自吸泵自吸過程氣液兩相流數值模擬分析

劉洪生, 蘇永升(華東理工大學承壓系統與安全教育部重點實驗室,上海 200237)

自吸泵自吸過程氣液兩相流數值模擬分析

劉洪生, 蘇永升
(華東理工大學承壓系統與安全教育部重點實驗室,上海 200237)

自吸泵的自吸過程是一個很復雜的氣液兩相混合流動與分離過程。本文利用非穩態數值模擬方法模擬自吸泵自吸過程,初始條件為進水管及出水管含有部分空氣,然后估算自吸時間。模擬結果表明:泵吸氣和排氣主要集中在自吸初期,期間葉輪入口和泵出口氣含率最高分別可達62.4%和45.3%;葉輪入口氣含率變化較泵出口氣含率變化劇烈;此外,葉輪與導葉間隙對自吸性能有影響,間隙與自吸時間呈負相關變化,說明較大的間隙有利于泵的自吸。

自吸泵; 自吸過程; 氣液兩相流; 非穩態數值模擬

自吸泵是一種特殊用途的離心泵,利用泵的特殊結構及氣液混合原理實現抽吸氣體,目前廣泛應用在農業排灌、城市消防以及石化等工業領域[1]。自吸泵具有如下特點:能夠自動排出吸入管路及泵體內的空氣；在第一次啟動前和灌泵后,如吸入管路不漏氣,那么在以后泵啟動時則無需灌泵[2]。

隨著計算流體力學的快速發展,近年來一些學者對自吸泵進行了實驗與數值模擬研究。李紅等[3]對自吸泵在自吸過程中的內部流場進行了非定常模擬,分析得出了自吸泵自吸過程中內部氣液兩相流動的特點;王洋等[4]研究了不同工況下漩渦自吸泵內部瞬態流動特性,得到了泵內部流動情況和監測點處壓力脈動特性。崔玉松等[5]針對自吸泵的氣液分離室對泵性能影響很大的問題,選擇不同分離室高度進行性能預測,最后得出在小流量區時氣液分離室高度對泵效率影響很小;John Kanute[6]分析了蝸殼式自吸與擴壓式自吸的原理,并分析了兩種不同自吸方式的優缺點。范宗霖[7]對外混式自吸泵的自吸時間和自吸高度的計算方法進行了討論,給出了不同自吸高度下自吸時間的計算公式。陳茂慶等[8]研究了回流孔對自吸泵自吸性能的影響,最后給出臨界回流孔與自吸時間的關系。

自吸泵自吸過程很復雜,關于自吸的部分還沒有比較完善的設計方法,目前對自吸泵的數值模擬主要集中在兩方面:一是自吸泵正常輸水運轉時內部流場信息,比如模擬工況改變時泵水力性能變化;二是模擬不同進口氣含率時泵內部流動情況[9],對帶導葉的自吸泵自吸時間的非穩態數值模擬鮮見報道。本文選取一臺立式導葉自吸泵,利用ANSYS CFX軟件對自吸泵自吸過程中氣液兩相進行非穩態流數值模擬分析。同時,依據導葉基圓直徑與葉輪外徑之間相關公式[10],進一步探討了改變葉輪與導葉之間間隙對自吸時間的影響。

1 研究對象及網格劃分

1.1 計算模型

選取一臺比轉速為58的立式導葉自吸泵作為研究對象,該泵的主要過流部件包括葉輪、導葉、儲水室、氣液分離室等。泵的設計流量為13.5 m3/h,額定轉速為2 970 r/min,揚程為25 m;泵的主要結構參數如表1所示,葉輪葉片數為6,泵的流道造型如圖1所示。利用Solid-works軟件對自吸泵的過流部件進行三維建模,數值模擬計算區域由進出口管、儲水室、導葉、葉輪和氣液分離室5部分組成。

