大型貨油泵的水力仿真與試驗分析

譚家翔，羅 力，王建國，楊 勤，沈 飛

(1.中海油能源發展股份有限公司，天津 300452;2.武漢船用機械有限責任公司，武漢 430084)

大型貨油泵的水力仿真與試驗分析

譚家翔1，羅 力2，王建國2，楊 勤2，沈 飛2

(1.中海油能源發展股份有限公司，天津 300452;2.武漢船用機械有限責任公司，武漢 430084)

根據實際需求設計軸向中開的立式大型貨油泵，利用CFX仿真計算軟件，使用湍流模型對其內部的流場進行模擬仿真，預測其水力性能，并進行全面的性能試驗，比較和分析仿真值和試驗結果發現，實際測試的貨油泵的性能數據略高于數值仿真計算值，但差別在5%以內，吻合性較好。

貨油泵；值仿真；開式試驗

貨油泵是一種流量大、揚程高、造價高的液貨裝卸系統的重要設備，廣泛地應用于穿梭油船、FPSO等采油和輸油設備上。這種大流量貨油泵安裝在油船上單獨設置的艙室內，因此貨油泵的結構尺寸對節省船上的有限空間有重要意義。根據實船安裝需求研制一種軸向中開的立式大型貨油泵。分別運用數值仿真和物理試驗對其性能進行預測和驗證。

根據實船要求設計的貨油泵水力模型參數見表1。限于船上艙室的安裝空間，要求貨油泵為立式安裝，進出口軸線成90°布置，且出口管路軸線與動力輸入軸的垂直距離較小。

表1 貨油泵的設計參數

1 仿真分析

1.1 三維模型及網格

貨油泵模型三維結構見圖1。根據CFD仿真的需要，對貨油泵水力模型網格進行網格劃分，為避免在仿真時出現水力模型進、出口出現回流現象而造成計算收斂精度降低，在水力模型進出口各增加了一段直管段[1]。根據水力模型的結構特點，對吸水室、壓水室、葉輪進行非結構化網格劃分，對進、出水段則采用結構化網格劃分，并對葉片入口邊、壓水室隔舌附近區域的網格進行局部細化。

圖1 三維水力模型及網格劃分

1.2 計算域及邊界條件設置

在進行流動性仿真計算時，將貨油泵計算域內的流體看作不可壓縮流體，整個計算域的求解就是求解連續性方程、雷諾平均N-S方程、湍動能和湍動能耗散率的輸送方程等控制方程[2]。在計算過程中，將整個流動域看作是絕熱的常溫模型，采用二階迎風格式進行離散化，在CFX前處理中對計算域及邊界條件設置如下。

進口：壓力入口；

出口：質量流量；

湍流模型：k-ε；

壁面函數：絕熱、光滑壁面；

收斂精度：10-5。

1.3 計算結果分析

1.3.1 速度分布

設計點的吸水室、葉輪、壓水室的速度矢量分布見圖2。

圖2 過流部件速度矢量圖

由圖2a)可見，在吸水室中，流體的整體速度較小，在4 m/s左右，流體速度變化平穩。但在吸水室與葉輪入口的交界面上，由于過流面積減小，流體速度約增至6.5 m/s，局部約達8.5 m/s。

由圖2b)可見，經葉輪做功后，葉輪出口處的流體速度增加至25 m/s左右。速度增加使流體具有更高的動能，以便在壓水室中轉換成所需的壓力能。從圖2b)還可以看到,由于葉輪與壓水室的間隙減小，隔舌附近區域流體的速度明顯增加，這可能會造成泵運轉時噪聲加大，此現象可通過適當增加壓水室基圓的直徑來改善[3]。

由圖2c)可見，經葉輪做功后的流體進入壓水室后至第八截面附近區域，速度分布均勻，變化平穩，整體流速在20 m/s左右。在壓水室隔板起始位置處，由于過流面積減小，流體的速度明顯增加，約為30 m/s，這與隔舌附近的情況相似。從壓水室第8截面到出口附近，流體的速度明顯降低至10 m/s，速度降低的結果是動能下降，壓力能上升。這表明流體動能的轉化主要在壓水室第八截面到出口這一區域。從圖2c)還可以看出，壓水室與葉輪蓋板接觸區域的流體速度很小，對能量的增加和轉化影響有限。

1.3.2 壓力分布

過流部部件壓力分布見圖3。

圖3 過流部件壓力分布

由圖3a)可見，吸水室內的靜壓值整體較小，最大值和最小值相差約為0.05 MPa。結合圖2a)來看，靜壓值較大的區域對應的速度較小，吸水室與葉輪入口的交界面速度值較大，其靜壓值較小。

