旋片式動態水氣分離器輸送能力提升研究

王柏輝, 史寶魯, 鄧明君, 李英斌, 尚文錦

(1.宇航動力學國家重點實驗室, 西安 710043; 2.中國航天員科研訓練中心人因工程重點實驗室, 北京 100094;3.中國航天員科研訓練中心, 北京 100094)

1 引言

在載人航天失重條件下,氣體和液體將處于混流狀態,不能像地面重力場條件下自動實現氣體和液體分離[1-2],但在航天器中又廣泛存在對水、尿液、冷卻液、推進劑等各類液體工質的處理要求。因此無論是航天員飲用水,還是諸如系統控溫、尿收集、電解制氧等復雜的液體輸送和處理過程,都必須以通過氣液分離獲得液態流體為基本條件[3-4]。

微重力條件下的氣液分離技術通常分為靜態水氣分離技術[5]和動態水氣分離技術[6],其原理均是通過一種力(如毛細力、離心力等)的作用來代替重力。與靜態分離相比,動態分離的優勢是在完成氣液分離的條件下,還可以提供部分管路循環壓力。旋片式動態水氣分離器(Dynamic Gas-Liquid Separator with Rotary Impeller, DGLSRI)通過葉輪旋轉產生的離心力使氣液混合物旋轉,從而實現不同密度的流體分離。該裝置是微重力環境下氣液分離的常用手段,其分離能力強、速度快、適用范圍廣[7-8],已應用于環境控制與生命保障系統各氣液處理系統中。

目前,各國已研制出不同類型的動態水氣分離器。1995 年,俄羅斯對應用于和平號空間站尿液和衛生廢水處理系統中的動態水氣分離器進行了性能測試研究[9]。該裝置具有出色的氣液分離效率,同時得到了不同出口流量下水的背壓,但并未對該裝置的功耗進行約束。2002 年,美國研制了用于電解制氧系統的RSA(Rotary Separator Accumulator)[10],利用腔體內的旋轉盤創建離心力場將氫氣與水分離[11],同時也集成了儲能器的功能,其缺點是裝置功耗較大。2005 年,美國研制了鼓型旋轉組件內置葉片的RDS(Rotary Drum Separator),并將其用于Sabatier 二氧化碳還原系統中以去除水中的甲烷。該分離器采用2400 r/min 的轉速,將液體出口壓力提升到了138 kPa[12-14]。

當前的旋片式動態水氣分離器存在體積大、功耗高、輸送能力不足等問題,對此本文開展旋片式動態水氣分離器輸送能力提升研究,提出準穩態環境下輸送能力的求解方法,通過仿真計算得到葉輪結構等不同參數變化對輸送能力的影響;同時將仿真分析與試驗相結合,提出可靠的旋片式動態水氣分離器輸送能力提升方法,以期為該裝置的設計優化提供理論依據。

2 設計方法

2.1 旋片式動態水氣分離器工作原理

旋片式動態水氣分離器工作原理如圖1 所示。該裝置特點是通過旋轉的葉輪結構使氣液混合物獲得離心加速度。由于液體密度大,受到的離心力大,在葉輪的攪動下被甩到腔體壁面上形成水膜。開始工作時,液體出口為關閉狀態,氣體出口始終打開。氣液混合物從靠近轉軸的入口流入,在葉輪的作用下實現氣液混合物的旋轉分離。當液體水膜達到一定厚度時,液體出口打開,液體通過腔體外緣處的排液通道排出,氣體從旋軸中心的排氣通道流出。旋轉葉輪是實現氣液分離的核心組件,主要起到捕獲液體、傳導離心力的作用,實現機械能向液體能量的轉化。

圖1 旋片式動態水氣分離器工作原理示意圖Fig.1 Schematic diagram of working Principle of DGLSRI

2.2 輸送能力分析方法

旋片式動態水氣分離器輸送能力提升的關鍵是提升其液體出口處的壓力。集液過程中,液體出口始終關閉,液體在腔體壁面積累形成液環,氣體和液體之間出現交界面,如圖2 所示。葉輪轉動的角速度為ω,圓柱形腔體半徑為R2,葉輪中心到氣液交界面距離R1,h為水膜厚度。氣液混合物在葉輪的作用下以一定的角速度繞轉軸運動,滿足能量守恒方程,常用伯努利方程來描述能量守恒關系。在旋轉坐標系中,伯努利方程式可由式(1)表示。

