旋片式动态水气分离器输送能力提升研究

王柏辉, 史宝鲁, 邓明君, 李英斌, 尚文锦

(1.宇航动力学国家重点实验室, 西安 710043; 2.中国航天员科研训练中心人因工程重点实验室, 北京 100094;3.中国航天员科研训练中心, 北京 100094)

1 引言

在载人航天失重条件下,气体和液体将处于混流状态,不能像地面重力场条件下自动实现气体和液体分离[1-2],但在航天器中又广泛存在对水、尿液、冷却液、推进剂等各类液体工质的处理要求。因此无论是航天员饮用水,还是诸如系统控温、尿收集、电解制氧等复杂的液体输送和处理过程,都必须以通过气液分离获得液态流体为基本条件[3-4]。

微重力条件下的气液分离技术通常分为静态水气分离技术[5]和动态水气分离技术[6],其原理均是通过一种力(如毛细力、离心力等)的作用来代替重力。与静态分离相比,动态分离的优势是在完成气液分离的条件下,还可以提供部分管路循环压力。旋片式动态水气分离器(Dynamic Gas-Liquid Separator with Rotary Impeller, DGLSRI)通过叶轮旋转产生的离心力使气液混合物旋转,从而实现不同密度的流体分离。该装置是微重力环境下气液分离的常用手段,其分离能力强、速度快、适用范围广[7-8],已应用于环境控制与生命保障系统各气液处理系统中。

目前,各国已研制出不同类型的动态水气分离器。1995 年,俄罗斯对应用于和平号空间站尿液和卫生废水处理系统中的动态水气分离器进行了性能测试研究[9]。该装置具有出色的气液分离效率,同时得到了不同出口流量下水的背压,但并未对该装置的功耗进行约束。2002 年,美国研制了用于电解制氧系统的RSA(Rotary Separator Accumulator)[10],利用腔体内的旋转盘创建离心力场将氢气与水分离[11],同时也集成了储能器的功能,其缺点是装置功耗较大。2005 年,美国研制了鼓型旋转组件内置叶片的RDS(Rotary Drum Separator),并将其用于Sabatier 二氧化碳还原系统中以去除水中的甲烷。该分离器采用2400 r/min 的转速,将液体出口压力提升到了138 kPa[12-14]。

当前的旋片式动态水气分离器存在体积大、功耗高、输送能力不足等问题,对此本文开展旋片式动态水气分离器输送能力提升研究,提出准稳态环境下输送能力的求解方法,通过仿真计算得到叶轮结构等不同参数变化对输送能力的影响;同时将仿真分析与试验相结合,提出可靠的旋片式动态水气分离器输送能力提升方法,以期为该装置的设计优化提供理论依据。

2 设计方法

2.1 旋片式动态水气分离器工作原理

旋片式动态水气分离器工作原理如图1 所示。该装置特点是通过旋转的叶轮结构使气液混合物获得离心加速度。由于液体密度大,受到的离心力大,在叶轮的搅动下被甩到腔体壁面上形成水膜。开始工作时,液体出口为关闭状态,气体出口始终打开。气液混合物从靠近转轴的入口流入,在叶轮的作用下实现气液混合物的旋转分离。当液体水膜达到一定厚度时,液体出口打开,液体通过腔体外缘处的排液通道排出,气体从旋轴中心的排气通道流出。旋转叶轮是实现气液分离的核心组件,主要起到捕获液体、传导离心力的作用,实现机械能向液体能量的转化。

图1 旋片式动态水气分离器工作原理示意图Fig.1 Schematic diagram of working Principle of DGLSRI

2.2 输送能力分析方法

旋片式动态水气分离器输送能力提升的关键是提升其液体出口处的压力。集液过程中,液体出口始终关闭,液体在腔体壁面积累形成液环,气体和液体之间出现交界面,如图2 所示。叶轮转动的角速度为ω,圆柱形腔体半径为R2,叶轮中心到气液交界面距离R1,h为水膜厚度。气液混合物在叶轮的作用下以一定的角速度绕转轴运动,满足能量守恒方程,常用伯努利方程来描述能量守恒关系。在旋转坐标系中,伯努利方程式可由式(1)表示。

