高温熔盐泵内部非稳态流动对压力脉动特性的影响

高波，李超，倪丹，周文杰，陈金波

(江苏大学能源与动力工程学院，江苏 镇江 212013)

熔盐泵是一种立式液下离心泵，广泛应用于工业制铝、制盐等化工流程.在以熔盐为储热或传热介质的光热电站传储热系统中，熔盐泵作为主循环泵，是热力岛中关键设备之一[1-3].由于装备的结构和介质特殊性，其安全、高效运行直接影响整个电站的稳定性.此外熔盐泵内部复杂非稳态流动结构诱发压力脉动，易造成泵体振动，对其稳定运行产生危害[4].

基于PIV可视化与LMS振动测试试验，KELLER[5]捕捉到离心泵内尾迹涡的脱落、运动和发展，指出叶轮与蜗壳干涉作用与叶片尾迹是引起压力脉动的主要因素.ZHANG等[6-7]通过数值计算方法重点研究了叶轮出口与蜗壳隔舌处的脱落涡结构，证实了涡脱频率与压力脉动主频相一致，并提出叶片尾缘修型对泵内压力脉动有显著抑制作用.李伟等[8]和黎义斌等[9]研究了混流泵内非定常流动对压力脉动特性的影响，结果表明在叶轮与导叶干涉区域压力脉动叶频信号最为突出，同时存在复杂低频信号.ANTONIO等[10]采用浸入边界法对混流泵进行了大涡模拟研究，发现叶片吸力面产生的涡结构附着运动至尾缘脱落，与导叶吸力面产生的碰撞作用，可诱发压力脉动.此外，熔盐泵安装时吸入口靠近罐底和罐壁，非均匀吸入条件影响泵运行效率，引入附底涡、侧壁涡等不稳定因素[11].熔盐泵采用多级叶轮与空间导叶匹配，流动结构复杂，研究并掌握其内部非稳态流动结构对压力脉动的影响规律尤为必要.

文中以某100 MW光热电站热盐泵为研究对象，基于RNGk-ε湍流模型，通过非定常计算获得熔盐泵不同工况下的内流场与压力脉动特征，旨在探究泵内非稳态流动结构与压力脉动的关联关系，揭示其内部流动激励机制，为熔盐泵的优化设计及安全稳定运行奠定基础.

1 数值计算

1.1 计算模型与网格划分

研究的熔盐泵总长19 m，液下高度为16 m，熔盐罐直径16 m.熔盐罐液面高度为正常运行液面.吸入口距罐底0.35 m，泵中心轴线距罐内壁面0.5 m.在保证计算精度的要求下，将储盐罐等比缩小，泵排出管缩短至3 m.熔盐泵吸水端结构示意与全流道计算域模型如图1所示，具体包括储盐罐、吸水室、叶轮、导叶与排出管.模型泵的比转数为230，设计流量790 m3/h，设计扬程48 m，额定转速1 450 r/min，叶轮叶片数为6，导叶叶片数为8.

图1 熔盐泵吸水端结构示意与整体计算域模型Fig.1 Molten salt pump structure diagram and computing domain model

采用ANSYS-ICEM分别对各过流部件划分网格，如图2所示，流体域均采用六面体结构网格，对叶轮及导叶的表面边界层加密处理，y+值小于60.进行网格无关性验证，当网格总数为1 264万时，再增加网格数量计算扬程变化很小，符合网格无关性验证要求.综合计算经济性等多方面考虑，取1 264万的网格总数进行数值计算.

图2 流体域网格示意图Fig.2 Impeller and storage tank computational mesh

1.2 计算方法

采用RNGk-ε湍流模型对全流道模型进行数值计算，其中叶轮为旋转域，其他域为静止域.熔盐泵输送的液态三元硝酸盐HTS在工作温度下比重为1.9，物性状态稳定，不易挥发和分解，且黏度与常温清水相差很小，为方便与后续试验对比分析，介质采用常温清水.速度和压力之间的耦合采用SIMPLEC算法；采用二阶迎风格式对速度、湍动能、湍动能耗散率进行离散.壁面采用无滑移边界条件，近壁区域采用标准壁面函数.

进口设置为速度进口，湍流强度为0.05，出口设置为自由出流，由于泵运行时罐内液面在短期内下降并不明显，为计算方便，罐内流体域自由液面采用刚盖假定，设为symmetry.迭代方程采取亚松弛，收敛精度为1.0×10-5.以定常计算结果作为非定常计算的初值，时间步长为叶轮转过1°所用时间，Δt=0.000 114 95 s，每个步长内收敛精度设为2.0×10-6.