由圖3b)可見，從葉輪入口至葉輪外徑，靜壓力沿半徑方向逐漸增加，且6個葉片分割的流域分布規律基本一致。結合圖2b)，可以看出流體經葉輪做功后，不但速度大幅增加，而且靜壓力能也大幅增加。葉輪靜壓力的最低點位于6個葉片背面的入口邊附近，為負壓，是葉片最先發生汽蝕的部位，這與實際葉片發生汽蝕破壞的區域一致。

由圖3c)可見，從隔舌至第8截面的這一區域，距葉輪軸線越遠，壓水室內的靜壓越高，最大位壓力于壓水室壁面附近，且壓力值基本相同，約為1.2 MPa。從第8截面至出口，壓力值明顯增加，最大約為1.45 MPa，結合圖2(c)流體在這一區域速度明顯減小的現象，說明這一區域對流體動能的轉化作用明顯。另外，由于壓水室內部流域是聯通的，靜壓能在流域內傳遞，雖然壓水室與葉輪蓋板接觸區域的速度很小，但這一區域的壓力卻較高，約1.1 MPa，這對后期泵殼的結構設計有重要參考作用。

2 試驗驗證

2.1 試驗方案

該貨油泵的流量大、揚程高，動力消耗高，因此試驗采用蒸汽輪機驅動的開式試驗系統，試驗系統由鍋爐房、開式水池、入口管路、測試管路、出口管路、試驗臺架，以及透平機等組成，見圖4。

圖4 貨油泵試驗系統圖

2.2 試驗結果及分析

貨油泵仿真和實測結果見圖5。從圖5中對比可以看出：

1)對于流量-揚程曲線，在設計點處，仿真值約為125 m，試驗值約為127 m，略高于仿真值。在其他流量點，仿真值也均低于測試值，且隨著流量偏離設計點，2者差值有擴大的趨勢，但差值約為2 m，偏差約2.5%。

2)對于流量-效率曲線，在設計點處，仿真值約為83%，試驗值約為87%，實測值明顯高于仿真值。在其他流量點，仿真值也均低于測試值，且隨流量的增加，兩者差值呈增大趨勢，實際測試值比仿真值高4%左右。

3)對于流量-軸功率，在設計點處，由于測試揚程和仿真揚程差別不大，效率相差4%，造成實測軸功率值明顯低于仿真值。在其他流量點，軸功率的仿真值和實測值的變化趨勢一致，兩者差值保持在30 kW左右。

圖5 貨油泵性能仿真、試驗對比

3 結論

1)葉輪做功使其內部流體從入口至外緣沿半徑方向上的速度逐漸增加，壓力逐漸升高。葉輪的最低壓力點位于葉片背面的入口邊附近，也是汽蝕發生的初始位置。

2)壓水室壁面附近區域的壓力較高，第8截面到出口是動能轉化成壓力能的重要區域

3)使用k-ε湍流模型預測的貨油泵的揚程、效率比實際測試的數值低，消耗的功率比測試值

高，但測試值與仿真值差別在5%以內，這表明仿真分析可以較好地預測貨油泵的性能，而且實際測試的性能數據優于仿真數據。

[1] 黃書才，楊勤，羅力,等.一種船用離心泵徑向力平衡的設計方法研究[J].船舶與海工，2015(3)：53-57.

[2] 王福軍.計算流體力學分析：CFD軟件原理與應用[M].北京：清華大學出版社，2004.

[3] 關醒凡.現代泵理論與設計[M].北京：中國宇航出版社，2011.

Analysis of CFD Simulation and Testing Data on a Large Cargo Pump

TAN Jia-xiang1, Luo Li2, Wang Jian-guo2, Yang Qin2, SHEN Fei2

(1.CNOOC Energy Technology & Services Limited, Tianjin 300452, China; 2.Wuhan Marine Machinery Plant Co. Ltd., Wuhan 430084, China)

In order to indicate the performance parameters in a type of axially splitting and vertical large cargo pump designed for special needs, a simulation with CFX was carried out to compute the flow distribution of its hydraulic model. After the pump manufacturing, an overall opening test was carried out on an opening testing bed to obtain its real performance data at working. The deviation of CFD simulating performance data was compared with the testing data, showing that the difference between simulation and test is within 5%，which means that CFD simulation can exactly predict the performance parameter of a cargo pump.

cargo pump; numerical simulation; opening test

10.3963/j.issn.1671-7953.2016.06.020

2016-07-25

工業和信息化部(工信部聯裝[2016]26號)

譚家翔(1965—)，男，學士，高級工程師

U664.5

A

1671-7953(2016)06-0089-04

修回日期：2016-08-25

研究方向:海洋工程技術

E-mail:tanjiaxiang@cnooc.com.cn