轴向间隙对多相混输泵内流特性及压力载荷的影响

左世鑫,但玥,马越,史广泰

(1.国能大渡河检修安装有限公司，四川乐山614900；2.西华大学能源与动力工程学院，四川成都610039)

0 前言

伴随着我国对深海油气资源开采力度的加大，对开采率高、开采成本低的多相混输技术的要求也在逐步提高，且多相混输泵为该混输技术的核心设备之一，兼有泵和压缩机两种功能，现已被广泛应用于油气资源开发中[1-6]。因在实际运行过程中，两相之间存在复杂的相互作用力等，使得多相混输泵内部流动十分复杂。近年来，国内外学者利用实验、数值模拟等方法对其进行了更加深入的研究。

在实验方面，XU 等[7]对气液混输泵进行了实验研究，揭示了气相分布与叶轮内瞬态压力之间的关系。JI 等[8]利用实验的方法研究了叶顶间隙对混输泵压力脉动和能量特性的影响，发现叶顶间隙的增加会使混输泵的扬程及效率降低。张金亚等[9-10]为探索入口含气率对混输泵外特性、入口段气液两相流型及气泡直径的影响规律，进行了实验研究。SHI 等[11]在单相及气液两相介质下，对多相混输泵的性能进行实验研究，结果表明该泵在入口含气率较低时可有效防止其性能大幅下降。

此外，在数值模拟方面，SHI 等[12-13]研究了入口含气率对混输泵叶顶间隙内流动特性以及不同空化阶段做功性能的影响，发现含气率会对叶顶泄漏涡的结构、混输泵的空化性能产生显著影响。王瑜等人[14]利用数值模拟的方法，研究了不同工况下混输泵的气相分布规律，发现流量对首级动叶轮不同叶高处叶片后半段吸力面的气相分布规律影响较大。张文武等[15]利用ANSYS CFX对混输泵进行了全流道数值模拟，发现入口含气率的增加会使动叶轮内气体聚集区的湍动能增大。张金亚等[16]在不同入口含气率下对混输泵内流场进行数值模拟，结果发现各级动静叶轮衔接处的平均压力因受到有限叶片数和叶片动静干涉的影响而有所下降。史广泰等[17]探究了入口含气率对混输泵内两相流动的压力脉动特性的影响，发现在气液两相下，引起混输泵内压力脉动的主要因素是动静干涉作用。刘清[18]对混输泵在设计流量下全流场瞬态进行数值模拟，发现混输泵内流场压力脉动主频会受到多级干涉流的影响。柴小煜等[19]以自主设计的混输泵为研究对象，对其内部非定常流场进行数值模拟，发现动静叶轮间的动静干涉是泵内噪声的主要影响因素。

由上述可以看出动静叶轮间的动静干涉作用会对混输泵性能产生较大的影响，故混输泵轴向间隙的选择尤为重要。本文作者利用数值计算的方法，在0、4.83、11.27、17.71 mm 4种轴向间隙下，对多相混输泵的内部流动、气相分布等进行研究，研究结果可为提高多相混输泵水力性能提供参考。

1 多相混输泵模型

此次研究所采用的模型为自主设计的单级多相混输泵，其设计流量为100 m3/h，转速为3 000 r/min，动叶轮叶片数为3，静叶轮叶片数为7。此外，该单级多相混输泵动、静叶轮的主要几何参数见表1。

表1 多相混输泵动、静叶轮主要几何参数

在建模过程中，首先根据多相混输泵动、静叶轮的几何参数，利用Workbench平台下的BladeGen软件对动、静叶轮进行三维建模，然后将建好的动、静叶轮导入UG软件中建立进、出口延长段模型。为了使多相混输泵进、出口流动更加充分，在增压单元进、出口设置延长段，进口和出口延长段的长度分别为动叶轮轴向长度的2倍和6倍。最后装配完成的数值计算模型如图1所示。

图1 多相混输泵计算模型

2 数值计算方法

2.1 网格划分

多相混输泵增压单元内的流动十分复杂，气相介质的存在更是加剧了其复杂程度，故为了保证数值计算的精度且考虑到计算时间以及成本，可在一定的网格数量下提高网格质量。此次计算流体域由进出口延长段、间隙段和一个增压单元组成，其中增压单元由动叶轮和静叶轮组成。采用ICEM对进出口延长段及间隙段进行六面体结构网格化分。而动叶轮和静叶轮是混输泵的重要组成部件，也是重点研究对象，为了保证两者的网格质量，采用Turbogrid对其进行结构网格划分，最后对划分好的网格进行质量检查，满足要求后，将其组装成整个计算流体域网格，如图2所示。

