過渡流道對串聯高速離心泵空化特性的影響

王曉暉, 張 凱, 宋 鑫, 侯常亮, 李柯劍

(1. 蘭州理工大學 能源與動力工程學院, 甘肅 蘭州 730050; 2. 蘭州理工大學 土木工程博士后科研流動站, 甘肅 蘭州 730050; 3. 新鄉航空工業(集團)有限公司, 河南 新鄉 453000)

高速離心泵因具有增壓值高、結構緊湊、維護方便和可靠性好等諸多優點,而被廣泛應用于石油化工、化學工業和航天技術等領域.在航空航天領域,高速離心泵作為機載系統的核心部件,對航空飛行器的性能具有至關重要的影響.在某些極端工況(如高空、高溫)下運行時,效率、流量和增壓值等急劇下降,嚴重時甚至會出現斷流、無法啟動等情況.有學者研究發現,空化是造成這些情況發生的根本原因[1].空化會引起高速離心泵葉片載荷非定常變化,葉片間相互作用使得葉片流道內空穴呈非對稱結構[2].因此,改善高速離心泵在極端工況的空化性能仍是目前亟待解決的難題.

串聯高速離心泵由首級泵、次級泵和高速電機組成,如圖1所示.為提高抗空化性能,采用臥式結構,在葉輪進口處均裝設誘導輪,由電源驅動無刷電機工作.接通電源后,由控制器啟動電機并控制電機轉速,電機帶動葉輪和誘導輪旋轉,輸送介質從兩側同時進入,經首級葉輪增壓后,從首級渦室輸送至過渡流道,與誘導輪增壓后的介質在過渡流道混合,再由次級葉輪增壓后從次級渦室流出.

圖1 串聯高速離心泵原理圖Fig.1 Schematic diagram of tandem high speed centrifugal pump

串聯高速離心泵在極端工況下內部流動和空化特性的研究引起了國內外眾多學者的關注.熊英華等[3]基于代理模型對航空燃油離心泵誘導輪和葉輪的進、出口角進行了優化,研究發現,誘導輪進、出口安放角對航空燃油泵空化特性的影響較大,葉片安放角的改變對泵的外特性影響較小.Zhao等[4]使用四組分替代燃料實現了與RP-3航空煤油相似的物理性質,并使用代理模型對誘導輪和葉輪的幾何參數進行了優化,有效提高了航空燃油泵的空化性能.吳國鴻等[5]對不同類型誘導輪的空化性能進行了對比,發現變螺距誘導輪的抗空化效果相比等螺距誘導輪更好.黎義斌等[6]研究了不同的葉頂間隙值對混流泵葉輪內部空泡穩定性的影響,并獲得了葉頂間隙的最佳范圍.程效銳等[7]研究發現,在子午面內誘導輪葉片截面的后傾角在一定范圍內增大時高速離心泵的空化性能可以得到改善.綜上所述,高速離心泵空化、空蝕等問題已經成為熱點,很有必要對其內部流動和空化特性進行研究.

目前關于高速離心泵空化特性的研究主要聚焦于葉輪、誘導輪幾何參數的優化,鮮有對其結構的分析研究.因此,本文基于空化模型Zwart-Gerber-Belamri[8],研究過渡流道對串聯高速離心泵水力性能和空化特性的影響,以期為串聯高速離心泵的空化性能優化提供有價值的參考.

1 數值模擬方法

以某型串聯高速離心泵的次級泵為研究對象,結構如圖2所示.主要設計參數包括:設計流量qd為48 000 L/h,增壓值Δp不低于380 kPa,轉速為17 000 r/min.過流部件包括誘導輪、過渡流道、次級葉輪、導葉、壓水室.其中,次級葉輪為混流半開式葉輪,誘導輪為等螺距誘導輪,過渡流道則分別采用環形設計和螺旋形設計.