图2 DGLSRI 流场示意图Fig.2 Schematic diagram of flow field of DGLSRI

式中,p1、p2表示图2 中1、2 两点的压力,z1、z2表示单位质量流体的位置势能,u1、u2表示流道的牵连速度,w1、w2表示液体的相对速度,ρ为液体密度,g为重力加速度,hs,1-2表示能头损失,常由摩擦等因素造成。

首先对模型进行如下假设:

1)气液混合物在装置腔体内实现完全分离,即不考虑液体中含有的气泡和气体中的液滴;

2)忽略叶片与壁面之间的间隙;

3)将流体看作是理想流体;

4)引入无限叶片假设,即叶片足够多无限薄。因此腔体内流体的流动可视为轴对称流动,流体的转速与叶片转速相同均为ω。

取液体通道的一条流线1 ～2,对于1、2 两点可写出理想流体的伯努利方程,见式(2)。

式中,ρw表示液体密度。由此可推出2 点处的压力p2,见式(3)。

如果不考虑重力影响,则可简化为式(4)。

在分析时引入水膜厚度h的概念,即h=R2-R1,代入式(4)中可得式(5):

因此,由式(5)可得,增加叶轮直径、叶轮转速及水膜厚度均有利于提升该装置的液体出口压力。但此式未考虑缝隙及有限叶片的影响,因此不能作为最终结果计算。

DGLSRI 总功耗由两部分组成,一部分是电机功耗,主要包括机械损失和电磁损失等;另一部分是腔体功耗,下文简称功耗,这部分功耗发生在分离腔体内,包括叶轮对流体做功的功耗和流动损失等。腔体功耗可以通过仿真计算得到,而电机功耗必须结合实验耦合求解。

本文将应用计算流体力学(Computational Fluid Dynamics,CFD)仿真方法和实验方法研究动态水气分离器输送能力提升方法。

2.3 CFD 求解方法

本文采用一种旋片式动态水气分离器输送能力的CFD 求解方法[15],通过该方法可求解不同结构、不同参数下该装置的液体出口压力、功耗和分离效率,该方法的核心在于模型的选择。

DGLSRI 是处理航天器中气液混合物的装置,其内部存在着复杂的气液流动。在计算DGLSRI 腔体内部湍流运动时,由于其运动的复杂性,因此采用建立湍流模型结合Reynolds 时均方程计算的方法。腔体内部的流动主要是叶轮旋转引起的湍流,且叶轮与壁面间缝隙的大小对最终流动状态影响很大。常用的湍流模型有k-ε 模型和k-ω 模型,k-ε 模型对边界层的计算和剪切流的计算具有很好的适用性,k-ω 模型对低Re流动、自由剪切流动以及可压缩流动的计算效果更很好,但均未考虑湍流切应力的运输影响。因此,采用剪切应力运输(Shear-Stress Transport,SST kω)模型,通过将k-ε 模型和k-ω 模型以加权平均的方式组合起来,近壁处采用k-ω 模型,远壁处采用k-ε 模型,克服了原k-ω 模型中边界层外ω对自由流相应值的依赖性,对近壁区域流动的计算更加精确。

流体体积(Volume of Fluid,VOF)模型是处理2 种或以上不相融流体流动的表面跟踪方法,通过它可获得不同组分间的交界面及每个计算单元内各组分的体积分数。该装置处理的两相流为互不相融的流体,且VOF 模型对分界面的追踪有利于确定临界排水点,对分离效率的提高具有重要意义。因此本文选用VOF 模型作为两相流处理模型。

对于旋转机械多流体区域,采用多参考系(Multiple Reference Frame,MRF)模型,该模型在假定流动为定常的情况下,根据流体区域的实际旋转情况进行多个区域的划分,对不同的流体区域应用不同参考系求解计算。该模型可有效模拟旋转机械内部流动。