图2 流体域网格划分

2.2 网格无关性验证

为了减小网格数量对数值计算结果的影响，在设计流量下划分不同数量的网格，以进行多相混输泵计算域网格无关性验证。图3显示了多相混输泵水力效率随网格数的变化情况，可知：当网格数量超过300万时，计算域水力效率变化很小，已经满足网格无关性要求。如果继续增加网格数量，将花费更多计算时间，而对计算结果的影响很小。因此，通过网格无关性验证，最终确定多相混输泵计算流体域的网格数为300万。

图3 网格无关性验证

3 边界条件设置

采用ANSYS CFX软件对多相混输泵全流道进行定常数值计算，并按照如下所示进行边界条件的设置。进口边界条件为法向速度进口，速度大小由进口断面面积和流量决定；出口边界条件为静压出口，出口压力设置为6 atm。此外，旋转部件与静止部件之间设置动静交界面，采用Frozen Rotor(冻结转子)模式，静止部件之间设置为General connection(直接连接)模式。同时，壁面边界采用无滑移壁面，近壁区采用Scalable壁面函数。研究介质为气液两相，其中液相为水，气相为空气，进口气体体积分数为8%，气泡直径设置为0.1 mm，动叶轮区域设置为旋转坐标系，静叶轮区域设置为静止坐标系。此次研究采用SST(Shear Stress Transport)κ-ω湍流模型，湍动能采用一阶迎风格式，收敛残差设置为1×10-5。

4 结果分析

4.1 轴向间隙对多相混输泵外特性的影响

图4为不同工况下多相混输泵扬程变化图。可知：小流量工况以及设计工况下，多相混输泵的扬程变化趋势一致，随着轴向间隙的增加，多相混输泵的扬程基本没有变化；在大流量工况下，动静叶轮无轴向间隙时，扬程最高，随着轴向间隙的增加，多相混输泵的扬程先下降再逐渐升高，在轴向间隙为11.27 mm时扬程下降到最低，但都相差不大。可见，动静叶轮轴向间隙对多相混输泵扬程影响不大，在后续研究中可不予考虑。

图4 不同工况下多相混输泵扬程变化

图5为不同工况下多相混输泵水力效率变化图。可知：在同一流量下，动静叶轮轴向间隙对多相混输泵水力效率的影响也不大；随着流量的增加，水力效率先增加后减小，在设计工况下，多相混输泵的水力效率最高，大流量工况下，水力效率下降最明显，此时，多相混输泵的水力效率最低。

图5 不同工况下多相混输泵水力效率变化

4.2 设计工况下轴向间隙对多相混输泵内流特性的影响

4.2.1 轴向间隙对增压单元轴面流道气相分布的影响

图6是不同轴向间隙下增压单元轴面流道气相分布。可知：动叶轮流道内的气相分布均匀，不同轴向间隙下的气体分布基本一致，表明在设计流量下，轴向间隙对动叶轮流道内的气相分布几乎没有影响，但是对静叶轮内的影响较大，当动静叶轮无轴向间隙时，气体主要聚集在静叶轮靠近轮毂处，随着轴向间隙的增加，含气较大的区域减小且向静叶轮进口靠近轮毂处集中。

图6 不同轴向间隙下增压单元轴面流道气相分布

4.2.2 轴向间隙对增压单元轴面流道湍动能分布的影响

由于多相混输泵流道内部气液两相的相互作用，输送时常发生气液两相的混合和分离，导致其内部流动更为复杂。图7是不同轴向间隙下增压单元轴面流道的湍动能分布。可知：在不同轴向间隙下，动叶轮流道内湍动能分布规律基本一致，湍动能较小的区域集中在进口和轮毂处；在不同轴向间隙下，静叶轮内湍动能分布不均匀，出口靠近轮缘处湍动能较大，随着轴向间隙的增加，湍动能较大的区域逐渐减小，表明在设计流量下，轴向间隙对静叶轮流道内的湍动能分布有较大的影响，即增大轴向间隙能改善静叶轮出口湍动能分布不均匀性。

图7 不同轴向间隙下增压单元轴面流道的湍动能分布

4.2.3 轴向间隙对静叶轮径向截面压力分布的影响

根据上述分析可知在设计流量下，轴向间隙对混输泵静叶轮内流体流动的影响更加显著，因而对轴向间隙对多相混输泵静叶轮内压力变化规律的影响做进一步分析。如图8所示，在静叶轮进口到出口不同位置处划分相应的径向截面，分别为截面1、截面2和截面3，进而研究各截面上压力随轴向间隙的变化规律。

