轴流混输泵串列叶栅内流场特性及其诱导噪声研究

柴小煜,李仁年,2,权 辉,2

(1.兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃 兰州 730050;2.甘肃省流体机械及系统重点实验室,甘肃 兰州 730050)

轴流式混输泵在多相输送方面表现出了巨大的优越性,已成功地应用于油田开发等领域。目前对于轴流式混输泵的研究多集中在其增压单元的工作理论、设计方法以及其混输特性的分析,对其压缩级组合形成的串列叶栅的噪声特性分析鲜少涉及。油田管路中的流动诱导噪声水平对泵站安全有重大影响。因此对轴流式混输泵流致噪声的研究是十分有必要的。

流体机械系统的噪声按照产生的激励可以分为机械结构振动的辐射噪声与流体动力学噪声[1-2]。Chu等[3-4]、Dong等[5]、Langthjem等[2,6]、Parrondo等[7]从机械结构方面讨论了蜗壳几何形状对流激噪声的影响。吴仁荣等[8-9]、耿少娟等[10]、黄俊雄等[11]、谈明高等[12]、刘厚林等[13-15]从机械结构方面研究了叶轮几何参数和叶片形式与流激噪声之间的关系。Wang等[16]、Argarin等[17]、Mathey[18]、Roger等[19]、宋保维等[20]、杨燕丽等[21]、伍文华等[22]从流体动力方面对流激噪声的影响进行了相关研究。Wang等[23]、Kato等[24]、Jiang等[25]、司乔瑞等[26]探讨了流动及结构耦合与噪声辐射之间的关联。上述学者研究结果表明,在低马赫数下,动静叶间的相互作用是当地压力脉动与远场噪声的主要成因。为分析混输泵内压力脉动特性对流致噪声的影响,以某轴流式油气混输泵为研究对象,基于剪切应力输运(SST,shear sress transport)k-ω湍流模型对其进行非定常数值计算,研究其内部压力脉动特性,并在此基础上通过有限声学边界元法进一步分析动静叶栅内压力脉动特性与流动诱导噪声之间的关系,以期为混输泵机组的稳定运行及流动诱导噪声的控制提供参考。

1 数值计算模型及方法

以一台两级的轴流式油气混输泵为研究对象,其主要设计参数如下:设计流量Qd=100 m3/h,设计扬程H=30 m,转速n=4 500 r/min,叶轮和导叶轮毂采用锥形设计,轮缘直径D2=133 mm,叶轮叶片数Z1=4,导叶叶片数Z2=11。

1.1 流场计算

混输泵同时具有叶片泵和压缩级的双重特性,每一个动叶和一个静叶组成一级压缩单元。高速旋转的叶轮对流体做功使其获得动能和压力能,经过导叶扩压作用将动能转化为压力能,同时经过导叶的整流作用使得流体以相对较好的流动状态进入下一级压缩单元。图1为混输泵的计算域。计算域包括吸入室、第一级动叶、静叶、第二级动叶及蜗壳5个部分的水体。

图1 混输泵的计算域Fig.1 Computational domain for multiphase pump

采用ICEM CFD15.0对计算域进行网格划分,考虑到油气混输泵模型结构的复杂性,采用自适应性较强的非结构化四面体网格,对叶轮叶片和导叶叶片壁面进行加密处理。对备选的5套网格进行了网格无关性计算,综合计算资源和计算的准确性,选取在扬程波动<1%范围内的网格节点数为661 292,网格数为3 721 566的网格模型进行计算。最终的网格划分结果如图2所示。

图2 泵体网格Fig.2 Pump mesh

采用ANSYS CFX15.0进行流场的定常和非定常计算。计算时混输泵入口气体体积分数为0.3。为了实现交界面上数据的传递,定常计算时,动静交界面设置为冻结转子类型(frozen rotor interface);非定常计算时,将动静交界面设置为瞬态冻结转子类型(transient rotor/station interface)。结合油气混输泵结构的特点,采用SSTk-ω湍流模型能较准确地模拟其内部的复杂流动现象。设置非定常计算的时间步长为1.111 1×10-4s,即叶轮每旋转3°进行一次计算。采用多重坐标系,叶轮流场在旋转坐标系中计算,吸水室、导叶和蜗壳在静止坐标系中计算。进口条件为速度进口,出口条件为质量流量出口,壁面采用无滑移边界条件,近壁区采用标准壁面函数。计算精度设置为10-5。

计算中设置监测点收集流场内压力脉动信息,监测点布置在混输泵动静叶栅的进出口位置,如图3所示。

图3 监测点分布Fig.3 Distribution of monitoring points

1.2 声场计算

声场和流场本质上是统一的,其控制方程均是Navier-Stoke方程[27]。直接对N-S方程进行求解要求高精度湍流模式、高精度时间空间格式和庞大计算量等,对计算求解带来一定的困难。研究采用混合计算的方法,将计算流体力学和计算声学求解相结合,基于Lighthill声类比理论,将复杂的流动过程用等效的声源代替,再通过求解声学波动方程完成声传播的计算。其基本控制方程为