表1 自吸泵設計參數

泵采用離心式葉輪,導葉采用徑向設計方法,葉片數為7,進口直徑為149 mm,其余設計參數如表2所示。

圖1 自吸泵流道

Inletwidth/mmHeight/mmOutletdiameter/mmStaggeranglesofinlet/(°)112622020

1.2 網格劃分

由于自吸泵葉輪和導葉形狀復雜,特別是形狀扭曲的葉片與導葉造成計算域的復雜,因此應用四面體非結構網格對流道進行劃分。整機流道網格如圖2所示。

圖2 自吸泵數值計算網格

1.3 網格無關性驗證

網格無關性驗證的目的是為了保證自吸泵的外特性及主要性能參數不受網格數目影響,在設計流量下計算比較不同網格數目對應的揚程與效率以此進行網格無關性驗證。本文選取了4組不同的網格數目,同時保證進出口邊界條件也一樣,在設計流量下經過穩態計算所得自吸泵性能參數如表3所示。

從表3可以看出,隨著網格數目的增大,揚程(H)和效率(η)基本趨于恒定,變化范圍很小,表明數值計算結果受網格數目影響較小。綜合考慮計算精度與計算時間,本文選擇1.5×106左右的網格數目進行數值模擬計算,即方案2。

表3 網格無關性驗證

2 數值計算方法

2.1 兩相流控制方程

VOF模型的基本方程式由連續性方程、物性方程、混合流體的雷諾平均Navies-Stokes方程、湍動能方程(k方程)和湍動能率耗散方程(ε方程)5類方程組成[9]。根據不可壓縮流體物性方程等可以得到各相體積組成的輸運方程為

(1)

混合流體的雷諾平均Navier-Stokes方程為

(2)

(3)

式中:ui,uj為混合流體速度,m/s;μ1,μ2分別為第1相和第2相黏度系數,Pa·s;μ為混合流體黏度系數,Pa·s;μt為湍動能黏度系數,Pa·s;ρ為混合流體密度,kg/m3;φ1,φ2為各相體積分數;g為重力加速度,9.8 m/s2;xi(i=1,2,3)為直角坐標系中3個方向。

2.2 邊界條件及初始條件

實際工作中葉輪從靜止到恒定轉速需要一定時間,但為了避免計算過于復雜,本文作以下假設:

(1) 泵的轉速為定值,忽略泵啟動過程中的轉速變化。

(2) 氣相與液相之間無熱量交換,系統保持恒溫。

(3) 當絕大部分氣體排出時,便認為自吸過程完成。

選取25 ℃時的空氣和水分別作為氣相和液相,取進水管口為計算進口,出水管口為計算出口,進口以質量流量計,出口按opening(環境壓力為大氣壓)設置,控制方程采用VOF方法和標準k-ε湍流模型;根據自吸泵的轉速,時間步長設置為3.367×10-3s,內迭代的迭代次數上限取默認值20,固壁處采用絕熱、無滑移邊界條件。計算前對模型進行初始化,吸入管路以及出水管有一段空氣,吸入管空氣段長度為2 m,其余部分為水。

3 計算結果與分析

3.1 氣液兩相情況

圖3選取了自吸過程中心截面上具有代表性4個時刻的氣液兩相分布圖,其中α代表氣含率,α=1表示全部為氣相,α=0表示全部為液相。由圖3(a)可以看出泵還未啟動時,進水管及出水管的一部分含有空氣,其余部分為水的情形;圖3(b)顯示當t=3.5 s時,隨著葉輪旋轉,管路中的氣體進入泵內,此時氣體已經進入氣液分離室進行氣液混合并分離,密度較小的氣體經分離后通過出口管排出,隨著自吸過程的進行,儲水室中的氣體越來越少;圖3(c)顯示大部分氣體已經通過儲水室進入氣液分離室;圖3(d)顯示絕大部分氣體已經排出,自吸過程基本完成,此時水泵進入正常工作狀態。

圖3 泵內中心截面氣液兩相分布

3.2 葉輪與導葉中的流動狀態

為了判斷在自吸過程中葉輪與導葉中流動情況,取2個典型時刻進行判斷,如圖4所示。圖4(a)為泵自吸過程中大量吸入氣體時葉輪與導葉的流線圖,可以看出,此時葉輪與導葉流道中有很多漩渦,流線很不規則,這是由于泵的自吸過程是很復雜的氣液兩相混合與分離過程。圖4(b)為氣體基本排完時葉輪與導葉流道中的流線圖,可以看出此時流道內已無漩渦,流線分布較規則。