圖2 三維計算模型Fig.2 Three-dimensional model

串聯高速離心泵內部流動屬于三維不可壓縮流動,選取適應大曲率、強旋轉的RNGk-ε雙方程湍流模型和ZGB空化模型進行定常求解.進口邊界設置為速度進口,出口邊界設置為壓力出口,固壁邊界為無滑移壁面,對近壁區采用尺度化壁面函數(scalable wall function).誘導輪與過渡流道、次級葉輪與導葉間的動靜交界面采用多參考系模型(multi-reference frame),收斂殘差標準為10-5.空化模擬計算初始值使用無空化收斂后的結果,通過控制出口壓力來模擬空化[9].液相為Kerosene,汽相為Kerosene-vapor,收斂精度與單相一致.

利用ANSYS Fluent meshing對計算域進行多面體(六面體)核心(Poly-Hexcore)網格劃分,如圖3所示.為減小網格數對計算結果產生影響,以增壓值計算結果進行網格無關性驗證,反復比較將誤差控制在2%以內.總網格數為1 219 369,葉輪網格數為421 026,誘導輪網格數為232 563.計算域最低網格質量為0.35,葉片表面劃分6層邊界層網格,層厚為0.2 mm,比率為1.2.

圖3 網格劃分示意圖Fig.3 Schematic diagram of meshing

無量綱y+值表示近壁區第1層網格中心到壁面的距離,影響近壁區速度分布、黏性、剪切力、熱傳導的計算結果.在基于壁面函數的k-ε湍流模型中要求y+<300[10].尺度化壁面函數中,對于任意細密程度的網格,均調用對數率公式計算平均速度.這樣避免了在邊界層存在分離時對數率公式發生奇異,從而準確地捕捉到離心泵葉片邊界層的微小流動分離.

合理的y+值對于數值模擬準確性至關重要.由圖4可以看出,次級葉輪y+值的范圍為0～29,誘導輪y+值的范圍為0～76.由此說明,第1層網格布置合理,均滿足計算條件.

圖4 y+值分布圖

圖5為高速離心泵無量綱揚程-流量特性曲線.圖中,Q0表示設計流量,H0表示設計揚程.可以看出,數值模擬與實驗結果得到的揚程系數變化趨勢相同,且偏差在5%以內,具有良好的一致性.由此說明,數值模擬方法是可靠的.

圖5 實驗和數值模擬性能曲線Fig.5 Performance curves of predicted and measured values

2 水力性能預測

基于ANSYS Fluent,計算流量qV在32 000～64 000 L/h的9種工況下內部流動.由于次級泵為雙進口,所以引入不可壓縮流體定常流動總流的伯努利方程[11]計算實際增壓值Δp,即

ρgqV1H1+ρgqV2H2+ρgqV3ΔH=ρgqV3H3

(1)

式中:qV1、qV2、qV3分別為進口1、進口2和出口體積流量,m3/s;H1、H2、H3分別為進口1、進口2和出口總水頭,m;ΔH為次級泵的揚程,m;p為壓強,kPa;ρ為輸送介質的密度,kg/m3;g為重力加速度,m2/s;v為速度,m/s;Z為位置水頭,m.

圖6為采用環形過渡流道和螺旋形過渡流道時高速泵的外特性曲線.可以看出,在計算工況內(32 000～64 000 L/h)螺旋形過渡流道相比環形過渡流道增壓值平均提升了8.5%,二者在設計工況下增壓值均大于380 kPa,在大流量工況(qV>52 000 L/h)下螺旋形過渡流道效率提升了3%～6%,在小流量工況(qV<44 000 L/h)下螺旋形過渡流道效率提升了1.2%～2.2%,在qV=44 000 L/h和qV=48 000 L/h時效率基本相等.螺旋形過渡流道功率平均提升了5%,在qV=64 000 L/h時,二者功率基本相等.

