離心泵作透平多工況內(nèi)流與能量轉(zhuǎn)換特性

林通，謝京，謝仁華

(1. 江西應(yīng)用技術(shù)職業(yè)學(xué)院機(jī)械與電子工程學(xué)院，江西 贛州 341000； 2. 浙江理工大學(xué)流體傳輸技術(shù)國家地方聯(lián)合工程實(shí)驗(yàn)室，浙江 杭州 310018)

在實(shí)際工業(yè)流程中，存在大量高壓流體通過直接排放或通過減壓閥排放的現(xiàn)象，造成大量的能源浪費(fèi).離心泵作為一種通用流體輸送設(shè)備，因其結(jié)構(gòu)簡單、可靠性高的特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于化工、礦山、能源開發(fā)等領(lǐng)域.當(dāng)利用高壓流質(zhì)驅(qū)動(dòng)離心泵進(jìn)行反轉(zhuǎn)作透平(泵作透平)時(shí)，可完成能量的回收利用.泵作透平相比于傳統(tǒng)的能量回收設(shè)備，具有性價(jià)比高、安裝維護(hù)方便等特點(diǎn).

近年來，國內(nèi)外眾多研究者針對泵作透平的能量轉(zhuǎn)換特性進(jìn)行了研究.MIAO等[1]比較了葉輪沿圓周方向的能量轉(zhuǎn)換能力的差異，結(jié)果表明葉片的前部和中部是其能量轉(zhuǎn)換的主要位置.SHI等[2]指出在氣液兩相運(yùn)行工況下，透平的運(yùn)行會變得不穩(wěn)定，且內(nèi)部能量損失與含氣量成正比.LI[3]、ABAZARIYAN等[4]分別采用了數(shù)值模擬、試驗(yàn)的方法研究了流質(zhì)黏度對透平性能的影響，結(jié)果表明透平的能量損失隨做功介質(zhì)的黏度增加而增加.結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)對透平的水力性能和能量轉(zhuǎn)換特性的影響不能忽視.BINAMA等[5]指出通過調(diào)整葉片后緣位置有利于降低透平脈動(dòng)現(xiàn)象，提高透平的能量轉(zhuǎn)換能力.YANG等[6]研究了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對透平性能的影響，指出適當(dāng)?shù)慕Y(jié)構(gòu)參數(shù)有利于透平的能量轉(zhuǎn)換和運(yùn)行穩(wěn)定性.SHI等[7]研究了不同轉(zhuǎn)速下透平內(nèi)部流場與效率的關(guān)系，結(jié)果表明，隨著轉(zhuǎn)速的增加，透平的能量損失呈現(xiàn)出先增大后減小的趨勢.

盡管眾多研究者對泵作透平的能量轉(zhuǎn)換特性進(jìn)行了大量研究[8-11]，但大多是在泵作透平的設(shè)計(jì)工況下進(jìn)行的，而透平在實(shí)際運(yùn)行中，通常會處于偏設(shè)計(jì)工況運(yùn)行，因此，有必要對不同工況下泵作透平的內(nèi)部流動(dòng)特性及其能量轉(zhuǎn)換機(jī)理進(jìn)行研究，從而進(jìn)一步掌握其運(yùn)行規(guī)律.文中采用數(shù)值模擬與試驗(yàn)相結(jié)合的方法，對1臺比轉(zhuǎn)數(shù)為90的單級懸臂式離心泵反轉(zhuǎn)作透平進(jìn)行研究，對比不同工況下其內(nèi)流場的分布規(guī)律，對不同工況下的水力損失進(jìn)行分析，探究透平內(nèi)流場分布與其能量轉(zhuǎn)換機(jī)理之間的關(guān)系，為透平的優(yōu)化設(shè)計(jì)及實(shí)際運(yùn)行調(diào)度提供參考.

