葉片傾斜角對(duì)油氣混輸泵性能的影響

馬希金，張亞瓊，張 潮，崔生磊

(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.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)

隨著陸上石油的日益減少，人們?cè)絹碓街匾暫５资偷拈_發(fā)。海上原油產(chǎn)出物主要是油和氣的混合物，同時(shí)還含有少量的水和砂，是一種多相混合物[1]。在傳統(tǒng)的海上石油開采過程中，需要建立一套復(fù)雜的處理設(shè)施，使原油產(chǎn)出物在海上平臺(tái)或海底就分離，然后將油、氣分別輸送到陸上加工基地。這種開采工藝增加了油氣分離裝置，不僅在技術(shù)上帶來了困難，而且非常不經(jīng)濟(jì)[2]，由此催生了油氣混輸泵。油氣混輸泵作為軸流式多相泵的一種，它具備了液相泵與壓縮機(jī)的雙重性能，替代了一般原油輸送過程中的分離裝置與輸送管道，體現(xiàn)出了其顯著的經(jīng)濟(jì)效益。

早在20世紀(jì)初，國(guó)外的石油企業(yè)便開始研究油氣混輸技術(shù)，于 1984 年開始制定的海神計(jì)劃[3-6]，由法國(guó)石油研究院(IFP)、法國(guó)國(guó)家石油公司(Total)及挪威石油開發(fā)公司(Statoil)共同合作的一個(gè)計(jì)劃項(xiàng)目，所研究的主要課題之一便是多相混輸泵。海神泵選用的是NACA翼型，經(jīng)過好幾代的實(shí)驗(yàn)與優(yōu)化，能夠有效地避免氣液分離，在性能上得到了很大的提高，并且在不斷的探索改進(jìn)之后，成功地應(yīng)用于油田開采上。1994年螺旋軸流式多相混輸泵被 FRAMO公司應(yīng)用于挪威石油公司所屬的Draugen平臺(tái)，使此油田的油氣水總產(chǎn)量提高了 50%左右，其中原油凈產(chǎn)增加了40%[7]。

油氣混輸泵在油氣集輸方面有著重要的作用，而動(dòng)葉輪的優(yōu)劣又直接影響油氣混輸泵的揚(yáng)程與輸送效率。隨著多相混輸技術(shù)的發(fā)展，我國(guó)以中國(guó)石油大學(xué)、蘭州理工大學(xué)、清華大學(xué)為首的高等院校開始了對(duì)油氣混輸泵的研究。李清平等[8]、朱宏武等[9]對(duì)螺旋軸流式多相泵進(jìn)行了現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)研究與優(yōu)化設(shè)計(jì)，成功地進(jìn)行了該泵的增壓運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)。馬希金等[10-11]研究了軸向和徑向間隙對(duì)油氣混輸泵性能的影響。馬希金等[12]研究了葉片重疊度數(shù)對(duì)油氣混輸泵的影響。曲鑫等[13]研究了葉片數(shù)及葉片相對(duì)包角在不同含氣率下的流場(chǎng)分布情況。羅先武等[14]研究了葉片傾斜對(duì)微型泵水力性能的影響，得出適當(dāng)傾斜一定的角度可以有效抑制壓力面二次流損失，從而提高水力性能。吳泳敏等[15]分析了直葉片、前傾葉片、后傾葉片對(duì)風(fēng)扇氣動(dòng)性能的影響。而葉片傾斜角對(duì)油氣混輸泵性能影響的研究較少。

本文以自主研發(fā)的YQH-100型三級(jí)軸流式油氣混輸泵為例，改變動(dòng)葉傾斜角度，對(duì)油氣混輸泵內(nèi)部流動(dòng)特性進(jìn)行數(shù)值模擬，分析葉片壓力及氣相分布情況，并分析其揚(yáng)程、增壓及效率曲線，為油氣混輸泵的設(shè)計(jì)及水力優(yōu)化提供參考依據(jù)。

