左世鑫,但玥,馬越,史廣泰

(1.國能大渡河檢修安裝有限公司，四川樂山614900；2.西華大學能源與動力工程學院，四川成都610039)

0 前言

伴隨著我國對深海油氣資源開采力度的加大，對開采率高、開采成本低的多相混輸技術的要求也在逐步提高，且多相混輸泵為該混輸技術的核心設備之一，兼有泵和壓縮機兩種功能，現(xiàn)已被廣泛應用于油氣資源開發(fā)中[1-6]。因在實際運行過程中，兩相之間存在復雜的相互作用力等，使得多相混輸泵內部流動十分復雜。近年來，國內外學者利用實驗、數值模擬等方法對其進行了更加深入的研究。

在實驗方面，XU 等[7]對氣液混輸泵進行了實驗研究，揭示了氣相分布與葉輪內瞬態(tài)壓力之間的關系。JI 等[8]利用實驗的方法研究了葉頂間隙對混輸泵壓力脈動和能量特性的影響，發(fā)現(xiàn)葉頂間隙的增加會使混輸泵的揚程及效率降低。張金亞等[9-10]為探索入口含氣率對混輸泵外特性、入口段氣液兩相流型及氣泡直徑的影響規(guī)律，進行了實驗研究。SHI 等[11]在單相及氣液兩相介質下，對多相混輸泵的性能進行實驗研究，結果表明該泵在入口含氣率較低時可有效防止其性能大幅下降。

此外，在數值模擬方面，SHI 等[12-13]研究了入口含氣率對混輸泵葉頂間隙內流動特性以及不同空化階段做功性能的影響，發(fā)現(xiàn)含氣率會對葉頂泄漏渦的結構、混輸泵的空化性能產生顯著影響。王瑜等人[14]利用數值模擬的方法，研究了不同工況下混輸泵的氣相分布規(guī)律，發(fā)現(xiàn)流量對首級動葉輪不同葉高處葉片后半段吸力面的氣相分布規(guī)律影響較大。張文武等[15]利用ANSYS CFX對混輸泵進行了全流道數值模擬，發(fā)現(xiàn)入口含氣率的增加會使動葉輪內氣體聚集區(qū)的湍動能增大。張金亞等[16]在不同入口含氣率下對混輸泵內流場進行數值模擬，結果發(fā)現(xiàn)各級動靜葉輪銜接處的平均壓力因受到有限葉片數和葉片動靜干涉的影響而有所下降。史廣泰等[17]探究了入口含氣率對混輸泵內兩相流動的壓力脈動特性的影響，發(fā)現(xiàn)在氣液兩相下，引起混輸泵內壓力脈動的主要因素是動靜干涉作用。劉清[18]對混輸泵在設計流量下全流場瞬態(tài)進行數值模擬，發(fā)現(xiàn)混輸泵內流場壓力脈動主頻會受到多級干涉流的影響。柴小煜等[19]以自主設計的混輸泵為研究對象，對其內部非定常流場進行數值模擬，發(fā)現(xiàn)動靜葉輪間的動靜干涉是泵內噪聲的主要影響因素。

由上述可以看出動靜葉輪間的動靜干涉作用會對混輸泵性能產生較大的影響，故混輸泵軸向間隙的選擇尤為重要。本文作者利用數值計算的方法，在0、4.83、11.27、17.71 mm 4種軸向間隙下，對多相混輸泵的內部流動、氣相分布等進行研究，研究結果可為提高多相混輸泵水力性能提供參考。

1 多相混輸泵模型

此次研究所采用的模型為自主設計的單級多相混輸泵，其設計流量為100 m3/h，轉速為3 000 r/min，動葉輪葉片數為3，靜葉輪葉片數為7。此外，該單級多相混輸泵動、靜葉輪的主要幾何參數見表1。