圖4 葉輪與導葉流線圖

圖5示出了由后處理得到的泵自吸過程中葉輪入口與泵出口氣相流量隨時間變化曲線。由圖可知,泵大量吸入氣體以及排出氣體主要集中在自吸初期階段。

圖5 葉輪入口和泵出口處氣相流量隨時間變化情況

圖6示出了自吸泵自吸過程中葉輪入口與泵出口氣含率變化曲線。可以看出,開始時出水管有部分空氣,在排氣的初始時刻,出口氣含率為1。從圖中曲線可以看出,在自吸初期,葉輪入口氣含率很高且變化劇烈,最高可達62.4%,之后迅速下降,在8.5 s之后,保持在5%上下波動;泵出口氣含率最高可達45.3%,出口含氣率曲線隨時間變化相對平緩,在10 s之后基本維持在5%上下波動。自吸過程中泵出口氣含率較葉輪入口氣含率曲線變化平緩,這是由于管道中的氣體剛進入儲液室的流量比較大,未能與水混合均勻即進入葉輪,而泵出口的氣體已經在氣液分離室內經過混合與分離,故導致葉輪入口氣含率較泵出口氣含率變化劇烈;此外,泵出口氣含率的峰值較葉輪進口氣含率峰值有一個延遲,隨著自吸泵自吸過程的進行,兩者氣含率逐漸趨于一致。

圖6 葉輪入口和泵出口處氣含率隨時間變化情況

3.3 估算自吸時間

假定在整個自吸過程中沒有相變發生,則理論上泵的自吸時間應等于吸入管中所有氣體排出泵的時間。但由于氣體經過葉輪進入氣液分離室之后,與水已經混合較均勻,所以完全排出需較長時間,同時考慮到模擬計算會耗費較長時間,因此本文利用積分來估算自吸時間。

初始時進水管所含氣體體積為0.003 91 m3,氣體密度為1.185 kg/m3,可算出初始時氣體質量為4.633 g。

根據圖5作出12 s內泵出口氣體質量對時間的累加值曲線L,如圖7所示,可以看出,在8 s之后,L近似為一條直線,因此可作出L在8 s之后的趨勢線(虛線所示)近似反映L的趨勢,延長線與吸入管內初始氣體質量的交點的橫坐標為自吸時間。據此得到本文自吸時間為14.37 s,實際工作時的自吸時間可能會存在差異,但在分析判斷自吸泵自吸時間時可采用此方法。

4 葉輪與導葉間隙對自吸時間的影響

葉輪與導葉間隙δ對自吸泵自吸時間有影響,根據文獻[11]知δ一般取1～5 mm,δ不能太小,如果δ過小,一方面容易引起泵的噪聲和振動,另一方面也會使安裝困難、容易損壞;但間隙過大也會使泵正常工作時內泄漏增大,對泵的運行效率有影響。本文中葉輪與導葉間隙δ=2.0 mm。現改變葉輪與導葉間隙,制定兩組方案,分別為δ=2.5 mm與δ=1.5 mm,利用同樣的網格劃分標準與數值模擬方法進行模擬,為便于對比,初始時吸水管內空氣段長度相同,進出口邊界條件設置也一樣。圖8示出了3組不同間隙時泵出口氣含率對比情況。從圖中可以看出,泵出口氣含率曲線變化趨勢基本一致,并且隨著間隙的變大,氣含率的峰值所對應的時間變短,這說明葉輪與導葉間隙變大后,自吸能力變大。

圖7 泵出口氣體質量對時間累加值

圖8 不同間隙時泵出口氣含率對比

圖9所示為改變間隙后自吸時間的估算,利用與3.3節同樣的方法即可求出自吸時間。表4示出了不同間隙時自吸時間對比,從表中可以看出隨著間隙變大,自吸時間越來越小。

圖10對比了葉輪與導葉不同間隙時泵出口氣體質量與自吸時間關系。從圖10可以看出,曲線變化趨勢基本一致,間隙變小后,自吸時間變長;間隙變大后,自吸時間變短。此結果說明葉輪與導葉間隙對自吸的完成有影響,這是由于間隙變小后,經過氣液分離之后的液體回流阻力變大,所以會使自吸時間變長。而較大的間隙有利于分離之后的液體回流和自吸時間減小;但間隙過大時也會使泵在正常工作時內泄漏增大,從而影響泵的運行效率。