1 計(jì)算模型的建立及網(wǎng)格劃分

1.1 數(shù)值計(jì)算模型

油氣混輸泵的基本參數(shù)：設(shè)計(jì)流量Q=100 m3/h，單級(jí)揚(yáng)程H=33 m，轉(zhuǎn)速n=2 950 r/min，效率η=33%，泵進(jìn)口管徑Din=100 mm，泵出口管徑Dout=65 mm，葉輪輪轂進(jìn)口直徑D1=170 mm，葉輪輪轂出口直徑D2=180 mm，葉輪輪緣直徑D3=230 mm，輪轂半錐角θ=4.08°，葉片數(shù)z=4，葉輪輪轂比dh=0.782 6，輪緣翼型安放角β=10°，輪轂翼型安放角ɑ=12.68°。

根據(jù)模型的基本參數(shù)，用Pro/E軟件建立三維模型，YQH-100型油氣混輸泵的三維模型如圖1所示，主要由吸入室、動(dòng)葉輪、長(zhǎng)短導(dǎo)葉及壓出室等部件組成。為了得到較好的網(wǎng)格質(zhì)量，對(duì)隔舌、隔板等倒圓角，對(duì)一些細(xì)小的倒圓角等進(jìn)行簡(jiǎn)化得到了泵的流體域的三維造型。

圖1 全流域計(jì)算模型圖

1.2 葉片傾斜角度設(shè)計(jì)方案

葉片與輪轂垂直時(shí)葉片的傾斜角度為0°，葉片傾斜方向與葉輪旋轉(zhuǎn)方向一致為正，反之為負(fù)，并規(guī)定葉片正傾斜為前傾葉片，反之為后傾葉片。下面主要針對(duì)以下5種方案進(jìn)行討論。方案一(M1)：動(dòng)葉傾斜角度為-10°；方案二(M2)：動(dòng)葉傾斜角度為-8°；方案三(M3)：動(dòng)葉傾斜角度為-4°；方案四(M4)：動(dòng)葉傾斜角度為0°即為原模型；方案五(M5)：動(dòng)葉傾斜角度為4°。

1.3 網(wǎng)格劃分及網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)

將如圖1所示的模型導(dǎo)入專業(yè)的網(wǎng)格劃分軟件ICEM中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，創(chuàng)建相應(yīng)的body、part以及interface面。

劃分網(wǎng)格是數(shù)值模擬計(jì)算的一個(gè)重要環(huán)節(jié)，網(wǎng)格質(zhì)量好壞及數(shù)目多少將影響數(shù)值計(jì)算的準(zhǔn)確度。網(wǎng)格數(shù)目越多，則越接近準(zhǔn)確值，但網(wǎng)格數(shù)目越多，對(duì)計(jì)算機(jī)的要求越高。下面對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，綜合考慮各種因素，取網(wǎng)格數(shù)206萬比較合適。其模型計(jì)算網(wǎng)格如圖2所示。

圖2 模型計(jì)算域網(wǎng)格

2 控制方程及邊界條件的設(shè)置

2.1 控制方程

用FLUENT 軟件對(duì)內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行模擬，采用Mixture模型作為氣液兩相流模型，主相定義為水，輔相為空氣，泵內(nèi)部流動(dòng)為不可壓縮的湍流流動(dòng)，并將不可壓縮流動(dòng)的連續(xù)方程與動(dòng)量方程作為控制方程[16]。

連續(xù)方程：

(1)

動(dòng)量方程：

(2)

式中：αi為各相的體積分?jǐn)?shù)，氣液兩相流中即為液相與氣相的體積分?jǐn)?shù)，并滿足αl+αg=1；ρi為各相密度；wi為各相相對(duì)速度；τ為黏性應(yīng)力張量；Mi為各相所受的相間作用力；fi為質(zhì)量力，有離心力與科氏力。

2.2 邊界條件設(shè)置

進(jìn)口設(shè)置為速度進(jìn)口，其值由入口流量與進(jìn)口截面面積計(jì)算得出，清水時(shí)為自由出流(outflow)，不同的含氣率時(shí)為壓力出口，出口壓力由清水條件下的壓力計(jì)算得出。模擬系數(shù)均采取默認(rèn)值并設(shè)置旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系，用封閉的N-S方程進(jìn)行離散，均采用一階迎風(fēng)格式進(jìn)行離散。用SIMPLEC算法對(duì)速度和壓力進(jìn)行耦合，殘差值的收斂標(biāo)準(zhǔn)皆為10-4，模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型。湍動(dòng)能k和湍動(dòng)能耗散率ε根據(jù)公式(3)計(jì)算。