表1 多相混輸泵動、靜葉輪主要幾何參數

在建模過程中，首先根據多相混輸泵動、靜葉輪的幾何參數，利用Workbench平臺下的BladeGen軟件對動、靜葉輪進行三維建模，然后將建好的動、靜葉輪導入UG軟件中建立進、出口延長段模型。為了使多相混輸泵進、出口流動更加充分，在增壓單元進、出口設置延長段，進口和出口延長段的長度分別為動葉輪軸向長度的2倍和6倍。最后裝配完成的數值計算模型如圖1所示。

圖1 多相混輸泵計算模型

2 數值計算方法

2.1 網格劃分

多相混輸泵增壓單元內的流動十分復雜，氣相介質的存在更是加劇了其復雜程度，故為了保證數值計算的精度且考慮到計算時間以及成本，可在一定的網格數量下提高網格質量。此次計算流體域由進出口延長段、間隙段和一個增壓單元組成，其中增壓單元由動葉輪和靜葉輪組成。采用ICEM對進出口延長段及間隙段進行六面體結構網格化分。而動葉輪和靜葉輪是混輸泵的重要組成部件，也是重點研究對象，為了保證兩者的網格質量，采用Turbogrid對其進行結構網格劃分，最后對劃分好的網格進行質量檢查，滿足要求后，將其組裝成整個計算流體域網格，如圖2所示。

圖2 流體域網格劃分

2.2 網格無關性驗證

為了減小網格數量對數值計算結果的影響，在設計流量下劃分不同數量的網格，以進行多相混輸泵計算域網格無關性驗證。圖3顯示了多相混輸泵水力效率隨網格數的變化情況，可知：當網格數量超過300萬時，計算域水力效率變化很小，已經滿足網格無關性要求。如果繼續(xù)增加網格數量，將花費更多計算時間，而對計算結果的影響很小。因此，通過網格無關性驗證，最終確定多相混輸泵計算流體域的網格數為300萬。

圖3 網格無關性驗證

3 邊界條件設置

采用ANSYS CFX軟件對多相混輸泵全流道進行定常數值計算，并按照如下所示進行邊界條件的設置。進口邊界條件為法向速度進口，速度大小由進口斷面面積和流量決定；出口邊界條件為靜壓出口，出口壓力設置為6 atm。此外，旋轉部件與靜止部件之間設置動靜交界面，采用Frozen Rotor(凍結轉子)模式，靜止部件之間設置為General connection(直接連接)模式。同時，壁面邊界采用無滑移壁面，近壁區(qū)采用Scalable壁面函數。研究介質為氣液兩相，其中液相為水，氣相為空氣，進口氣體體積分數為8%，氣泡直徑設置為0.1 mm，動葉輪區(qū)域設置為旋轉坐標系，靜葉輪區(qū)域設置為靜止坐標系。此次研究采用SST(Shear Stress Transport)κ-ω湍流模型，湍動能采用一階迎風格式，收斂殘差設置為1×10-5。

4 結果分析

4.1 軸向間隙對多相混輸泵外特性的影響

圖4為不同工況下多相混輸泵揚程變化圖?？芍盒×髁抗r以及設計工況下，多相混輸泵的揚程變化趨勢一致，隨著軸向間隙的增加，多相混輸泵的揚程基本沒有變化；在大流量工況下，動靜葉輪無軸向間隙時，揚程最高，隨著軸向間隙的增加，多相混輸泵的揚程先下降再逐漸升高，在軸向間隙為11.27 mm時揚程下降到最低，但都相差不大?？梢姡瑒屿o葉輪軸向間隙對多相混輸泵揚程影響不大，在后續(xù)研究中可不予考慮。

圖4 不同工況下多相混輸泵揚程變化

圖5為不同工況下多相混輸泵水力效率變化圖?？芍涸谕涣髁肯拢瑒屿o葉輪軸向間隙對多相混輸泵水力效率的影響也不大；隨著流量的增加，水力效率先增加后減小，在設計工況下，多相混輸泵的水力效率最高，大流量工況下，水力效率下降最明顯，此時，多相混輸泵的水力效率最低。

