原油外输泵的内流场动力学仿真分析*

董鹏敏,赵天义,华 超,陆 野,于宏盛,王天琦,高利飞

(1.西安石油大学 机械工程学院,陕西 西安 710065;2.长庆油田 第二输油处,甘肃 庆阳 745199;3.西安庆安电气控制有限责任公司,陕西 西安 710077)

0 引 言

离心泵叶轮的内部流动是复杂的三维紊流流动,流体速度分布跨越好几个数量级,有单向流、多相流交叉流动。在叶轮旋转以及表面曲率的影响下,离心泵会出现分离流、回流和二次流的现象,使叶轮内部流体流动变得极其复杂[1]。

随着计算机技术的发展,计算流体力学(computational fluid dynamics， CFD)发展得很快,并且许多商用CFD软件也在离心泵的内流数值模拟上得到了应用。

在实验测试手段还不十分完善的今天,研究采用CFD方法来数值模拟离心泵叶轮的内流特点,从而进行叶轮的造型和设计是现代泵技术的重要研究方法[2,3]。MAJIDI K等人[4]采用了CFD方法,对离心泵的整个叶轮和蜗壳内的非定常三维黏性流动进行了求解。BENRA F K等人[5]采用数值模拟方法,研究了单叶片离心泵的非定常流场,得到了流量增大,扬程也随之提高的结论。BOEHNING F等人[6]采用瞬态数值方法,研究了不同的蜗壳结构对血泵径向力的影响,结果表明,相较环向蜗壳,双蜗壳结构可以有效地降低其径向力。BARRIO R等人[7]采用了瞬态数值方法,对离心泵叶轮径向力进行了研究,结果表明,在非设计流量工况下,瞬态数值计算得到的离心泵叶轮径向力为稳态幅值的40%～70%,且非定常的结果与试验研究结果更为接近。MELE J等人[8]采用了试验和模拟的方法,对不同转速下泵的振动与非定常流动的关系进行了研究,结果发现,流动引起的振动随着泵转速的增加而增加,并且其与泵的效率有明显的关系。

在前人理论的基础上,笔者将速度压力仿真求解与离心泵运行过程中的振动现象相联系,提出可减小离心泵振动的流量范围。

输油站外输泵机组投产于2015年9月15日,截止2019年6月底,1#外输泵累计运转时间为23 835 h,通过近5年长期不间断的监测,1#外输泵低压端振动日益偏大,瞬时可达9.0 mm/s以上。经过多种方法的运行模式调节,泵低压端垂直于轴向振动值经常性≥7.1 mm/s。

针对输油泵的振动现象,在常规转速流量参数下,笔者利用ANSYS分析原油外输泵泵内流场及流体压力的变化规律,并由其变化规律分析外输泵效率低下,诱发泵体振动的原因,得到原油外输泵工作的合理转速和流量范围,以保证生产的正常运行。

1 泵体模型构建

1.1 几何参数

此处笔者以某泵业公司的双吸入离心泵作为研究模型。该泵设计流量qv=500 m3/h,设计扬程H=480 m,设计转速n=2 980 r/min,比转速ns=40,设计效率η=78%,叶片数z=6,叶轮进口直径D0=180 mm,叶轮出口直径D2=541 mm,叶轮出口宽度b2=21.1 mm。运行参数根据实际情况选取qv=357 m3/h,转速n=2 554 r/min。

1.2 模型建立

笔者采用SolidWorks 2019对离心泵模型进行简化,在SPACECLAIM中进行流体域抽取。最终的离心泵三维模型如图1所示。

图1 离心泵的三维模型

1.3 网格划分

模型由进水流道、转轮、导叶、蜗壳、出水流道等部分组成。为了保证整体网格的质量，缩短计算耗时,笔者对所有的过流部件均采用非结构化网格进行划分。

首先,笔者对各部件进行结构分块,预生成网格后,再对节点的分布规律、分布数量进行调整,对各个过流部件的网格计算域进行加密[9]。在FLUENT meshing中,确定边界条件进行网格划分,叶轮流体网格数量9.56×105;壳体流体区域网格数量1.245×106。