1 試驗(yàn)方案

1.1 試驗(yàn)系統(tǒng)

本試驗(yàn)搭建于杭州大路實(shí)業(yè)有限公司，透平試驗(yàn)系統(tǒng)如圖1所示.在本試驗(yàn)系統(tǒng)中，增壓泵為透平提供高壓流體，通過調(diào)節(jié)旁路可達(dá)到改變進(jìn)口壓力與流量的目的，透平通過聯(lián)軸器與電渦流測功機(jī)直連，調(diào)節(jié)電渦流測功機(jī)的加載可實(shí)現(xiàn)透平在不同流量工況下保持定轉(zhuǎn)速(n=2 900 r/min)運(yùn)行.流量、壓力、轉(zhuǎn)速、扭矩傳感器的測量誤差分別為±0.5%, ±0.4%，±0.2%, ±0.4%.

圖1 液力透平試驗(yàn)系統(tǒng)

1.2 透平結(jié)構(gòu)參數(shù)

研究對象為單級懸臂離心泵作透平，其泵工況下的設(shè)計(jì)流量、揚(yáng)程、轉(zhuǎn)速和比轉(zhuǎn)數(shù)分別為45 m3/h，30.9 m，2 900 r/min和90.透平葉輪進(jìn)口直徑、葉輪出口直徑、蝸殼基圓直徑、葉片進(jìn)口寬度、葉片出口寬度、葉片進(jìn)口角、葉片出口角、葉片包角、葉片數(shù)分別為86 mm,169 mm,173 mm,14 mm,26 mm,33°,25°,145°和6.

2 數(shù)值模擬設(shè)置

2.1 計(jì)算模型的建立

采用Solidworks 軟件建立透平的水體模型，為更加真實(shí)地模擬內(nèi)部流動(dòng)現(xiàn)象，水體模型包含前后腔及平衡孔、密封口環(huán)等結(jié)構(gòu)，透平水體三維模型如圖2所示.

圖2 透平水體三維模型

利用ICEM軟件對水體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，壁面邊界層采用網(wǎng)格加密，為驗(yàn)證網(wǎng)格無關(guān)性，采用6種不同網(wǎng)格數(shù)目的網(wǎng)格，分別對應(yīng)為網(wǎng)格1—6.網(wǎng)格總數(shù)分別為1 541 241，2 415 446，3 129 614，4 651 132，5 236 533，6 511 344.計(jì)算后發(fā)現(xiàn)，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量大于4 651 132后，其預(yù)測效率波動(dòng)不超過0.5%，為更好地反映流場的流動(dòng)細(xì)節(jié)，采用網(wǎng)格數(shù)為5 236 533的網(wǎng)格文件進(jìn)行后續(xù)計(jì)算，裝配模型及葉輪水體的網(wǎng)格如圖3所示，圖中P1-P8為蝸殼按基圓圓周方向等分后的8個(gè)截面.

圖3 計(jì)算網(wǎng)格模型及截面選擇

2.2 求解模型的建立

基于CFX-18.0平臺進(jìn)行計(jì)算，由于透平中流動(dòng)為湍流，文中采用對泵、透平等旋轉(zhuǎn)機(jī)械適應(yīng)性較好的基于k-ω的SST湍流模型[12-13]封閉RANS方程.采用多重參考系(MRF)模型，葉輪轉(zhuǎn)速設(shè)置為n=2 900 r/min.流動(dòng)介質(zhì)為常溫水，假定透平運(yùn)行過程為等溫絕熱過程.進(jìn)出口邊界條件分別為質(zhì)量流量進(jìn)口、壓力出口(出口壓力為0.2 MPa)；壁面設(shè)置為無滑移且粗糙度為0.025 mm，收斂條件為殘差小于10-5.為保證交界面上準(zhǔn)確的數(shù)據(jù)傳輸，轉(zhuǎn)子和定子的交界面設(shè)置為Frozen Rotor，各交界面上采用GGI方式進(jìn)行連接，待計(jì)算殘差達(dá)到要求且監(jiān)測的物理參數(shù)達(dá)到穩(wěn)定時(shí)，停止計(jì)算并讀取計(jì)算結(jié)果.通過調(diào)節(jié)不同的進(jìn)口質(zhì)量，重復(fù)計(jì)算過程可得到透平的特性曲線.