圖6 不同過渡流道外特性曲線

圖7為qV分別在32 000、48 000、64 000 L/h時葉輪的內部流線和總壓云圖.可以看出:采用環形過渡流道和螺旋形過渡流道時,葉輪壓力分布都較為均勻;當qV=32 000 L/h,采用環形過渡流道和螺旋形過渡流道時,泵的次級葉輪進口均產生了大尺度旋渦,發生了嚴重的流動分離;環形過渡流道的次級葉輪流動分離明顯強于螺旋形過渡流道;在設計工況下,環形過渡流道的次級葉輪內產生了尺度較小的旋渦,而螺旋形過渡流道葉輪內的流線較為光滑,由此說明螺旋形過渡流道的上泵水力性能優于環形過渡流道的;在qV=64000L/h時,環形過渡流道的次級葉輪流道旋渦逐漸減小并消失,葉輪內的流線趨于光滑.

圖7 次級葉輪流線和總壓云圖

圖8為環形過渡流道和螺旋形過渡流道的流態分布.可以看出,在設計工況下,二者壓力分布無明顯差異.環形過渡流道進口1處的流體與誘導輪出口的高速來流相互沖擊作用,產生了多個尺度較大的旋渦,對誘導輪出口和葉輪進口的流態產生了嚴重影響,水力損失增大.而螺旋過渡流道則有效降低了兩股流體之間的流動沖擊,旋渦強度較低,流動較為均勻.

圖8 過渡流道流態分布Fig.8 Flow pattern distribution of Inter-stage flow channel

3 空化性能預測

空化數值模擬初始值采用無空化收斂后的結果[12], 并基于ZGB空化模型進行模擬.Coupled算法求解穩定、收斂性好,本文選擇其進行求解.動量方程離散格式選擇二階迎風格式,體積分數、湍動能等離散格式均選擇一階迎風格式.激活偽瞬態和高階松弛,計算控制參數均為默認參數.工程上通常將增壓值開始下降定義為初生空化,將增壓值下降3%定義為臨界點,臨界點下發生完全空化.

為描述空化發生程度與進口的壓力關系,引入空化數σ,即

式中:Pin為泵進口總壓;P1、P2分別為進口1、進口2總壓;Pv為輸送介質的飽和蒸氣壓,kPa;ρ為輸送介質的密度,kg/m3;U1為葉輪進口圓周速度,m/s;qV1、qV2分別為進口1、進口2體積流量,m3/s.

3.1 空化數和增壓值曲線

圖9為設計工況下采用2種不同形狀過渡流道時上泵空化數與增壓值的關系曲線.可以看出:

圖9 設計工況下不同過渡流道空化數與增壓值的關系Fig.9 Curve of cavitation number versus pressurization value of different inter-stage flow channel under design conditions

1) 采用環形過渡流道的上泵在空化數σ≥0.05時,增壓值略微降低,從387.2kPa降至382.4kPa,處于初生空化;當空化數σ<0.05時,增壓值曲線出現急劇下降;當空化數σ=0.031 67時,增壓值小于380 kPa,處于完全空化;

2) 螺旋形過渡流道的上泵在空化數σ≥0.031 67時,增壓值從412 kPa降至407.6 kPa,處于初生空化;當空化數σ<0.031 67時,增壓曲線出現急劇下降;當空化數σ<0.024 64時,增壓值小于381.52 kPa,處于完全空化.對比2種過渡流道可以發現,低空化數下螺旋形過渡流道增壓值較高,延緩了上泵完全空化的發生.

3.2 空化流場分析

圖10～12為設計工況下不同空化數時葉輪空化氣泡分布圖.隨著空化數逐漸減小,2種不同形狀過渡流道的次級葉輪葉片空化所產生的空泡由葉片進口邊逐漸向葉片背面延伸,最終占據整個葉片背面,發生大面積空化.在此過程中,空泡在葉片背面不斷產生、發展、失穩、脫落,并占據葉輪部分流道,造成泵的揚程、效率急劇下降.可以看出,當空化數σ>0.024 64時,相比環形過渡流道,螺旋形過渡流道葉輪區域產生的空泡體積明顯下降,空泡脫落現象不斷減輕,空泡穩定性得到改善,葉輪空化性能有所提升.