(3)

式中，lin為進(jìn)口處的混合長(zhǎng)度，為進(jìn)口直徑的0.015倍，固壁邊界均為無滑移固壁邊界條件，近壁區(qū)的流體流動(dòng)均采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)進(jìn)行處理。

3 計(jì)算結(jié)果及分析

3.1 葉片傾斜角對(duì)混輸泵外特性的影響

圖3為含氣率GVF=0時(shí)泵的揚(yáng)程及效率隨流量的變化曲線。

(a)不同方案下的揚(yáng)程曲線

(b)不同方案下的效率曲線

由圖3(a)可知M1～M5曲線的走勢(shì)基本一致，皆隨著流量的增大，揚(yáng)程降低。在設(shè)計(jì)流量下，M1～M4揚(yáng)程逐漸增大，M4～M5揚(yáng)程逐漸減小。葉片后傾的角度越大，揚(yáng)程降低得越明顯，揚(yáng)程的極差值為8m，葉片前傾同樣會(huì)使揚(yáng)程降低。由圖可知在設(shè)計(jì)流量左右，M4的揚(yáng)程最高，M3、M5次之，M1的揚(yáng)程最低。M1、M2曲線的彎曲程度較大，在0.8Qd～0.6Qd之間隨著流量的減小，揚(yáng)程急劇上升。這是由于泵內(nèi)部產(chǎn)生的“二次回流”所引起的，二次回流會(huì)造成流動(dòng)損失，在外特性上表現(xiàn)為揚(yáng)程降低。

由圖3(b)可知各方案曲線的整體趨勢(shì)一致，泵的效率隨著流量的增大而升高，在Qd～1.2Qd之間，泵的效率相差不大，而在小流量工況下，M4的效率較好，M1、M2的效率較差。分析得出在純水情況下，M4比其他幾種方案要好。

圖4為不同方案下泵的增壓及效率隨含氣率的變化曲線。由圖4(a)可知M1～M5曲線皆隨著含氣率的增大而降低。 M3、M4與M5增壓相差不大，M4的增壓稍高于M3、M5。這說明M4的增壓效果較其他幾種方案要好，M1的增壓最低，其增壓效果最差。

(a)增壓隨含氣率的變化情況

(b)效率隨含氣率的變化情況

圖4(b)是各方案的效率隨含氣率的變化情況。隨著含氣率的升高，效率逐漸降低，含氣率從0升高到10%過程中，混輸泵的效率急劇下降，這主要是氣液兩相流的不均勻流動(dòng)造成的。含氣率大于10%后效率趨于穩(wěn)定，減小的趨勢(shì)變緩。由圖4(b)可以看出M3、M5方案的效率皆高于M4，其中M3的效率最好，M2的效率最差，從效率方面考慮，M3方案優(yōu)于其他幾種方案。

3.2 混輸泵內(nèi)部壓力分布

圖5為GVF=0.5時(shí)第三級(jí)葉輪葉片工作面壓力云圖。圖中可以看出5種方案下壓力的分布趨勢(shì)基本一致。動(dòng)葉工作面的壓力從輪轂到輪緣逐漸增大，沿著葉高方向徑向分布。以下幾種方案在葉片尾部1/3處靠近輪轂側(cè)皆存在明顯的高壓區(qū)，這是流體在此處發(fā)生紊流流動(dòng)所引起的， 故形成了高壓力梯度區(qū) 。圖中可以看出M1方案中整體壓力較小，M4方案中的整體壓力較大且較為均勻。這說明M1的增壓效果最差，M4的增壓效果最好，M3、M5次之，與圖4(a)的增壓曲線的結(jié)果一致。但M4方案的局部高壓區(qū)較M3、M5要大，則在此處發(fā)生紊流流動(dòng)造成的損失也越大，表現(xiàn)在外特性上即為效率的降低。