模型的网格划分如图2所示。

图2 模型的网格划分

1.4 边界条件

由于已知目标泵的设计流量与设计扬程,所以研究中取其进口边界条件为质量流量的进口,出口边界条件为压力出口,运用数值模拟结果来计算对应的扬程与效率;将转轮设置为转动边界,将壁面设置为无滑移边界条件,对近壁区采用标准壁面函数[10]。

由于泵站工况比较复杂,管线、阀门、喂油、排出等影响因素较多,笔者对测得的数据进行平均计算。

具体边界条件如表1所示。

表1 边界条件

1.5 湍流模型选择

利用调配函数,SSTk-ω湍流模型在近壁区的k-ω模型和远场区域的k-ω模型之间进行转换。该模型兼具k-ω模型计算近壁区黏性流动的精确性和k-ω模型计算远场自由流动的可靠性,其优点是考虑了湍流剪切应力,即使在流动分离的计算中也能够获得准确的结果。

在研究中,笔者选用了SSTk-ω湍流模型进行计算。笔者采用二阶中心差分格式对压力项进行计算;采用二阶迎风格式对动量项和湍动黏度进行修正;利用SIMPLE算法对流场中的速度和压力进行耦合[11];

笔者采用质量流量进口条件,泵内各过流部件间采用interface进行数据交换;将模型泵进出口流道壁面、泵腔体内壁面设置为静止壁面,叶片以及叶轮等跟随叶轮旋转的壁面设置为旋转边界;固体壁面处采用无滑移边界条件,近壁采用标准壁面函数处理。

笔者采用二阶迎风格式对流项空间进行离散,采用具有二阶精度的中心差分格式对扩散项的空间进行离散,采用SIMPLE算法实现速度与压力的耦合;为了保证收敛性,计算时将监测残差值设为10-5。

1.6 网格无关性验证

为排除网格总数对数值计算结果的影响,笔者分别划分了56套不同数量的网格来进行网格无关性验证;以离心泵扬程值作为网格无关性验证的标准,当扬程波动值小于1%,认为网格满足计算需求,同时兼顾数值计算所需的计算时间,最终选定2.2×106为计算需求。

扬程和网格关系如图3所示。

图3 网格数量和扬程的关系

2 流体分析

2.1 离心泵内部不稳定流动特性

离心泵的组成由叶轮和蜗壳等组成。由于离心泵特殊复杂的结构,工作状态时叶轮飞速旋转以及内外部动静部件的相互干涉,使离心泵内部形成不稳定的非定常湍流流动。

已有研究表明:当离心泵运行时,在其内部存在着许多不稳定的流动特性(如叶轮进口处的回流、叶轮出口的尾流-射流结构以及诱导振动和噪声等),这些非定常的流动特性都会决定离心泵的运行性能。

2.1.1 回流

回流现象一般发生在叶轮的进出口处。造成叶轮进口处产生回流的主要原因是高速旋转叶片对内部流体作用力不均匀,由于运转时存在离心力,使得进水外缘处的液流与进水管靠近转轴处的流体之间存在压差,且外缘处的压力要比转轴处的流体压力高,由此导致流体从叶轮进口回流到进水管中[12]。

离心泵进出口回流示意图如图4所示。

图4 离心泵进出口回流示意图

2.1.2 尾流-射流结构

如上节所述,叶片压力面附近的流动速度加快,而叶片吸力面附近的流体流动速度降低,形成尾流-射流结构,叶片压力面附近是流速较高的近似无黏性的射流区,而叶片吸力面附近是流速较低的尾流区[13]。