3 結(jié)果及討論

3.1 數(shù)值模擬結(jié)果驗(yàn)證

數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比如圖4所示.從圖中可以看出，數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果整體趨勢一致，由于數(shù)值模擬未考慮機(jī)械損失，所以較試驗(yàn)值略高.在最佳工況點(diǎn)時(shí)，數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)值偏差較小，透平效率、揚(yáng)程、回收功率的誤差分別為0.22%，4.90%和5.19%.偏離設(shè)計(jì)工況下，數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)值偏差略大，但總體上，數(shù)值模擬結(jié)果可以真實(shí)地反映透平在不同工況下的運(yùn)行情況.從不同流量下的外特性結(jié)果可以看出，該透平的高效區(qū)間較寬，但在小流量情況下，效率下降明顯，回收功率及揚(yáng)程隨流量的增加而增加.

圖4 數(shù)值模擬與試驗(yàn)結(jié)果對比圖

3.2 水力損失分布情況

為對比不同工況下水力損失，根據(jù)能量守恒定律計(jì)算了不同工況下的總水力損失ΔhT，如圖5所示.從圖中可以看出，當(dāng)流量小于45 m3/h時(shí)，其水力損失大于輸出功率Pout，對應(yīng)的外特性表現(xiàn)為透平效率在小流量工況下很低.隨著流量的增加，輸出功率的曲線斜率大于水力損失的曲線斜率，對應(yīng)的外特性表現(xiàn)為透平效率的增加，當(dāng)流量大于80 m3/h時(shí)，輸出功率的曲線斜率幾乎保持不變，水力損失的曲線斜率增大，表現(xiàn)為在大流量工況下透平效率逐漸下降.

圖5 輸入功率、水力損失和輸出功率隨流量的變化情況

透平內(nèi)的水力損失區(qū)域分為兩大類，分別為靜止流動(dòng)區(qū)域和運(yùn)動(dòng)流動(dòng)區(qū)域.靜止流動(dòng)區(qū)域包含進(jìn)口延伸段、蝸殼、前后腔體、出口延伸部分；運(yùn)動(dòng)流動(dòng)區(qū)域?yàn)槿~輪.分別采用式(1)，(2)對靜止、運(yùn)動(dòng)流域進(jìn)行損失計(jì)算，得到不同區(qū)域損失占比隨流量的變化，如圖6所示,式中，δΔhs和δΔhr分別為靜止區(qū)域和運(yùn)動(dòng)流動(dòng)區(qū)域損失占比.從各流域隨流量的損失占比變化圖中可以看出，葉輪內(nèi)損失占比隨流量呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，在大于設(shè)計(jì)流量后趨于穩(wěn)定.由于出口延伸段直接受到葉輪出口處的擾動(dòng)，其損失占比變化情況與葉輪一致.腔體和蝸殼作為透平重要的靜止流域，其損失隨流量變化呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，在大于設(shè)計(jì)流量后，腔體內(nèi)的損失占比趨于穩(wěn)定，而蝸殼內(nèi)的損失占比隨流量增大明顯減小，說明大流量工況有利于蝸殼內(nèi)的流動(dòng).進(jìn)口延伸段損失占比較小，說明其內(nèi)部的流動(dòng)情況較好且損失主要是由流體的黏性引起.

圖6 各流域隨流量的損失占比變化

(1)

(2)

式中：pin為流域的進(jìn)口邊界總壓，Pa；pout為流域的出口邊界總壓，Pa；Q為通過流域的質(zhì)量流量，kg/s；Pa為輸出的軸功率，kW.

