充率將會(huì)增大,導(dǎo)致第1流道內(nèi)壓力降低,回流強(qiáng)度減弱.

圖16 吸氣口圓柱展開面軸向速度分布

3 結(jié) 論

1) 液環(huán)泵軸向進(jìn)口扭曲葉片設(shè)計(jì)能夠顯著抑制葉片進(jìn)口沖擊而引起的脫流,但葉片進(jìn)口扭曲使得葉輪流道位置相對(duì)后移,吸氣口始端葉輪流道回流現(xiàn)象加劇,導(dǎo)致泵的效率降低.

2) 每個(gè)葉輪流道在葉輪進(jìn)口產(chǎn)生的真空度不同,通過分析氣液界面運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的體積擴(kuò)充率及相對(duì)體積擴(kuò)充率,能夠清楚地解釋吸氣口各葉輪流道內(nèi)壓力變化及回流現(xiàn)象.

3) 在進(jìn)口扭曲葉片設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上,控制葉片非吸入側(cè)前彎能夠有效地提升吸氣口第1流道的相對(duì)體積擴(kuò)充率,抑制進(jìn)口回流現(xiàn)象,6°包角進(jìn)口扭曲葉型的非吸入側(cè)前彎設(shè)計(jì)使泵的效率從15.46%提升至16.20%.

4) 葉型包角與葉片出口安放角對(duì)液環(huán)泵進(jìn)口回流強(qiáng)度及其外特性具有一定影響,葉型包角對(duì)進(jìn)口真空度及進(jìn)口回流強(qiáng)度的影響顯著大于葉片出口安放角,增大葉型包角能夠使吸氣口始端第1葉輪流道沿旋轉(zhuǎn)方向前移,增大流道內(nèi)相對(duì)體積擴(kuò)充率,降低回流強(qiáng)度.