分叶轮内尾流-射流结构如图5所示。

图5 分叶轮内尾流-射流结构

2.2 流线分析

FLUENT软件具有很多种分析功能,还具有包括定常流动、层流、湍流、非定常流动等一系列物理模型。

流线的计算与显示是流场可视化中的一项基本技术。通过将CFD的计算网格剖分为四面体单元,并设置相邻四面体之间的拓扑关系,运用基于四面体侧面法的“指南针”法进行快速点定位,采用自适应步长的数值积分方法直接在物理空间中进行流线的追踪,可避免物理空间和计算空间之间的转换,以及由此所带来的误差,提高流线追踪的精度和效率[14]。

流线计算完成后,笔者在ANSYS后处理软件中进行流线生成,如图6所示。

图6 流场流线分布

由图6可以看出:

当流体由流体域入口处流入时,流线呈现规则且整齐的流线分布;当流体经过旋转的叶轮时,流线流型发生转变,呈螺旋运动状态,并从出口处流出,且流体在泵腔内部得到加速,其中在叶轮部分流速呈梯度分布;由于出口管径比入口小,出口流速明显高于入口流速;

流体有尾流-射流结构的存在,且流道内出现边界层分离现象,这将会导致水力损失增大,使泵的效率低下,甚至还会引起振动。

2.3 叶轮数值分析

2.3.1 静压分析

叶轮压力分布如图7所示。

图7 叶轮压力分布云图

通过求解可以看出:相对于叶缘处,吸入口段叶片根部的绝对压力较低,其压力大小基本与喂油泵出口压力一致(6.4 kPa左右),可保证喂油泵流出的流体正常被吸入;而叶缘处压力值为1.3 MPa,且从叶片根部到叶缘处,压力逐渐增加,叶缘又与排出口位置较近,在低压的吸入作用下,流体可顺利从吸入口流向排出口。

因此可以得出结论,叶轮具有良好的吸入和排出能力。

2.3.2 速度分析

叶轮速度分布如图8所示。

图8 叶轮速度分布云图

通过求解可以看出,沿着叶缘根部到其端面的速度呈现递增趋势,最大速度为75.1 m/s,而吸入口段速度(相对叶缘处)较低。

入口流速计算如下:

(1)

式中:Q—离心泵平均入口流量;S—入口段面积,直径180 mm。

由此可知:原本流速较低的流体,流经叶轮后,其速度显著增大;

但由于受叶轮流道内的二次流影响,高能流体微团聚拢在叶片压力面,加快了流体流动速度,从而降低了叶片压力面边界层分离的可能;而低能流体微团进入到叶片吸力面附近的边界层内,降低了吸力面附近的流动速度,使得边界层变厚,加剧了叶片吸力面边界层分离[15],也是诱发泵体振动的一个因素。

2.3.3 总压分析

叶轮总压分布如图9所示。

图9 叶轮总压分布云图

通过求解可以看出:叶轮叶片表面的总压高于叶缘处,且从根部到叶缘处呈现增大的趋势;而总压等于静压和动压之和,说明叶缘处的动压高于根部处的动压,其值最高,这也与速度分布呈现一致的趋势。

图9(b)下侧处显示说明,流体经过离心泵叶轮后，出口压力要远高于其他地方;

从图9(a)中可以看出,叶片对流体做功不均匀,叶轮流道内的流体就会产生边界层分离现象,甚至在流道中形成分离漩涡;而边界层分离现象可能会引起振动的出现,导致泵的效率低下。

2.3.4 叶轮内壁面分析结果

叶轮内壁面压力分布如图10所示。

图10 叶轮内壁面压力分布云图

通过求解可以看出:在叶轮内,轮廓压力分布与叶片基本一致。由于叶片从绝对压力角度描述压力分布,因此,笔者采用表压(静压)来描述外轮廓。

从图10中可以看出:最低压力为4.0 kPa左右,最高为1.2 MPa;这是叶轮离心力、提升力综合作用的结果;叶轮中心为吸入区,对泵产生流体吸入,边缘为排出区域,提升液体压力后排出,形成对流体做功的过程[16]。