圖2 DGLSRI 流場示意圖Fig.2 Schematic diagram of flow field of DGLSRI

式中,p1、p2表示圖2 中1、2 兩點的壓力,z1、z2表示單位質量流體的位置勢能,u1、u2表示流道的牽連速度,w1、w2表示液體的相對速度,ρ為液體密度,g為重力加速度,hs,1-2表示能頭損失,常由摩擦等因素造成。

首先對模型進行如下假設:

1)氣液混合物在裝置腔體內實現完全分離,即不考慮液體中含有的氣泡和氣體中的液滴;

2)忽略葉片與壁面之間的間隙;

3)將流體看作是理想流體;

4)引入無限葉片假設,即葉片足夠多無限薄。因此腔體內流體的流動可視為軸對稱流動,流體的轉速與葉片轉速相同均為ω。

取液體通道的一條流線1 ～2,對于1、2 兩點可寫出理想流體的伯努利方程,見式(2)。

式中,ρw表示液體密度。由此可推出2 點處的壓力p2,見式(3)。

如果不考慮重力影響,則可簡化為式(4)。

在分析時引入水膜厚度h的概念,即h=R2-R1,代入式(4)中可得式(5):

因此,由式(5)可得,增加葉輪直徑、葉輪轉速及水膜厚度均有利于提升該裝置的液體出口壓力。但此式未考慮縫隙及有限葉片的影響,因此不能作為最終結果計算。

DGLSRI 總功耗由兩部分組成,一部分是電機功耗,主要包括機械損失和電磁損失等;另一部分是腔體功耗,下文簡稱功耗,這部分功耗發生在分離腔體內,包括葉輪對流體做功的功耗和流動損失等。腔體功耗可以通過仿真計算得到,而電機功耗必須結合實驗耦合求解。

本文將應用計算流體力學(Computational Fluid Dynamics,CFD)仿真方法和實驗方法研究動態水氣分離器輸送能力提升方法。

2.3 CFD 求解方法

本文采用一種旋片式動態水氣分離器輸送能力的CFD 求解方法[15],通過該方法可求解不同結構、不同參數下該裝置的液體出口壓力、功耗和分離效率,該方法的核心在于模型的選擇。

DGLSRI 是處理航天器中氣液混合物的裝置,其內部存在著復雜的氣液流動。在計算DGLSRI 腔體內部湍流運動時,由于其運動的復雜性,因此采用建立湍流模型結合Reynolds 時均方程計算的方法。腔體內部的流動主要是葉輪旋轉引起的湍流,且葉輪與壁面間縫隙的大小對最終流動狀態影響很大。常用的湍流模型有k-ε 模型和k-ω 模型,k-ε 模型對邊界層的計算和剪切流的計算具有很好的適用性,k-ω 模型對低Re流動、自由剪切流動以及可壓縮流動的計算效果更很好,但均未考慮湍流切應力的運輸影響。因此,采用剪切應力運輸(Shear-Stress Transport,SST kω)模型,通過將k-ε 模型和k-ω 模型以加權平均的方式組合起來,近壁處采用k-ω 模型,遠壁處采用k-ε 模型,克服了原k-ω 模型中邊界層外ω對自由流相應值的依賴性,對近壁區域流動的計算更加精確。

流體體積(Volume of Fluid,VOF)模型是處理2 種或以上不相融流體流動的表面跟蹤方法,通過它可獲得不同組分間的交界面及每個計算單元內各組分的體積分數。該裝置處理的兩相流為互不相融的流體,且VOF 模型對分界面的追蹤有利于確定臨界排水點,對分離效率的提高具有重要意義。因此本文選用VOF 模型作為兩相流處理模型。

對于旋轉機械多流體區域,采用多參考系(Multiple Reference Frame,MRF)模型,該模型在假定流動為定常的情況下,根據流體區域的實際旋轉情況進行多個區域的劃分,對不同的流體區域應用不同參考系求解計算。該模型可有效模擬旋轉機械內部流動。