圖9 不同間隙時自吸時間估算

δ/mmSelf?primingtime/s1．516．252．014．372．513．07

圖10 不同間隙時泵出口氣體質量與自吸時間關系對比

5 結 論

(1) 以進水管及出水管含有一段空氣作為初始條件,模擬得到自吸過程中氣液兩相流場情況,通過計算得到葉輪入口與泵出口氣相流量隨時間變化關系以及葉輪進口與泵出口氣含率隨時間變化關系,由此估算自吸時間。

(2) 在自吸過程中,葉輪與導葉中的氣液流動很復雜,流道中有很多漩渦,流線分布很不均勻;當氣體基本排完時,流道中流線分布比較均勻。

(3) 當泵在自吸時,吸入和排氣主要集中在自吸初期,此時葉輪入口氣含率最高可達62.4%,泵出口氣含率最高可達45.3%。之后葉輪入口氣含率迅速下降,在8.5 s之后,保持在5%上下波動;泵出口氣含率隨時間變化相對平緩;泵出口氣含率峰值較葉輪進口氣含率峰值有一個延遲。

(4) 葉輪與導葉間隙對泵的自吸性能有影響。計算結果表明:當間隙變小后,自吸時間變長,這是因為間隙變小后,氣液分離之后的液體回流阻力也會變大;當間隙變大后,自吸時間變短,說明間隙變大有利于泵的自吸性能,但過大的間隙也會使泵正常工作時內泄漏風險增大,影響泵的運行效率。

[1]郭曉梅,楊敏官,王春林.自吸泵現狀分析[J].水泵技術,2002(1):27-29.

[2]趙雪華,朱天霞.泵的理論與應用[M].上海:華東理工大學出版社,1994.

[3]李紅,徐德懷,李磊,等.自吸泵自吸過程瞬態流動的數值模擬[J].排灌機械工程學報,2013,31(7):565-569.

[4]王洋,彭帥,劉瑞華,等.漩渦自吸泵內部流場壓力脈動數值模擬[J].排灌機械工程學報,2015,33(7):583-588.

[5]崔玉松,司艷雷,易同祥,等.漩渦自吸泵氣液分離室結構對性能影響預測[J].排灌機械工程學報,2009，27(2):119-123.

[6]KANUTE J.Self-priming centrifugal pumps:A primer[J].World Pumps,2004(456):30-32.

[7]范宗霖.自吸泵的自吸時問及自吸高度計算[J].甘肅工業大學學報,1991，17(1):7-13.

[8]陳茂慶,吳衛東.回流孔對自吸離心泵自吸性能影響的研究[J].水泵技術,1998(1):26-30.

[9]李紅,徐德懷,涂琴,等.自吸泵啟動過程氣液兩相流動的數值模擬[J].農業工程學報,2013,29(3):77-83.

[10]關醒凡.現代泵理論與設計[M].北京:中國宇航出版社,2011.

[11]江帆,黃鵬.FLUENT高級應用與實例分析[M].北京:清華大學出版社,2008.

Numerical Simulation of Gas-Liquid Two-Phase Flow in Self-priming Pump During Self-priming Period

LIU Hong-sheng, SU Yong-sheng

(Key Laboratory of Pressurized Systems and Safety,Ministry of Education, East China University of Science and Technology,Shanghai 200237,China)

The self-priming process of self-priming pump was a very complicated gas-liquid mixed flow and separation process.In this article,a unsteady numerical simulation was applied to simulated the self-priming process of self-priming pump,with the initial condition was that the inlet and outlet pipe filled with air,and then self-priming time was estimated;The simulation results showed that gas inhaled into and discharged of the pump were mainly concentrated in the early stage of the self-priming process,the air void fraction reached up to 62.4% and 45.3%,respectively at the impeller inlet and the pump outlet in the initial stage;The change of air void fraction in the impeller inlet was more drastic than that of the pump outlet;In addition,self-priming performance was affected by the gap between impeller and guide vane,and the data showed a negative correlation between gap and self-priming time,which revealed the lager gap was beneficial to self-priming of the pump.

self-priming pump; self-priming process; gas-liquid two-phase flow; unsteady numerical simulation

1006-3080(2017)02-0280-06

10.14135/j.cnki.1006-3080.2017.02.020

2016-07-12

劉洪生(1990-),男,安徽人,碩士生,從事流體機械方向研究。

蘇永升,E-mail:yssu@ecust.edu.cn

TH317

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