圖10 空化數σ=0.031 6時葉輪空化氣泡分布Fig.10 Impeller cavitation bubble distribution of cavitation σ=0.031 6

圖11 空化數σ=0.024 64時葉輪空化氣泡分布

圖12 空化數σ=0.020 71時葉輪空化氣泡分布Fig.12 Impeller cavitation bubble distribution of cavitation σ=0.020 71

表1為不同過渡流道的葉輪葉片背面空化面積占比,表2為葉輪流道內空化氣泡的體積占比.可以看出:螺旋形過渡流道相比環形過渡流道,當空化數σ=0.031 67時,次級葉輪葉片背面空化面積同比降低了6.51%,次級葉輪流道內空泡體積同比降低了41.36%;當空化數σ=0.024 64時,次級葉輪葉片背面空化面積同比降低了0.67%,次級葉輪流道內空泡體積同比降低了18.43%;當空化數σ=0.020 71時,次級葉輪葉片背面空化面積同比降低了3.45%,次級葉輪流道內空泡體積同比降低了14.20%.因此,過渡流道形狀對誘導輪空化的影響較小,空化面積變化不明顯,采用螺旋形過渡流道,空泡體積平均降低了約3.3%.

表1 葉片背面空化面積占比

表2 葉輪流道空泡體積占比

由圖10～12可以看出,空化最先發生在葉片進口靠近后蓋板位置,因而選擇該處流場進行分析,研究過渡流道對葉輪空化的抑制機理.

圖13為空化數σ=0.031 67時葉輪流面展開圖(span=0.2).可以看出,空泡占據了大部分流道,致使流道內流體阻塞,進一步加劇了空化氣泡的失穩和脫落.高速離心泵采用前置誘導輪給流體施加預旋,使得葉輪進口處存在較大的旋轉分量,進而增加了葉輪的汽蝕余量.在此過程中,環形過渡流道內水力損失較大,導致部分旋轉分量損失了;相比之下,螺旋形過渡流道內水力損失較小,旋轉分量損失較少.因此,螺旋形過渡流道空化性能更佳.

圖13 空化數σ=0.031 67時流面展開圖

湍動能主要反映了離心泵葉輪內部和渦室的能量耗散情況[13].圖14為2種不同形狀過渡流道次級葉輪區域的湍動能分布.可以看出:能量損失集中在葉片的尾跡區和渦室隔舌處;當空化數較高(σ>0.024 7)時,螺旋形過渡流道次級葉輪的湍動能面積較小,能量損失少;當空化數較低(σ=0.020 7)時,采用環形過渡流道的上泵在次級葉輪出口和隔舌處產生了較強的能量耗散;而螺旋形過渡流道對空化的抑制效果較為明顯,減少了部分能量損失.

圖14 不同空化數下湍動能分布Fig.14 Turbulent kinetic energy distribution of cavitation number

4 結論

本文對同一工況下不同結構的過渡流道在不同空化數下的增壓值、葉片空化面積、流道內空泡體積進行對比分析,得出結論如下:

1) 過渡流道結構對串聯高速離心泵水力性能有一定影響,與環形過渡流道相比螺旋形過渡流道抑制了小流量工況下次級葉輪葉片的流動分離,有效減小不同工況下的水力損失.

2) 當發生空化時,相比環形過渡流道,螺旋形過渡流道內誘導輪產生的旋轉分量損失較少,使得次級葉輪葉片背面空化面積和流道內空泡體積均有所下降,空泡穩定性得到改善,從而次級葉輪抗空化性能有所提升.

致謝:本文得到蘭州理工大學紅柳優青計劃(2019)的資助,在此表示感謝.