為了使該裝置能夠更好地應用于空間環境,對比了在重力條件下和微重力條件下的仿真結果,可得出在高轉速情況下,離心力的影響大于重力的影響,重力對該裝置性能參數的影響可以忽略不計。

綜上,根據CFD 求解方法,本文進一步仿真分析不同影響因素對液體出口壓力和功耗的影響規律,進而設計試驗裝置,通過開展輸送能力提升試驗,以驗證仿真分析的正確性;最終通過綜合仿真和試驗結果,提出輸送能力的提升方法。

3 輸送能力影響因素仿真

根據理論分析和工程實際,葉輪(電機)轉速、葉輪結構和葉輪尺寸等均會影響旋片式動態水氣分離器的輸送能力。通過CFD 求解方法分別對電機轉速、葉片數量和葉輪尺寸對輸送能力的影響展開仿真分析。

3.1 電機轉速影響

根據式(5),在引入無限葉片假設的情況下,液體出口壓力與轉速的平方成正比。但在有限葉片時,由于渦旋和縫隙的影響,液體出口壓力與電機轉速將不是嚴格平方關系。通過仿真計算,得到電機轉速分別為1150 r/min、1600 r/min、2000 r/min、2200 r/min 和2400 r/min 時DGLSRI輸送能力仿真結果如圖3 所示,橫軸為水膜厚度比h/R,其中h為水膜厚度,R為腔體直徑。

圖3 不同電機轉速輸送能力仿真結果Fig.3 Simulation results of conveying capacity under different motor speeds

圖3(a)結果表明:①在電機轉速不變時,隨水膜厚度的增加,液體出口壓力呈拋物性型增加,增長速率逐漸減小;轉速越高,液體出口壓力變化曲線的斜率越大。②水膜厚度相同時,液體出口壓力會隨電機轉速的增加而增大;水膜厚度相同時,液體出口壓力約與電機轉速的平方成正比,與式(5)給出的變化規律基本相同。

圖3(b)結果表明:①轉速相同時,功耗隨水膜厚度的增加而增大,但增長速率逐漸減小;當水膜厚度增大到一定值時,隨水膜厚度的增加,功耗基本不變,達到最大值。②水膜厚度相同時,電機轉速增加約1 倍,最大功耗值增大至原功耗的8倍左右。因此,電機轉速增加對裝置功耗的貢獻遠大于其對液體出口壓力的貢獻。

綜上,僅采用增加電機轉速的方式來提高DGLSRI 的輸送能力是不可行的。電機轉速增加雖然會增大該裝置的液體出口壓力,但也會造成功耗的急劇增大,而航天器中對功耗限制嚴格。

3.2 葉片數量影響

為便于研究,2.2 節中引入了無限葉片假設,氣液混合物流動受到嚴格的約束。而實際情況中,葉輪中葉片數量有限且具有一定的厚度,這會導致流動滑移現象。流動滑移的存在會使腔體內流體運動產生壓力的理論值減小。

葉片數量不同會使流體受到葉片的夾持作用不同,對輸送能力的影響也不同。對電機轉速2200 r/min、水膜厚度0.34R、葉片數分別為4 片、6 片和8 片的情況進行仿真計算,可以得到不同葉片數量情況下液體出口壓力與功耗值,如表1所示。

表1 不同葉片數量下液體出口壓力與功耗結果Table 1 Results of liquid outlet pressure and power consumption under different blades

通過分析可知,葉片數量增多時葉片對流體的夾持作用增加,流體的隨動性更好,流動滑移對液體出口壓力的減弱作用在下降。表1 結果表明,葉片數量增加至8 片時,在增大液體出口壓力的同時可以降低功耗,因此后續研究均圍繞8 葉片的葉輪結構展開。

3.3 葉輪尺寸影響

葉輪直徑和葉片寬度是葉輪最重要的尺寸參數,由式(5)可知,當引入無限葉片假設并忽略縫隙時,液體出口壓力與葉輪直徑成正比,但與葉片寬度無關。由于縫隙的存在且葉片數量是有限的,因此葉片寬度也會對液體出口壓力產生影響。

仿真條件如下:葉輪直徑為115 ～140 mm,葉片寬度為6 ～30 mm,葉片數量為8,電機轉速為2200 r/min,水膜厚度為25 mm。輸送能力仿真計算結果如圖4 所示。