3.3 內(nèi)部流動(dòng)特性分析

為將不同流量下的內(nèi)部流動(dòng)特性進(jìn)行對比，定義p*，v*分別為量綱為一的壓力系數(shù)及速度系數(shù)，其定義如式(3)，(4)所示.圖7為垂直于軸線的平面P1內(nèi)壓力系數(shù)云圖對比.從壓力云圖可以看出，隨著流量的增大，透平內(nèi)部壓力逐漸增大，壓力系數(shù)從蝸殼進(jìn)口到葉輪出口逐漸下降，在設(shè)計(jì)工況點(diǎn)Qd=80 m3/h時(shí)，內(nèi)部壓力過渡較為平緩，在非設(shè)計(jì)工況下壓力系數(shù)波動(dòng)明顯.

圖7 P1處壓力系數(shù)隨流量變化

(3)

(4)

式中:p為節(jié)點(diǎn)處的壓力值；ρ為流質(zhì)的密度，ρ=997 kg/m3；v為節(jié)點(diǎn)處的速度值；U為葉片前緣的圓周速度.

圖8為不同流量工況下P1內(nèi)速度系數(shù)云圖及流線對比.從圖中可以看出，在小流量工況下，葉輪進(jìn)口端面存在回流現(xiàn)象，各葉輪流道內(nèi)各占據(jù)一旋渦，隨著流量逐漸增大，旋渦逐漸向壓力面移動(dòng)，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)P1內(nèi)流動(dòng)情況較好，蝸殼與葉輪流道內(nèi)流線均勻，未出現(xiàn)大面積旋渦現(xiàn)象.在大于設(shè)計(jì)流量后，葉輪吸力面逐漸出現(xiàn)回流現(xiàn)象，回流導(dǎo)致的旋渦面積逐漸增大并向葉輪出口延伸.

圖8 P1內(nèi)速度系數(shù)隨流量變化

為進(jìn)一步探究不同流量下葉輪內(nèi)旋渦形成的原因，對不同工況下的進(jìn)口速度三角形進(jìn)行分析，如圖9所示，圖中PS，SS分別表示為葉片的壓力面和吸力面.從圖中可以看出，在設(shè)計(jì)工況下，相對速度w的角度β2等于葉片的安放角；在小流量工況下，相對速度角度β3小于葉片安放角，易在葉片入口端面或壓力面發(fā)生回流現(xiàn)象；在大流量工況下，絕對速度角度β1大于葉片安放角，所以易在葉片吸力面產(chǎn)生回流.

圖9 不同工況下葉輪進(jìn)口速度三角形

葉輪作為透平的主要能量轉(zhuǎn)換部件，其內(nèi)部流動(dòng)特性對透平的回收效率有直接影響.圖10為不同工況下葉輪進(jìn)出口壓力系數(shù)分布，圖中橫坐標(biāo)0表示葉輪進(jìn)口，1.0表示葉輪出口，葉片尾緣位于0.69處，L為相對軸面流線位置.從圖中可見，在設(shè)計(jì)工況點(diǎn)及小流量下，壓力系數(shù)隨進(jìn)口到出口流道逐漸減?。辉诖罅髁肯?，壓力系數(shù)變化呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，在通過葉片尾緣后，各工況點(diǎn)壓力變化平緩.圖11為不同工況下葉輪進(jìn)出口速度系數(shù)分布情況.小流量工況下，葉輪進(jìn)口處速度系數(shù)最大，因此，小流量下葉輪進(jìn)口有較大的沖擊損失；在設(shè)計(jì)工況點(diǎn)及大流量下，進(jìn)口系數(shù)最小，速度系數(shù)最大處位于葉片流道內(nèi)，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)速度系數(shù)約為0.25.

圖10 不同工況下葉輪進(jìn)出口壓力系數(shù)分布

圖11 不同工況下葉輪進(jìn)出口速度系數(shù)分布

3.4 內(nèi)部流動(dòng)損失特性分析

內(nèi)流場中渦量場對動(dòng)能產(chǎn)生的耗散作用稱為擬渦能，擬渦能的大小與機(jī)械能的耗散直接相關(guān)[14].量綱為一的擬渦能系數(shù)Ω*計(jì)算公式為

(5)

式中：Ω為渦量；ω為葉輪的角速度.