圖5 不同工況下多相混輸泵水力效率變化

4.2 設計工況下軸向間隙對多相混輸泵內流特性的影響

4.2.1 軸向間隙對增壓單元軸面流道氣相分布的影響

圖6是不同軸向間隙下增壓單元軸面流道氣相分布?？芍簞尤~輪流道內的氣相分布均勻，不同軸向間隙下的氣體分布基本一致，表明在設計流量下，軸向間隙對動葉輪流道內的氣相分布幾乎沒有影響，但是對靜葉輪內的影響較大，當動靜葉輪無軸向間隙時，氣體主要聚集在靜葉輪靠近輪轂處，隨著軸向間隙的增加，含氣較大的區(qū)域減小且向靜葉輪進口靠近輪轂處集中。

圖6 不同軸向間隙下增壓單元軸面流道氣相分布

4.2.2 軸向間隙對增壓單元軸面流道湍動能分布的影響

由于多相混輸泵流道內部氣液兩相的相互作用，輸送時常發(fā)生氣液兩相的混合和分離，導致其內部流動更為復雜。圖7是不同軸向間隙下增壓單元軸面流道的湍動能分布?？芍涸诓煌S向間隙下，動葉輪流道內湍動能分布規(guī)律基本一致，湍動能較小的區(qū)域集中在進口和輪轂處；在不同軸向間隙下，靜葉輪內湍動能分布不均勻，出口靠近輪緣處湍動能較大，隨著軸向間隙的增加，湍動能較大的區(qū)域逐漸減小，表明在設計流量下，軸向間隙對靜葉輪流道內的湍動能分布有較大的影響，即增大軸向間隙能改善靜葉輪出口湍動能分布不均勻性。

圖7 不同軸向間隙下增壓單元軸面流道的湍動能分布

4.2.3 軸向間隙對靜葉輪徑向截面壓力分布的影響

根據上述分析可知在設計流量下，軸向間隙對混輸泵靜葉輪內流體流動的影響更加顯著，因而對軸向間隙對多相混輸泵靜葉輪內壓力變化規(guī)律的影響做進一步分析。如圖8所示，在靜葉輪進口到出口不同位置處劃分相應的徑向截面，分別為截面1、截面2和截面3，進而研究各截面上壓力隨軸向間隙的變化規(guī)律。

圖8 靜葉輪不同位置處徑向截面的劃分

圖9、圖10以及圖11分別為設計流量時不同軸向間隙下靜葉輪截面1、2、3處的壓力分布云圖。由圖9可知：在靜葉輪截面1處，在設計流量、不同軸向間隙下，吸力面靠近輪轂處出現(xiàn)低壓區(qū)，壓力面靠近輪緣處出現(xiàn)部分高壓區(qū)，且隨著軸向間隙的增加，低壓區(qū)先減小再增加，高壓區(qū)逐漸增大，軸向間隙達到最大時，靜葉輪流道內壓力梯度最大。由圖10可知：在靜葉輪截面2處，在設計流量、不同軸向間隙下，部分流道吸力面靠近輪轂處出現(xiàn)了低壓區(qū)，且有軸向間隙時比無軸向間隙時的低壓區(qū)更大。由圖11可知：在設計流量下，部分流道吸力面出現(xiàn)部分低壓區(qū)，壓力面靠近輪緣處出現(xiàn)局部高壓區(qū)，隨著軸向間隙的增加，低壓區(qū)和高壓區(qū)的最低壓力呈逐漸減小趨勢。此外，對比不同間隙下截面1、2、3的壓力分布可以發(fā)現(xiàn)，截面2較其他兩個截面的壓力分布均勻。