圖4 不同葉輪尺寸輸送能力仿真結果Fig.4 Simulation results of conveying capacity under different impeller sizes

圖4(a)結果表明: ①固定葉片寬度時,隨葉輪直徑的增加,液體出口壓力隨之增大。但由于葉輪與腔體壁面間縫隙粘性底層的存在以及腔體內流體渦旋的影響,液體出口壓力隨葉輪直徑的關系曲線會呈現出一定的波動。當葉片寬度較小,如為5 mm 時,液體出口壓力與葉輪直徑的關系曲線波動較大。②固定葉輪直徑時,葉片寬度的增加同樣會使液體出口壓力增大,這一結論在有限葉片數時成立。當葉輪直徑不變,葉片寬度從30 mm 開始減小時,液體出口壓力會隨之緩慢減小;當葉片寬度減小至10 mm 以下時,隨葉片寬度減小,液體出口壓力的下降程度在逐漸增大。這一現象在葉輪直徑較小時更為明顯。

圖4(b)結果表明: ①固定葉片寬度時,隨葉輪直徑的增加,功耗不斷增大,功耗的增長速率變大。葉片寬度較大時,葉輪直徑增加,功耗的增長速率快;而葉片寬度較小時,功耗增長速率較為緩慢。因此,若要通過增大葉輪直徑增加裝置的輸送能力時,應盡量選擇小葉片寬度以免功耗過大,超過額定功耗。②固定葉輪直徑時,葉片寬度的增加也會使功耗增大。同樣,當葉輪直徑較大時,葉片寬度增加,功耗增長較快;當葉輪直徑較小時,隨葉片寬度增加,功耗增長的較為緩慢。

通過上述分析,增大葉輪直徑和葉片寬度均會同時增加液體出口壓力和功率,且葉輪直徑對輸送能力的影響程度遠大于葉片寬度的影響。

3.4 不同葉輪尺寸最大輸送能力仿真計算

DGLSRI 設計過程中有一項重要的技術要求,即保證分離效率、低于額定功耗的情況下可達到的最大液體出口壓力。為防止水從氣體出口流出,在水膜厚度達到一定值時需打開液路出口,輸送腔體中的液體。實際工程試驗中發現,當氣液混合物中氣體流量小時,液體積累至旋轉軸附近氣體出口處仍無液滴產生。因此,對不同葉輪尺寸下液體充滿至旋轉軸附近所能達到的液體出口壓力和功耗(即最大輸送能力)展開研究。根據3.3 節中的仿真條件,得到不同葉輪尺寸下該裝置可達到的最大輸送能力如圖5 所示。

圖5 不同葉輪尺寸最大輸送能力Fig.5 Maximum conveying capacity under different impeller sizes

圖5(a)結果表明: ①最大液體出口壓力與圖4(a)同水膜厚度下的液體出口壓力規律不同,改變葉片寬度對最大液體出口壓力的影響很小。固定葉輪直徑的情況下,當葉片寬度大于10 mm時,隨葉片寬度增加最大液體出口壓力基本不變;當葉片寬度小于10 mm 時,隨葉片寬度減小,最大液體出口壓力也會降低。②葉輪直徑的增加會大幅提升該裝置的最大液體出口壓力,且最大液體出口壓力與葉輪直徑呈線性關系。

雖然改變葉片寬度對最大液體出口壓力的影響很小,但會對功耗產生不可忽視的影響。圖5(b)結果表明: ①固定葉輪直徑的情況下,葉片寬度增加,最大功耗隨之增大,葉輪直徑為110 mm時,葉片寬度從6 mm 增加到30 mm,最大功耗會增加24 W。這樣的增加量在實際設計過程中是不可忽略的。②葉輪直徑仍是影響最大功耗的主要因素。固定葉片寬度的情況下,最大功耗隨葉輪直徑的增加而增大,且葉輪直徑的變化對最大功耗的影響效果顯著。

因此,為盡可能降低最大功耗,需著重關注葉輪直徑尺寸的設計。與葉片寬度相比,葉輪直徑改變對輸送能力的影響更大。因此,在固定轉速的情況下,增加葉輪直徑是增大液體出口壓力的主要手段。而由此帶來的功耗升高可通過減小葉片寬度使其降低至額定功耗以下。