2.3.5 泵内壁压力分析结果

泵内壁压力分布如图11所示。

图11 泵内壁压力分布云图

从图11可以看出:最低压力为4.0 kPa左右,最高

为1.2 MPa;这是叶轮排出压力与泵壳综合作用的结果。

因而，随着叶轮半径增大,压力亦随之提高;同时,由于出口回流,导致局部压力明显增大。

2.3.6 出口分析结果

外输泵出口压力分布如图12所示。

图12 输出泵出口压力分布云图

图12中,由于离心旋转及回流作用,造成排出口靠近泵室腔体底部回流;底部受速度及压力影响,流速较低;上部离心力作用相对较大,产生动能较大,因而上部总压高于下部[17];根据面平均计算出口压力为1.3 MPa;

而叶轮出口处产生回流的原因是由于出口处流体流动不均匀以及蜗壳中的湍流流动,一部分流体的绝对速度要大于蜗壳中流动速度,所以这部分流体会以较高的动能撞击蜗壳中的流体,在叶轮内受到二次做功,消耗更多的能量;而另一些流体的流动速度要低于这部分流体的流动速度,因此被重新压回到叶轮当中。严重的回流现象可能会诱发泵体振动,导致泵的效率低下。

2.3.7 泵壳分析结果

泵壳压力分布如图13所示。

图13 泵壳压力分布云图

泵壳中心受离心升力、腔体容积、出口直径的影响,中心压力明显高于两侧吸入口;沿着中心面受泵叶轮影响,压力呈对称降低,最终降至入口吸入压力[18]。液体流动方向为:从入口负压区(压力相对较低)吸入,经过叶轮做功,沿着泵壳腔体,直到切线方向排出。

泵壳垂直中心剖面云图如图14所示。

图14 泵壳垂直中心剖面云图

泵壳水平中心剖面图如图15所示。

图15 泵壳水平中心剖面图

离心泵启动之后,泵轴会带动叶轮一起做高速旋转运动,迫使预先充灌在叶片间的液体旋转,在惯性离心力的作用下,液体自叶轮中心向外周做径向运动,液体介质在流经叶轮的运动过程中获得能量,导致静压能增高,同时流速增大;

当液体离开叶轮进入泵壳后,由于壳内流道逐渐扩大而减速,部分动能转化为静压能,最后沿切向流入排出管路;

当液体自叶轮中心甩向外周时,在叶轮中心会形成一个低压区,在贮槽液面与叶轮中心总势能差的作用下,使液体被吸进叶轮中心,依靠叶轮的不断运转,液体被连续地吸入和排出。

液体在离心泵中获得的机械能量最终表现为静压能的提高[19-24]。

3 结果验证

笔者依据仿真分析压力变化的结果,得到以下运行验证参数,如表2所示。

由表2可知:当1#外输泵2 519 r/min,排量331 m3/h时,泵的轴向振动最小。

表2 1#泵实际工况验证参数(高压端)

4 结束语

针对输油泵(串联外输泵)在运行过程中存在的振动现象,在常规转速流量参数下,笔者利用ANSYS对外输泵内流场进行动力学仿真,分析了原油外输泵泵内流场及流体压力的变化规律,并由其变化规律分析了外输泵效率低下,诱发泵体振动的原因;通过参数验证的方法,得到了原油外输泵工作的合理转速和流量范围,用于指导实际生产。

研究结果表明:

(1)在不合理的工况条件下,泵内流体有尾流-射流结构的存在,且流道内出现边界层分离现象,这会导致水力损失增大,泵的效率低下,甚至还会引起泵体振动;同样,出口的回流现象也会导致泵的效率低下;

(2)当外输泵的转速范围在2 500 r/min-2 550 r/min,流量范围在325 m3/h-335 m3/h内时,外输泵的振动现象会明显减小,可保证正常的生产运行。

在今后的研究中,笔者将针对离心泵内流场的汽蚀现象做仿真分析,以便更全面、更深入地探究导致离心泵效率低下,引起泵体振动的因素。