1.3 压力监测点设置

叶轮与空间导叶均为全对称结构，在非定常计算过程中，选取其中某一流道分别在压力面、流道中面、吸力面与中间流面的交线各设置3个监测点，包括叶片前缘、中部与尾缘表面，其中叶轮内的监测点随叶轮同步旋转.具体设置情况如图3所示.

图3 泵内监测点设置Fig.3 Monitoring points in model pump

1.4 性能预测与分析

针对模型泵进行定常计算，模型泵设计工况下计算扬程H=50.77 m,水力效率ηh= 83.88%，水力效率在1.1Qd工况达到最大值，满足熔盐泵的设计要求.

2 结果分析

2.1 压力脉动特性

通过非定常计算提取监测点的压力脉动信号，采用量纲一的压力脉动系数Cp,保证计算结果可用来讨论实际工作介质的压力脉动能量特性.采用快速傅里叶变换(FFT)将计算所得时域信号转换为频域信号，其频谱分辨率为1.726 Hz.叶轮转速n、叶轮叶片数Zi与导叶叶片数Zd决定压力脉动基频，在导叶内基频为叶片通过频率fBPF=nZi/60，叶轮内基频为导叶通过频率fDPF=nZd/60[12].

图4给出了设计工况下叶轮叶片压力面监测点的压力脉动频谱图.由图可知，特征频率主要有动静干涉诱发的导叶频fDPF与轴频fR及其倍频；靠近叶片尾缘核心干涉区的测点IP3与IP6的fDPF幅值最大.除典型的特征频率外，在次级叶轮出现了复杂的低频激励信号，这与次级叶轮更紊乱的入流条件和复杂的非定常流动结构有关.考虑到导叶后半部分曲率较大，吸力面脱流可能性较大，对其吸力面的压力脉动特性重点考察.

图4 设计工况下叶轮压力面压力脉动频域图Fig.4 Pressure spectra at the impellers under design operation condition

图5所示为导叶吸力面压力脉动频谱图.由图可知，首级与次级频率特征相似，但次级主频幅值更大，且出现大量低频峰值信号；导叶前缘测点主频为叶频fBPF及其高倍频ifBPF，次频为fR～3fR等离散信号；靠近导叶尾缘动静干涉影响减弱，fBPF信号减弱，低频信号占主导.

图5 设计工况下导叶吸力面压力脉动频域图Fig.5 Pressure spectra at the diffusers under design operation condition

为考察不同位置与不同工况下的压力脉动频谱整体的变化特性，引入压力脉动系数的均方根值RMS

(1)

式中：Cp1为频段起始处压力脉动幅值；CpN为频段末端处压力脉动幅值；N为频段内频率取样个数.由图5可知，压力脉动特征频率集中于20fR以内，故对0～20fR频段内的压力脉动幅值进行均方根处理.

由图6a可知，两级叶轮与导叶对应位置压力脉动RMS值变化趋势相近，次级叶轮RMS值略大于首级；而前缘监测点IP1，IP4与IS1，IS4的RMS值远大于其他位置，这是由于流体进入叶轮后最先撞击叶片前缘，局部流动紊乱所致，与上述压力脉动频谱图中前缘监测点的复杂激励信号相对应.如图6b所示，导叶叶片表面监测点的RMS值随流量差异性比上述叶轮的更为明显，且导叶叶片两侧压力脉动均方根同样存在较大差异.在0.8Qd工况下的RMS值远大于其他工况，这充分说明小流量导叶内的流动更为复杂，导致压力脉动能量更大，且导叶吸力面中间位置RMS值远大于前缘与后缘，而压力面反而是前缘位置RMS值最大.在1.0Qd工况下，导叶压力面RMS值沿叶片表面流线先降低后上升，且变化趋势较小，吸力面尾缘RMS值相比于其他位置大幅增加.1.2Qd工况下，导叶压力面前缘RMS值较大，在吸力面RMS值沿流线增加，尤其在次级导叶尾缘大幅增加.因此，导叶内的压力脉动特征比叶轮内更为复杂，需结合内部非稳态的流动结构详加分析.

图6 泵内不同监测点的RMS值Fig.6 RMS of pressure pulsation at different points

2.2 非稳态涡结构

Q准则是基于速度梯度张量的不变量，广泛用于研究涡结构的演化[13].图7给出1/3个叶轮旋转周期T内导叶Ⅰ处瞬态Q准则演变过程与尾缘测点频谱特征.由图可知，t=0°吸力面后缘产生正向旋涡α1，t=60°负向涡团离开叶片表面，t=120°第1个正向涡团开始破碎耗散，第2个正向旋涡脱离叶片表面.由此正负旋涡结构依次产生、扩大、脱离导叶片表面，运动至下游耗散，并随时间重复，周期约为1/3T,频谱图中对应的涡脱频率为3fR.而涡β1产生于导叶尾缘，受到上游涡α1结构演变的影响，其演化过程更为复杂，其涡脱周期为1/3T～1/2T.