为了使该装置能够更好地应用于空间环境,对比了在重力条件下和微重力条件下的仿真结果,可得出在高转速情况下,离心力的影响大于重力的影响,重力对该装置性能参数的影响可以忽略不计。

综上,根据CFD 求解方法,本文进一步仿真分析不同影响因素对液体出口压力和功耗的影响规律,进而设计试验装置,通过开展输送能力提升试验,以验证仿真分析的正确性;最终通过综合仿真和试验结果,提出输送能力的提升方法。

3 输送能力影响因素仿真

根据理论分析和工程实际,叶轮(电机)转速、叶轮结构和叶轮尺寸等均会影响旋片式动态水气分离器的输送能力。通过CFD 求解方法分别对电机转速、叶片数量和叶轮尺寸对输送能力的影响展开仿真分析。

3.1 电机转速影响

根据式(5),在引入无限叶片假设的情况下,液体出口压力与转速的平方成正比。但在有限叶片时,由于涡旋和缝隙的影响,液体出口压力与电机转速将不是严格平方关系。通过仿真计算,得到电机转速分别为1150 r/min、1600 r/min、2000 r/min、2200 r/min 和2400 r/min 时DGLSRI输送能力仿真结果如图3 所示,横轴为水膜厚度比h/R,其中h为水膜厚度,R为腔体直径。

图3 不同电机转速输送能力仿真结果Fig.3 Simulation results of conveying capacity under different motor speeds

图3(a)结果表明:①在电机转速不变时,随水膜厚度的增加,液体出口压力呈抛物性型增加,增长速率逐渐减小;转速越高,液体出口压力变化曲线的斜率越大。②水膜厚度相同时,液体出口压力会随电机转速的增加而增大;水膜厚度相同时,液体出口压力约与电机转速的平方成正比,与式(5)给出的变化规律基本相同。

图3(b)结果表明:①转速相同时,功耗随水膜厚度的增加而增大,但增长速率逐渐减小;当水膜厚度增大到一定值时,随水膜厚度的增加,功耗基本不变,达到最大值。②水膜厚度相同时,电机转速增加约1 倍,最大功耗值增大至原功耗的8倍左右。因此,电机转速增加对装置功耗的贡献远大于其对液体出口压力的贡献。

综上,仅采用增加电机转速的方式来提高DGLSRI 的输送能力是不可行的。电机转速增加虽然会增大该装置的液体出口压力,但也会造成功耗的急剧增大,而航天器中对功耗限制严格。

3.2 叶片数量影响

为便于研究,2.2 节中引入了无限叶片假设,气液混合物流动受到严格的约束。而实际情况中,叶轮中叶片数量有限且具有一定的厚度,这会导致流动滑移现象。流动滑移的存在会使腔体内流体运动产生压力的理论值减小。

叶片数量不同会使流体受到叶片的夹持作用不同,对输送能力的影响也不同。对电机转速2200 r/min、水膜厚度0.34R、叶片数分别为4 片、6 片和8 片的情况进行仿真计算,可以得到不同叶片数量情况下液体出口压力与功耗值,如表1所示。

表1 不同叶片数量下液体出口压力与功耗结果Table 1 Results of liquid outlet pressure and power consumption under different blades

通过分析可知,叶片数量增多时叶片对流体的夹持作用增加,流体的随动性更好,流动滑移对液体出口压力的减弱作用在下降。表1 结果表明,叶片数量增加至8 片时,在增大液体出口压力的同时可以降低功耗,因此后续研究均围绕8 叶片的叶轮结构展开。

3.3 叶轮尺寸影响

叶轮直径和叶片宽度是叶轮最重要的尺寸参数,由式(5)可知,当引入无限叶片假设并忽略缝隙时,液体出口压力与叶轮直径成正比,但与叶片宽度无关。由于缝隙的存在且叶片数量是有限的,因此叶片宽度也会对液体出口压力产生影响。