圖5 GVF=0.5時(shí)第三級(jí)葉輪葉片工作面壓力云圖

圖6為GVF=0.5時(shí)第三級(jí)葉輪葉片背面壓力云圖。可看出葉片背面頭部壓力分布不均勻，這是來流與葉片頭部碰撞形成的，致使葉片頭部壓力分布不均勻。由圖還可看出葉片背面壓力從頭部到尾部沿軸向逐漸增大，從M1到M4葉片背面壓力分布逐漸變得均勻，方案M3、M4的壓力分布較好，在葉片尾部壓力過渡平緩，壓力驟增現(xiàn)象減弱。

圖6 GVF=0.5時(shí)第三級(jí)葉輪葉片背面壓力云圖

3.3 混輸泵內(nèi)部氣相分布

圖7為GVF=0.5時(shí)第三級(jí)葉輪葉片工作面的氣相分布情況。由圖可看出含氣率沿著徑向逐漸減小。這是由于慣性離心力的作用，液體沿著輪緣分布，而氣體則向輪轂聚集，從而形成了輪轂側(cè)的含氣率高于輪緣側(cè)的氣相分布。靠近葉片尾緣輪轂側(cè)存在明顯的高含氣區(qū)，這是由于大量的氣體聚集在輪轂側(cè)形成氣團(tuán)。幾種方案氣團(tuán)分布趨勢(shì)一致，葉片后傾可有效減小氣團(tuán)在輪轂側(cè)的聚集面積，致使氣團(tuán)徑向移動(dòng)。這是由于葉片后傾，向心力減小，葉輪對(duì)流體的控制能力減弱，致使氣團(tuán)沿著徑向移動(dòng)，但傾斜角度過大，氣團(tuán)徑向分布阻塞流道不利于流體的流動(dòng)。M1、M2、M5靠近頭部輪緣側(cè)皆存在明顯的低含氣區(qū)，此處液相聚集，氣液分布不均，造成的流動(dòng)損失較大。M3、M4氣相分布較為均勻，變化梯度較小，效果較好。

圖7 GVF=0.5時(shí)第三級(jí)葉輪葉片工作面氣相分布圖

圖8為GVF=0.5時(shí)第三級(jí)葉輪葉片背面的氣相分布情況。由圖可直觀看出葉片頭部存在明顯的高含氣區(qū)。這說明此處氣體大量聚集，并且可看出M1—M4葉片頭部的高含氣區(qū)隨著傾斜角度的增大而減小。M1方案1/2弦長(zhǎng)靠近輪緣側(cè)存在局部的高含氣區(qū)，氣液分離現(xiàn)象明顯，水力損失較大，說明過大的傾斜角不利于氣液的均勻混合。M3方案的氣相分布優(yōu)于其他幾種方案。

4 結(jié)論

1)GVF=0時(shí)，葉片后傾的角度越大，揚(yáng)程下降得越明顯，原模型的揚(yáng)程最高，葉片后傾4°次之。隨著流量的增大，泵效率逐漸升高，在大流量工況下葉片傾斜角對(duì)泵效率影響不大。

2)隨著含氣率的升高混輸泵的增壓降低，葉片傾斜，增壓效果減弱，原模型的增壓效果最好。

3)隨著含氣率升高，混輸泵效率降低，葉片適當(dāng)傾斜一定的角度，可提高混輸泵效率，葉片后傾4°的效率較好。

4)隨著葉片后傾的角度增大，葉片工作面輪轂側(cè)氣團(tuán)面積減小，氣團(tuán)沿著徑向移動(dòng)，葉片后傾4°方案工作面的氣相分布較好。

圖8 GVF=0.5時(shí)第三級(jí)葉輪葉片背面氣相分布圖

5)隨著葉片后傾角度的增大，葉片背面頭部氣團(tuán)面積減小，傾斜角度過大葉片輪緣側(cè)會(huì)形成高含氣區(qū)，葉片后傾4°方案的背面氣相分布更加均勻。

6)綜合考慮增壓、混輸泵效率以及葉片工作面背面的氣相分布，葉片的最佳傾斜角范圍為-4°～0°。