图7 1.0Qd工况1/3T内导叶Ⅰ处瞬态Q准则演变过程与尾缘频谱特征Fig.7 Q criterion contour evolution in 1/3T at design flow rate in diffuser I and spectrum at trailing edge

图8给出1/3叶轮旋转周期导叶Ⅱ流道内的瞬态Q准则演变过程与尾缘测点频谱特征，对比认为导叶Ⅱ内涡α2结构与涡β2结构演变过程与导叶Ⅰ内相似，涡脱周期相近.但由于次级流动不稳定性加剧，α2与β2涡团运动过程中存在拉长变形，旋涡尺度进一步增大，进而影响非定常压力脉动特性.由频谱图可知，导叶尾缘处动静干涉作用影响减弱，压力脉动低频信号幅值远大于fBPF处；另外对比不同位置，吸力面尾缘监测点幅值大于中央流道与压力面尾缘监测点，这与涡脱演化发生在吸力面附近有关.由于上游α涡团与尾缘β涡团在导叶出口相互碰撞作用，使其压力脉动离散频率集中在2fR～3fR.对比发现，次级导叶尾缘压力脉动低频段信号特征与首级相似，但频率为fR～3fR的低频峰值信号更为突出，认为是次级流动更为紊乱导致.

图8 1.0Qd工况1/3T内导叶Ⅱ处瞬态Q准则演变过程与尾缘频谱特征Fig.8 Q criterion contour evolution in 1/3T at design flow rate in diffuser Ⅱ and spectrum at trailing edge

根据设计工况的旋涡演化过程可知，两级导叶内的流动结构基本一致.因此，探究偏工况下的非稳态流动结构仅针对首级导叶展开.图9，10分别给出0.8Qd工况与1.2Qd工况下1/3T内导叶Ⅰ局部瞬态Q准则演变过程及导叶尾缘监测点压力脉动频谱特征.由图可知，与设计工况相比，α涡团脱离叶片表面位置发生改变，0.8Qd工况下涡团前移至吸力面中间位置，1.2Qd工况下后移至尾缘附近，其涡脱周期与设计工况接近，约为1/3T.与此同时，尾缘β结构的正负涡团间隔离开导叶压力面尾缘，但由于受到上游涡结构α的碰撞干扰，β涡团演化过程的规律性并不明显，大致的涡脱周期为1/3T～1/2T，离散频率区间为1/3fR～1/2fR.并注意到0.8Qd工况存在上游叶轮尾迹涡运动演变而来的γ涡，在t=T+0°时首次撞击导叶前缘，t=T+120°完成第3次碰撞，因此撞击涡γ的频率为6fR，与导叶压力面前缘压力脉动特征频率fBPF相对应.在1.2Qd工况下捕捉到涡结构χ，离开导叶前缘后分离为2束，分别为沿导叶压力面附近的正向涡街与流道中央的涡街，t=T+120°时刻已出现第3个涡团分离，因此分离涡χ周期为1/6T，其频率为6fR，与1.2Qd工况下尾缘压力脉动特征频率fBPF相对应.

图9 0.8Qd工况1/3T内导叶Ⅰ处瞬态Q准则演变过程与尾缘频谱特征Fig.9 Q criterion contour evolution in 1/3T at 0.8Qd flow rate in diffuser I and spectrum at trailing edge

由以上分析可知，导叶内的非稳态涡结构演化是压力脉动的重要激励来源，与动静干涉作用等其他典型流动特征共同对泵内压力脉动特性产生影响.因此，针对模型泵显著的压力脉动可提供两方面的优化方法：① 控制叶轮与导叶间的动静干扰效应；② 优化导叶叶型，抑制叶片表面大尺度的流动分离.

图10 1.2Qd工况1/3T内导叶Ⅰ处瞬态Q准则演变过程与尾缘频谱特征Fig.10 Q criterion contour evolution in 1/3T at 1.2Qd flow rate in diffuser I and spectrum at trailing edge

3 结 论

1) 叶轮导叶动静干涉作用诱发压力脉动，频率为导叶频fDPF、叶频fBPF及其倍频；两级叶轮与导叶对应位置压力脉动特征相类似，次级略大于首级.

2) 压力脉动特征频率幅值和RMS值在(0.8～1.2)Qd范围内整体上随流量增加而降低.

3) 压力脉动的特征频率及RMS值与旋涡脱落演化过程具有强相关性，说明泵内的压力脉动很大程度由涡结构周期性演化激励所致.