仿真条件如下:叶轮直径为115 ～140 mm,叶片宽度为6 ～30 mm,叶片数量为8,电机转速为2200 r/min,水膜厚度为25 mm。输送能力仿真计算结果如图4 所示。

图4 不同叶轮尺寸输送能力仿真结果Fig.4 Simulation results of conveying capacity under different impeller sizes

图4(a)结果表明: ①固定叶片宽度时,随叶轮直径的增加,液体出口压力随之增大。但由于叶轮与腔体壁面间缝隙粘性底层的存在以及腔体内流体涡旋的影响,液体出口压力随叶轮直径的关系曲线会呈现出一定的波动。当叶片宽度较小,如为5 mm 时,液体出口压力与叶轮直径的关系曲线波动较大。②固定叶轮直径时,叶片宽度的增加同样会使液体出口压力增大,这一结论在有限叶片数时成立。当叶轮直径不变,叶片宽度从30 mm 开始减小时,液体出口压力会随之缓慢减小;当叶片宽度减小至10 mm 以下时,随叶片宽度减小,液体出口压力的下降程度在逐渐增大。这一现象在叶轮直径较小时更为明显。

图4(b)结果表明: ①固定叶片宽度时,随叶轮直径的增加,功耗不断增大,功耗的增长速率变大。叶片宽度较大时,叶轮直径增加,功耗的增长速率快;而叶片宽度较小时,功耗增长速率较为缓慢。因此,若要通过增大叶轮直径增加装置的输送能力时,应尽量选择小叶片宽度以免功耗过大,超过额定功耗。②固定叶轮直径时,叶片宽度的增加也会使功耗增大。同样,当叶轮直径较大时,叶片宽度增加,功耗增长较快;当叶轮直径较小时,随叶片宽度增加,功耗增长的较为缓慢。

通过上述分析,增大叶轮直径和叶片宽度均会同时增加液体出口压力和功率,且叶轮直径对输送能力的影响程度远大于叶片宽度的影响。

3.4 不同叶轮尺寸最大输送能力仿真计算

DGLSRI 设计过程中有一项重要的技术要求,即保证分离效率、低于额定功耗的情况下可达到的最大液体出口压力。为防止水从气体出口流出,在水膜厚度达到一定值时需打开液路出口,输送腔体中的液体。实际工程试验中发现,当气液混合物中气体流量小时,液体积累至旋转轴附近气体出口处仍无液滴产生。因此,对不同叶轮尺寸下液体充满至旋转轴附近所能达到的液体出口压力和功耗(即最大输送能力)展开研究。根据3.3 节中的仿真条件,得到不同叶轮尺寸下该装置可达到的最大输送能力如图5 所示。

图5 不同叶轮尺寸最大输送能力Fig.5 Maximum conveying capacity under different impeller sizes

图5(a)结果表明: ①最大液体出口压力与图4(a)同水膜厚度下的液体出口压力规律不同,改变叶片宽度对最大液体出口压力的影响很小。固定叶轮直径的情况下,当叶片宽度大于10 mm时,随叶片宽度增加最大液体出口压力基本不变;当叶片宽度小于10 mm 时,随叶片宽度减小,最大液体出口压力也会降低。②叶轮直径的增加会大幅提升该装置的最大液体出口压力,且最大液体出口压力与叶轮直径呈线性关系。

虽然改变叶片宽度对最大液体出口压力的影响很小,但会对功耗产生不可忽视的影响。图5(b)结果表明: ①固定叶轮直径的情况下,叶片宽度增加,最大功耗随之增大,叶轮直径为110 mm时,叶片宽度从6 mm 增加到30 mm,最大功耗会增加24 W。这样的增加量在实际设计过程中是不可忽略的。②叶轮直径仍是影响最大功耗的主要因素。固定叶片宽度的情况下,最大功耗随叶轮直径的增加而增大,且叶轮直径的变化对最大功耗的影响效果显著。