4 輸送能力提升試驗

本文設計了一種DGLSRI 的裝置結構,模型及實物圖如圖6 所示,該裝置由電機、殼體、聯軸器、葉輪組件、接頭接口等部分組成。

圖6 試驗裝置圖Fig.6 Drawing of the experimental apparatus

4.1 不同電機轉速條件下的試驗結果

對不同轉速條件下的液體出口壓力和總功耗進行測試,測試條件如下:葉輪直徑為115 mm,葉片寬度為10 mm,葉片數量為8 片,電機轉速為800 r/min、1200 r/min、1600 r/min、2000 r/min 和2200 r/min。

不同轉速下輸送能力隨水膜厚度的變化關系如圖7 所示。圖7(a)結果表明: ①同一電機轉速下,液體出口壓力隨水膜厚度增加呈拋物線型增加;水膜厚度越大,曲線增長越緩慢。②增大電機轉速會使液體出口壓力大幅增加。圖7(b)結果表明: ①裝置空載時功耗低,向空腔內注水會使功耗急劇增加;水膜厚度達到約0.4R以后,總功耗基本不再變化。②增大電機轉速會使功耗大幅增加。

圖7 不同轉速下輸送能力試驗結果Fig.7 Experimental results of conveying capacity at different motor speed

在試驗條件下,不同轉速下液體出口壓力和總功耗的增長模式與仿真結果一致。在2200 r/min 轉速下,取一組仿真和試驗數據對比見表2。仿真與試驗結果比較接近,但存在偏差,主要原因為仿真與試驗環境的能量損失不同。出現偏差的原因有: ①仿真未考慮葉輪表面粗糙度影響,實際裝置存在摩擦損失; ②由于殼體內部裝配間隙等存在誤差,液體出口壓力由于泄漏損失而偏低。

表2 仿真和試驗數據對比Table 2 Comparison of simulation and experimental results

4.2 不同葉輪直徑條件下的試驗結果

對不同葉輪直徑條件下的液體出口壓力和總功耗進行測試,測試條件如下:葉輪直徑分別為115 mm、120 mm、125 mm 和130 mm;葉片寬度為10 mm;葉片數量為8 片;電機轉速為2200 r/min。

輸送能力隨水膜厚度變化如圖8 所示。圖8(a)結果表明: ①同一葉輪直徑下,液體出口壓力隨水膜厚度呈拋物線型增加,增長模式與式(5)相同;水膜厚度越大,曲線增長越緩慢。②增大葉輪直徑會使液體出口壓力增加。因此,可通過增加葉輪直徑來增大液體出口壓力,但提升效果不如增加電機轉速顯著。

圖8 不同葉輪直徑輸送能力試驗結果Fig.8 Experimental results of conveying capacity under different impeller diameters

圖8(b)結果表明: ①裝置空載時功耗低,向空腔內注水會使功耗急劇增加;水膜厚度達到約0.4R后,總功耗基本不再變化。②增大葉輪直徑會使功耗增加。當葉輪直徑從115 mm 增大到130 mm 時,使總功耗最大值增加100 W 以上,因此需選擇合適的葉輪直徑以避免總功耗大幅增加。

該試驗條件下,不同葉輪直徑下液體出口壓力和總功耗的增長模式與仿真結果相同。取不同葉輪直徑的最大液體出口壓力仿真和試驗值如表3 所示。仿真與試驗結果偏差較小,最大偏差仍小于15%,且偏差來源分析同4.1 節。

表3 不同葉輪直徑仿真和試驗數據對比Table 3 Comparison of simulation and experimental results under different impeller diameters

4.3 不同葉片寬度條件下的試驗結果

對不同葉片寬度條件下的液體出口壓力和總功耗進行測試,測試條件如下:葉輪直徑為115 mm;葉片寬度分別為4 mm、6 mm、8 mm 和10 mm;葉片數量為8 片;電機轉速為2200 r/min。