(1)

其中:p为流体压强;i,j为任意指数;σij为黏性应力;c0为声速;xi、xj分别为空间函数在i、j方向上的微分;vi、vj分别为速度矢量在i、j方向上的微分;fi为彻体力矢量空间坐标函数在i方向上的微分。

方程的右端源项包含了3个分量,分别为四极子、偶极子及单极子3种声源,其中四极子声源与非线性流动关系密切,偶极子声源由表面脉动激励引起,单极子源由流体介质体积变化产生,泵内未发生空化状态下内场噪声源主要为偶极子声源[28]。

采用LMS Virtual Lab的直接边界元法对混输泵内部噪声进行计算。直接边界元法具有输入数据少、计算时间短等优点,且对于低频噪声的求解优势明显。泵内表面的非定常压力脉动激励经过快速傅里叶变换之后作为声学边界条件,泵的进口和出口定义全吸声属性。计算中忽略泵壳体的振动,即假设泵壳体为全反射壁面。

2 内部流场计算

图4为混输泵3种工况下的压力分布云图。从图4中可以看出,从叶轮进口到出口,压力值总体趋势不断增大,这是由于叶轮的做功,使得动能不断转换为压力能。叶轮和导叶交界面附近,压力梯度变化明显,这是因为流体从叶轮进入导叶和从导叶流入叶轮时,导叶扩压作用使得动能转换为压力能,由于导叶是静止的,在转动的叶轮中间对流动有一定的干涉作用。

图4 不同工况下压力分布Fig.4 Pressure distribution under different operating conditions

随着流量的增大,进出口差值逐渐减小,从而扬程降低。首级叶轮叶片的进口梯度变化更加明显,这是因为由环形吸入室进入叶轮的流体速度增大且更不稳定,对叶片进口的冲击大,压力梯度大。次级叶轮叶片进口梯度也有一定的变化,但由于流动较首级的稳定,梯度变化较小。

图5为不同流量下压缩单元0.5叶高处回转面的速度矢量分布图。从图5中可以看出,叶轮内流动较为复杂,叶轮进口发生回流,回流程度随流量的增大逐渐减小。同时,流体在绕流叶片头部时,在叶片入口的吸力面附近产生了局部耗能漩涡,导致叶片表面相对流线的脱离,出现脱流现象,这种脱流程度随流量的增大也逐渐增大。导叶入口工作面附近也存在流动冲击现象,导叶内的流动存在不同程度大小的漩涡流,在导叶工作面尾缘的位置存在成对的漩涡。漩涡的位置和大小随着流量的增加从导叶吸力面向相邻导叶工作面逐渐移动且减小。这主要是因为经过叶轮增压了的流体介质进入导叶流道时,在小流量条件下,流体沿着导叶头部进入导叶流道内,在导叶入口吸力面形成局部漩涡,导叶尾缘位置的漩涡主要是因为流出导叶的流体在后一级叶轮高速旋转的扰动作用下形成了回流现象。随流量的增大,叶轮出流角与导叶叶片安放角逐渐趋于一致,流动冲击减小,弱化了产生漩涡的条件,且改变了下级叶轮入口流体介质的速度环量。因此随流量的增加,漩涡的位置及大小也发生了改变。并且,随着流量的增大,导叶出口位置尾流区域的回流现象也得到一定程度的改善,这是因为在导叶吸力面的漩涡流向相邻导叶工作面逐渐移动并减小的过程中,破坏了导叶出口位置的回流运动,在较大的流动速度下,削弱了导叶出口的回流程度。

图5 不同工况下速度分布Fig.5 Speed distribution under different operating conditions

3 压力脉动特性分析

通过非定常数值计算,得到不同流量下监测点的压力时域信息,引入压力系数Cp来衡量压力脉动的幅值,Cp的表达式为

(2)

其中:Pi为监测点在某一时刻的压力值(Pa);Pave为一个旋转周期内的压力时均值(Pa);ρ为工作介质密度(kg/m3);u2为叶轮出口圆周速度(m/s)。

图6为动叶1叶片进出口处监测点在不同工况下的压力脉动频域图。从图6中可以看出,动叶1上叶片进口监测点A1的脉动幅值明显大于出口监测点A2。监测点A1在设计流量下的脉动幅值最小,脉动的主频为叶轮叶频(300 Hz),随流量的增加,在轴频(75 Hz)处逐渐出现脉动。监测点A2的脉动幅值随流量的增大而减小,脉动的主频为轴频,且脉动随流量的增大也逐渐减小。

图6 叶轮1监测点压力脉动频域图Fig.6 Pressure pulsation frequency domain at impeller monitoring point 1