因此,为尽可能降低最大功耗,需着重关注叶轮直径尺寸的设计。与叶片宽度相比,叶轮直径改变对输送能力的影响更大。因此,在固定转速的情况下,增加叶轮直径是增大液体出口压力的主要手段。而由此带来的功耗升高可通过减小叶片宽度使其降低至额定功耗以下。

4 输送能力提升试验

本文设计了一种DGLSRI 的装置结构,模型及实物图如图6 所示,该装置由电机、壳体、联轴器、叶轮组件、接头接口等部分组成。

图6 试验装置图Fig.6 Drawing of the experimental apparatus

4.1 不同电机转速条件下的试验结果

对不同转速条件下的液体出口压力和总功耗进行测试,测试条件如下:叶轮直径为115 mm,叶片宽度为10 mm,叶片数量为8 片,电机转速为800 r/min、1200 r/min、1600 r/min、2000 r/min 和2200 r/min。

不同转速下输送能力随水膜厚度的变化关系如图7 所示。图7(a)结果表明: ①同一电机转速下,液体出口压力随水膜厚度增加呈抛物线型增加;水膜厚度越大,曲线增长越缓慢。②增大电机转速会使液体出口压力大幅增加。图7(b)结果表明: ①装置空载时功耗低,向空腔内注水会使功耗急剧增加;水膜厚度达到约0.4R以后,总功耗基本不再变化。②增大电机转速会使功耗大幅增加。

图7 不同转速下输送能力试验结果Fig.7 Experimental results of conveying capacity at different motor speed

在试验条件下,不同转速下液体出口压力和总功耗的增长模式与仿真结果一致。在2200 r/min 转速下,取一组仿真和试验数据对比见表2。仿真与试验结果比较接近,但存在偏差,主要原因为仿真与试验环境的能量损失不同。出现偏差的原因有: ①仿真未考虑叶轮表面粗糙度影响,实际装置存在摩擦损失; ②由于壳体内部装配间隙等存在误差,液体出口压力由于泄漏损失而偏低。

表2 仿真和试验数据对比Table 2 Comparison of simulation and experimental results

4.2 不同叶轮直径条件下的试验结果

对不同叶轮直径条件下的液体出口压力和总功耗进行测试,测试条件如下:叶轮直径分别为115 mm、120 mm、125 mm 和130 mm;叶片宽度为10 mm;叶片数量为8 片;电机转速为2200 r/min。

输送能力随水膜厚度变化如图8 所示。图8(a)结果表明: ①同一叶轮直径下,液体出口压力随水膜厚度呈抛物线型增加,增长模式与式(5)相同;水膜厚度越大,曲线增长越缓慢。②增大叶轮直径会使液体出口压力增加。因此,可通过增加叶轮直径来增大液体出口压力,但提升效果不如增加电机转速显著。

图8 不同叶轮直径输送能力试验结果Fig.8 Experimental results of conveying capacity under different impeller diameters

图8(b)结果表明: ①装置空载时功耗低,向空腔内注水会使功耗急剧增加;水膜厚度达到约0.4R后,总功耗基本不再变化。②增大叶轮直径会使功耗增加。当叶轮直径从115 mm 增大到130 mm 时,使总功耗最大值增加100 W 以上,因此需选择合适的叶轮直径以避免总功耗大幅增加。

该试验条件下,不同叶轮直径下液体出口压力和总功耗的增长模式与仿真结果相同。取不同叶轮直径的最大液体出口压力仿真和试验值如表3 所示。仿真与试验结果偏差较小,最大偏差仍小于15%,且偏差来源分析同4.1 节。

表3 不同叶轮直径仿真和试验数据对比Table 3 Comparison of simulation and experimental results under different impeller diameters

4.3 不同叶片宽度条件下的试验结果

对不同叶片宽度条件下的液体出口压力和总功耗进行测试,测试条件如下:叶轮直径为115 mm;叶片宽度分别为4 mm、6 mm、8 mm 和10 mm;叶片数量为8 片;电机转速为2200 r/min。