輸送能力隨水膜厚度的變化關系如圖9 所示。圖9(a)結果表明: ①同一葉輪寬度下,液體出口壓力隨水膜厚度呈拋物線型增加;水膜厚度越大,曲線增長越緩慢,但由于裝置注滿水時可忽略泄露損失影響,因此當水膜厚度大于0.6R時,曲線增速相較前一范圍變快; ②減小葉片寬度會使液體出口壓力下降;葉片寬度越小,減小葉片寬度液體出口壓力下降幅度越大。原因是葉片寬度越小,縫隙存在導致的泄露損失影響越大。因此,可通過增加葉片寬度的方式增大液體出口壓力,葉片寬度通常根據DGLSRI 腔體容積要求調整。

圖9 不同葉片寬度輸送能力試驗結果Fig.9 Experimental results of conveying capacity under different blade widths

圖9(b)結果表明: ①裝置空載時功耗低,向空腔內注水會使功耗急劇增加;水膜厚度達到約0.4R以后,總功耗基本不再變化; ②增大葉片寬度會使功耗增加。與葉輪直徑和電機轉速相比,葉片寬度對總功耗的影響相對較小。綜合考慮液體出口壓力和總功耗,當裝置功耗不滿足系統要求時,優先考慮減小葉片寬度。

試驗條件下,不同葉片寬度下液體出口壓力和總功耗的增長模式與仿真結果相同。取不同葉片寬度的最大液體出口壓力仿真和試驗值如表4所示。最大偏差低于13%,驗證了仿真方法的正確性。

表4 不同葉片寬度仿真和試驗數據對比Table 4 Comparison of simulation and experimental results under different blade widths

4.4 輸送能力提升方法

電機轉速、葉輪直徑和葉輪寬度是影響輸送能力的最主要因素,在設計過程中需重點考慮這3 個參數的設計。經過分析,提出DGLSRI 輸送能力的提升方法如下:

1)確定滿足系統要求的電機轉速、葉輪直徑和葉片寬度。這3 種參數的增加會同時增大液體出口壓力和功耗,首先根據系統對液體出口壓力的要求和對功耗、體積的限制等要求,確定電機轉速和葉輪尺寸的大致范圍;通過仿真計算,確定合適的電機轉速、葉輪直徑和葉片寬度。優先考慮增大電機轉速以提高液體出口壓力,減小寬度以降低功耗。

2)采用低轉速分離、高轉速輸送的工作模式。根據DGLSRI 的工作特點,氣液兩相流進入水氣分離器腔內后,首先完成氣液分離,當液體積累量達到閾值時開始液體輸出。氣液分離的液體積累過程往往較長,而最終的液體輸送過程則時間較短。因此,采用低轉速分離、高轉速輸送的工作模式可使裝置的功耗降低,該方法的工作模式如圖10 所示。采用該工作模式DGLSRI 將長時間在低轉速模式下工作,可以大大降低裝置運行的功耗。后續將持續開展實驗研究,對該工作模式進行進一步驗證和優化。

圖10 旋片式動態水氣分離器工作流程Fig.10 Workflow of the dynamic gas-liquid separator with rotary impeller

5 結論

本文圍繞旋片式動態水氣分離器存在的體積大、功耗高、輸送能力不足等問題,研究了旋片式動態水氣分離器輸送能力求解方法,提出了輸送能力提升方法,并開展了仿真及地面試驗研究。結論如下:

1)根據DGLSRI 的工作特點,基于CFD 技術,提出了輸送能力的求解方法。方法核心是采用SST k-ω 湍流模型描述該裝置腔體內部湍流運動,通過VOF 多相流模型描述腔體內部氣液兩相流動。該方法對腔體內氣液流體的界面追蹤具有良好效果。

2)通過仿真方法得出了不同參數對輸送能力的影響,增加電機轉速、葉輪直徑、葉片寬度均會使液體出口壓力和功耗同時增大,增加葉片數量在減小功耗的同時可提高液體出口壓力,通過試驗測試證明了仿真方法的正確性。

3)輸送能力提升的關鍵是在滿足功耗和體積約束的條件下提升液體出口壓力。綜合考慮不同參數對該裝置液體出口壓力和功耗的影響程度,提出了輸送能力的提升方法。該方法可為在航天任務體積、功耗約束條件下進行系統優化提供技術途徑。