圖9 不同軸向間隙下靜葉輪截面1處的壓力分布

圖10 不同軸向間隙下靜葉輪截面2處的壓力分布

圖11 不同軸向間隙下靜葉輪截面3處的壓力分布

4.3 設計流量下軸向間隙對靜葉輪葉片壓力載荷的影響

4.3.1 靜葉輪葉片輪轂處壓力載荷分布

圖12為不同軸向間隙下輪轂處靜葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布圖?？芍狠S向間隙為0和4.83 mm時，靜葉輪葉片吸力面進口處的壓力值相差不大，隨著軸向間隙的增大，壓力值下降，即軸向間隙為17.71 mm時壓力值最低；動、靜葉輪之間無軸向間隙時，沿著流線方向，靜葉輪吸力面壓力值逐漸增加，壓力變化均勻，隨著軸向間隙的增加，壓力分布不均勻，壓力變化波動增大。此外，在不同軸向間隙下，靜葉輪葉片壓力面進出口處壓力值變化幅度較大，且靜葉輪葉片壓力面進口段壓力值受到軸向間隙的影響較大，而距離出口越近則影響越小。

圖12 不同軸向間隙下輪轂處的靜葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律

4.3.2 靜葉輪0.5倍葉高處壓力載荷分布

圖13為不同軸向間隙下0.5倍葉高處靜葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律。可知：在靜葉輪進口附近，沿流線方向，葉片吸力面的壓力值突增，且最大軸向間隙下的增加幅度最大；在不同軸向間隙下，靜葉輪進口到出口，葉片吸力面壓力變化規(guī)律存在一定差異，動、靜葉輪之間無軸向間隙時壓力變化較有間隙時小，表明軸向間隙對吸力面壓力分布有較大的影響；隨著軸向間隙的增加，靜葉輪葉片壓力面所受壓力載荷相差不大，表明多相混輸泵靜葉輪葉片壓力面壓力分布幾乎不受軸向間隙變化的影響。

圖13 不同軸向間隙下0.5倍葉高處靜葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律

4.3.3 靜葉輪葉片輪緣處壓力載荷分布

圖14為不同軸向間隙下輪緣處靜葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律?？芍翰煌S向間隙下靜葉輪葉片吸力面進口附近所受靜壓載荷出現(xiàn)突增；當存在軸向間隙時，在相對位置為0.6之前，葉片吸力面都存在著不同程度的壓力波動，整體上壓力分布不均勻；而在無軸向間隙下，相對位置為0～0.4內壓力波動較大，其他位置處壓力幾乎沒有變化，且壓力值穩(wěn)定在5.95×105Pa左右；在靜葉輪葉片吸力面處，軸向間隙為4.83 mm時的壓力變化趨勢與11.27 mm時相似，且在相對位置0.4附近出現(xiàn)了壓力較低的點。此外，對比圖12—圖14可知：靜葉輪葉片壓力面壓力值的變化趨勢一致，變化趨勢較大的區(qū)域均集中在靜葉輪進出口區(qū)域；同時，從靜葉輪輪轂到輪緣，不同軸向間隙對葉片壓力面壓力值的影響逐漸降低。

圖14 不同軸向間隙下輪緣處的靜葉輪葉片吸力面和壓力面的靜壓分布規(guī)律

5 結論

(1)在不同軸向間隙下，動葉輪內氣相分布均勻，且流道內無較大的湍動能聚集；而在靜葉輪內，氣體主要聚集在輪轂處，且軸向間隙的增加可以使靜葉輪內氣相分布更均勻，同時也能改善靜葉輪出口處的湍動能分布不均勻性。

(2)在不同軸向間隙下，在靜葉輪截面1、2、3處，壓力分布均勻性較差，流道壓力面靠近輪緣處均出現(xiàn)局部高壓區(qū)，部分流道吸力面靠近輪轂處出現(xiàn)低壓區(qū)，且有軸向間隙時低壓區(qū)較無軸向間隙時更大。此外，截面2的壓力分布較其余兩截面的壓力分布均勻。

(3)在設計流量下，靜葉輪葉片壓力面壓力值僅在進出口附近存在較大的變化，且從輪轂到輪緣，葉片壓力面壓力值變化受軸向間隙的影響逐漸減小。軸向間隙對靜葉輪葉片吸力面壓力值的影響較壓力面的顯著，在靜葉輪葉片進口處，吸力面壓力值隨軸向間隙的增大而減小，且沿流線方向，存在軸向間隙時吸力面壓力值變化較無軸向間隙時波動更大。