输送能力随水膜厚度的变化关系如图9 所示。图9(a)结果表明: ①同一叶轮宽度下,液体出口压力随水膜厚度呈抛物线型增加;水膜厚度越大,曲线增长越缓慢,但由于装置注满水时可忽略泄露损失影响,因此当水膜厚度大于0.6R时,曲线增速相较前一范围变快; ②减小叶片宽度会使液体出口压力下降;叶片宽度越小,减小叶片宽度液体出口压力下降幅度越大。原因是叶片宽度越小,缝隙存在导致的泄露损失影响越大。因此,可通过增加叶片宽度的方式增大液体出口压力,叶片宽度通常根据DGLSRI 腔体容积要求调整。

图9 不同叶片宽度输送能力试验结果Fig.9 Experimental results of conveying capacity under different blade widths

图9(b)结果表明: ①装置空载时功耗低,向空腔内注水会使功耗急剧增加;水膜厚度达到约0.4R以后,总功耗基本不再变化; ②增大叶片宽度会使功耗增加。与叶轮直径和电机转速相比,叶片宽度对总功耗的影响相对较小。综合考虑液体出口压力和总功耗,当装置功耗不满足系统要求时,优先考虑减小叶片宽度。

试验条件下,不同叶片宽度下液体出口压力和总功耗的增长模式与仿真结果相同。取不同叶片宽度的最大液体出口压力仿真和试验值如表4所示。最大偏差低于13%,验证了仿真方法的正确性。

表4 不同叶片宽度仿真和试验数据对比Table 4 Comparison of simulation and experimental results under different blade widths

4.4 输送能力提升方法

电机转速、叶轮直径和叶轮宽度是影响输送能力的最主要因素,在设计过程中需重点考虑这3 个参数的设计。经过分析,提出DGLSRI 输送能力的提升方法如下:

1)确定满足系统要求的电机转速、叶轮直径和叶片宽度。这3 种参数的增加会同时增大液体出口压力和功耗,首先根据系统对液体出口压力的要求和对功耗、体积的限制等要求,确定电机转速和叶轮尺寸的大致范围;通过仿真计算,确定合适的电机转速、叶轮直径和叶片宽度。优先考虑增大电机转速以提高液体出口压力,减小宽度以降低功耗。

2)采用低转速分离、高转速输送的工作模式。根据DGLSRI 的工作特点,气液两相流进入水气分离器腔内后,首先完成气液分离,当液体积累量达到阈值时开始液体输出。气液分离的液体积累过程往往较长,而最终的液体输送过程则时间较短。因此,采用低转速分离、高转速输送的工作模式可使装置的功耗降低,该方法的工作模式如图10 所示。采用该工作模式DGLSRI 将长时间在低转速模式下工作,可以大大降低装置运行的功耗。后续将持续开展实验研究,对该工作模式进行进一步验证和优化。

图10 旋片式动态水气分离器工作流程Fig.10 Workflow of the dynamic gas-liquid separator with rotary impeller

5 结论

本文围绕旋片式动态水气分离器存在的体积大、功耗高、输送能力不足等问题,研究了旋片式动态水气分离器输送能力求解方法,提出了输送能力提升方法,并开展了仿真及地面试验研究。结论如下:

1)根据DGLSRI 的工作特点,基于CFD 技术,提出了输送能力的求解方法。方法核心是采用SST k-ω 湍流模型描述该装置腔体内部湍流运动,通过VOF 多相流模型描述腔体内部气液两相流动。该方法对腔体内气液流体的界面追踪具有良好效果。

2)通过仿真方法得出了不同参数对输送能力的影响,增加电机转速、叶轮直径、叶片宽度均会使液体出口压力和功耗同时增大,增加叶片数量在减小功耗的同时可提高液体出口压力,通过试验测试证明了仿真方法的正确性。

3)输送能力提升的关键是在满足功耗和体积约束的条件下提升液体出口压力。综合考虑不同参数对该装置液体出口压力和功耗的影响程度,提出了输送能力的提升方法。该方法可为在航天任务体积、功耗约束条件下进行系统优化提供技术途径。