图7为动叶2叶片进出口处监测点在不同工况下的压力脉动频域图。从图7中可以看出,动叶2上叶片进口监测点C1的脉动幅值明显大于出口监测点C2。监测点C1的脉动幅值和脉动主频随流量的变化而变化,在设计工况下的脉动幅值最小,脉动主频在叶轮叶频或其倍叶频处。轴频处的脉动在大流量下最小。监测点C2的压力脉动与流量的变化关系同监测点A2的类似,均在大流量下的脉动幅值最小,脉动的主频仍是轴频,且随流量的增大也逐渐减小。

图7 叶轮2监测点压力脉动频域图Fig.7 Pressure pulsation frequency domain at impeller monitoring point 2

图8为静叶叶片进出口处监测点在不同工况下的压力脉动频域图。从图8中可以看出,静叶叶片出口监测点B2的脉动幅值明显大于进口监测点B1。监测点B2在大流量下的脉动幅值最小,其脉动的主频随流量的变化而变化,但均在叶轮叶频或其倍叶频处。轴频处的脉动幅值在大流量下最小。监测点B1的脉动微弱,其在大流量下的脉动幅值最小,轴频处的脉动也随流量的增大而减小。

图8 导叶监测点压力脉动频域图Fig.8 Pressure pulsation frequency domain at guide vane monitoring points

综合以上分析可知,流体进入首级叶轮以后,在流量逐渐增大的情况下,压缩级内的流动状态受到叶轮与导叶间的动静干涉作用逐渐增强,而受到泵轴转速的影响逐渐减弱,而首级叶轮进口处的流动状态只与泵轴转速有关。混输泵动静干涉作用在级间的作用较级内的更强。

4 声场数值结果分析

4.1 叶轮诱导噪声特性分析

图9为叶轮偶极子声源在3种工况下的声压级频率响应曲线分布。从图9中可以看出,叶轮偶极子的声压级频率以轴频为周期脉动,在叶频及其倍叶频处峰值较大。泵的进、出口场点处的声压级频率响应曲线在各个工况下的趋势基本一致,波形大致相似。

图9 叶轮偶极子声源在不同工况下声压级频率响应曲线Fig.9 Sound pressure level frequency response curve under different operating conditions of impeller dipole sound source

表1为叶轮诱导噪声在3个特征频率下混输泵进出口场点不同工况下的声压级信息。对比表1中的数据可知,叶轮诱导噪声在小流量工况下的声压级最大,在设计工况下的声压级最小,泵出口场点的声压级均大于进口场点。

表1 叶轮诱导噪声在不同工况下泵进出口场点声压级

4.2 导叶诱导噪声特性分析

图10为导叶偶极子声源在3种工况下的声压级频率响应曲线。从图10中可以看出,导叶诱导噪声的声压级频率以叶轮叶频为周期脉动,在3倍叶频处的峰值较大。在小流量和设计流量下,导叶叶频(825 Hz)处也出现明显的峰值。随频率的增大,声压级都呈现衰减趋势。

图10 导叶偶极子声源在不同工况下声压级频率响应曲线Fig.10 Sound pressure level frequency response curve under different operating conditions of guide vane dipole source

表2为导叶诱导噪声在3个特征频率下混输泵进出口场点不同工况下的声压级信息。

表2 导叶诱导噪声在不同工况下泵进出口场点声压级

对比表2中的数据可知,导叶诱导噪声在不同工况和不同特征频率下的声压级水平有所不同,叶轮叶频下,设计工况的出口场点声压级最小,进口场点声压级随流量的增大而增大。导叶叶频下,1.2Qd工况的出口场点声压级最小,进口场点声压级随流量的增大而减小,3倍叶轮叶频下,1.2Qd工况的泵进出口场点声压级均最小。

通过对比可知,混输泵叶轮诱导噪声明显大于导叶诱导噪声,叶轮诱导噪声与泵转速和叶轮叶片数有关,导叶诱导噪声不仅与泵转速有关,还受到叶轮叶片数与导叶叶片数的共同作用。

5 结论

(1) 叶轮与导叶间的动静干涉区域压力梯度较大,是影响水力性能的重要区域,叶栅内压力脉动受叶片通过频率以及动静干涉作用的影响,脉动幅值主要对应于叶频及其倍频处,随流量的增大,动静干涉作用逐渐增强,泵转速的影响逐渐减弱。

(2) 混输泵内叶轮诱导噪声在泵出口场点的声压级较泵进口场点的声压级大,噪声峰值在叶频及倍叶频处,频谱特性与压力脉动情况并不完全一致,说明压力脉动仅是影响混输泵内流动诱导噪声的声源之一。

(3) 叶轮诱导噪声与泵转速及叶轮叶片数有关,导叶诱导噪声则主要受到叶轮叶片数与导叶叶片数的共同作用,说明混输泵内叶轮与导叶间的动静干涉作用是其内声场噪声的主要影响因素。

(4) 叶轮诱导噪声声压级较导叶诱导噪声的声压级大,说明今后对混输泵的低噪声优化设计应主要着眼于对混输泵叶轮的参数改良。