圖12為不同工況下蝸殼內(nèi)不同截面擬渦能系數(shù)分布對比云圖.從云圖中可以看出，各工況下，蝸殼壁面存在較大的擬渦能系數(shù)，這部分流動(dòng)損失是由于靜止的蝸殼壁面邊界層內(nèi)速度梯度誘發(fā)的渦量導(dǎo)致.在小流量下，蝸殼與葉輪的交界面存在較大的能量損失，結(jié)合圖8中的流線分布情況可以推斷出這部分能量損失主要是由葉片進(jìn)口處的回流現(xiàn)象引起；相比之下，設(shè)計(jì)流量及大流量工況在葉片進(jìn)口處不存在回流，因此葉輪與蝸殼交界面上流動(dòng)損失較小.在設(shè)計(jì)工況下，蝸殼內(nèi)各截面的擬渦能系數(shù)分布較為均勻，說明該工況下蝸殼內(nèi)的流動(dòng)情況較為均勻，流動(dòng)損失小.在大流量工況下，蝸殼各截面的擬渦能系數(shù)分布總體情況與設(shè)計(jì)工況變化一致，但由于大流量下壁面處的速度梯度增大，由此形成更強(qiáng)烈的壁面附著渦，從而導(dǎo)致流動(dòng)損失增大.

圖12 不同工況下蝸殼內(nèi)不同截面擬渦能系數(shù)分布

圖13為不同工況下葉輪span=0.5葉柵內(nèi)擬渦能系數(shù)分布云圖及流線，span=0.5為葉輪前后蓋板之間的中間平面.根據(jù)葉柵內(nèi)擬渦能系數(shù)分布情況，隨著流量的增大，擬渦能系數(shù)在葉片流道內(nèi)逐漸增大.小流量擬渦能系數(shù)最大值處于葉片尾緣，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)擬渦能系數(shù)在葉片的壓力面及葉片尾緣較大，在大流量工況點(diǎn)，擬渦能系數(shù)在葉片的吸力面及尾緣存在較大值，并且在葉片流道內(nèi)的擬渦能系數(shù)也逐漸增大.根據(jù)葉柵內(nèi)流線情況，小流量工況下靠近蝸殼隔舌附近的葉片流道內(nèi)流道更加復(fù)雜，特別是0.500Q工況下，葉片流道內(nèi)存在旋渦，小流量情況下葉片尾緣處存在較強(qiáng)的旋渦；設(shè)計(jì)工況下，葉輪內(nèi)部流線分布均勻；在大流量工況點(diǎn)，吸力面存在較強(qiáng)的旋渦，葉片尾緣處流動(dòng)情況較好.

圖13 不同工況下葉輪span=0.5內(nèi)擬渦能系數(shù)分布云圖

4 結(jié) 論

1) 葉輪內(nèi)損失隨流量增大呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，出口延伸段能量損失占比變化規(guī)律與葉輪一致.腔體和蝸殼損失占比與葉輪損失占比變化規(guī)律相反，進(jìn)口延伸段能量損失占比小，損失與流量呈正比.

2) 在小流量工況下，葉輪進(jìn)口存在回流現(xiàn)象，設(shè)計(jì)工況點(diǎn)流動(dòng)平穩(wěn)，大于設(shè)計(jì)流量后，葉輪吸力面逐漸出現(xiàn)回流現(xiàn)象，回流導(dǎo)致的旋渦面積逐漸增大并向葉輪出口延伸.

3) 非設(shè)計(jì)工況下，蝸殼內(nèi)損失主要來源于其與葉輪或腔體的交界面，小流量工況下，葉輪的損失主要是進(jìn)口沖擊損失；大流量工況下葉輪的損失來自于葉片流道內(nèi)的不穩(wěn)定流動(dòng).