图8 静叶轮不同位置处径向截面的划分

图9、图10以及图11分别为设计流量时不同轴向间隙下静叶轮截面1、2、3处的压力分布云图。由图9可知：在静叶轮截面1处，在设计流量、不同轴向间隙下，吸力面靠近轮毂处出现低压区，压力面靠近轮缘处出现部分高压区，且随着轴向间隙的增加，低压区先减小再增加，高压区逐渐增大，轴向间隙达到最大时，静叶轮流道内压力梯度最大。由图10可知：在静叶轮截面2处，在设计流量、不同轴向间隙下，部分流道吸力面靠近轮毂处出现了低压区，且有轴向间隙时比无轴向间隙时的低压区更大。由图11可知：在设计流量下，部分流道吸力面出现部分低压区，压力面靠近轮缘处出现局部高压区，随着轴向间隙的增加，低压区和高压区的最低压力呈逐渐减小趋势。此外，对比不同间隙下截面1、2、3的压力分布可以发现，截面2较其他两个截面的压力分布均匀。

图9 不同轴向间隙下静叶轮截面1处的压力分布

图10 不同轴向间隙下静叶轮截面2处的压力分布

图11 不同轴向间隙下静叶轮截面3处的压力分布

4.3 设计流量下轴向间隙对静叶轮叶片压力载荷的影响

4.3.1 静叶轮叶片轮毂处压力载荷分布

图12为不同轴向间隙下轮毂处静叶轮叶片吸力面和压力面的静压分布图。可知：轴向间隙为0和4.83 mm时，静叶轮叶片吸力面进口处的压力值相差不大，随着轴向间隙的增大，压力值下降，即轴向间隙为17.71 mm时压力值最低；动、静叶轮之间无轴向间隙时，沿着流线方向，静叶轮吸力面压力值逐渐增加，压力变化均匀，随着轴向间隙的增加，压力分布不均匀，压力变化波动增大。此外，在不同轴向间隙下，静叶轮叶片压力面进出口处压力值变化幅度较大，且静叶轮叶片压力面进口段压力值受到轴向间隙的影响较大，而距离出口越近则影响越小。

图12 不同轴向间隙下轮毂处的静叶轮叶片吸力面和压力面的静压分布规律

4.3.2 静叶轮0.5倍叶高处压力载荷分布

图13为不同轴向间隙下0.5倍叶高处静叶轮叶片吸力面和压力面的静压分布规律。可知：在静叶轮进口附近，沿流线方向，叶片吸力面的压力值突增，且最大轴向间隙下的增加幅度最大；在不同轴向间隙下，静叶轮进口到出口，叶片吸力面压力变化规律存在一定差异，动、静叶轮之间无轴向间隙时压力变化较有间隙时小，表明轴向间隙对吸力面压力分布有较大的影响；随着轴向间隙的增加，静叶轮叶片压力面所受压力载荷相差不大，表明多相混输泵静叶轮叶片压力面压力分布几乎不受轴向间隙变化的影响。

图13 不同轴向间隙下0.5倍叶高处静叶轮叶片吸力面和压力面的静压分布规律

4.3.3 静叶轮叶片轮缘处压力载荷分布

图14为不同轴向间隙下轮缘处静叶轮叶片吸力面和压力面的静压分布规律。可知：不同轴向间隙下静叶轮叶片吸力面进口附近所受静压载荷出现突增；当存在轴向间隙时，在相对位置为0.6之前，叶片吸力面都存在着不同程度的压力波动，整体上压力分布不均匀；而在无轴向间隙下，相对位置为0～0.4内压力波动较大，其他位置处压力几乎没有变化，且压力值稳定在5.95×105Pa左右；在静叶轮叶片吸力面处，轴向间隙为4.83 mm时的压力变化趋势与11.27 mm时相似，且在相对位置0.4附近出现了压力较低的点。此外，对比图12—图14可知：静叶轮叶片压力面压力值的变化趋势一致，变化趋势较大的区域均集中在静叶轮进出口区域；同时，从静叶轮轮毂到轮缘，不同轴向间隙对叶片压力面压力值的影响逐渐降低。

图14 不同轴向间隙下轮缘处的静叶轮叶片吸力面和压力面的静压分布规律

5 结论

(1)在不同轴向间隙下，动叶轮内气相分布均匀，且流道内无较大的湍动能聚集；而在静叶轮内，气体主要聚集在轮毂处，且轴向间隙的增加可以使静叶轮内气相分布更均匀，同时也能改善静叶轮出口处的湍动能分布不均匀性。

(2)在不同轴向间隙下，在静叶轮截面1、2、3处，压力分布均匀性较差，流道压力面靠近轮缘处均出现局部高压区，部分流道吸力面靠近轮毂处出现低压区，且有轴向间隙时低压区较无轴向间隙时更大。此外，截面2的压力分布较其余两截面的压力分布均匀。

(3)在设计流量下，静叶轮叶片压力面压力值仅在进出口附近存在较大的变化，且从轮毂到轮缘，叶片压力面压力值变化受轴向间隙的影响逐渐减小。轴向间隙对静叶轮叶片吸力面压力值的影响较压力面的显著，在静叶轮叶片进口处，吸力面压力值随轴向间隙的增大而减小，且沿流线方向，存在轴向间隙时吸力面压力值变化较无轴向间隙时波动更大。