液环泵叶片形状对叶轮进口回流及其外特性的影响

张人会,张敬贤,郭广强

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

液环泵具有结构紧凑、流量大、等温压缩等优点[1],被广泛应用于电力、煤矿、石油化工、冶金等领域,主要用来抽送各类有污染、易燃易爆等气体.由于液环泵内具有自由分界面的非稳态气液两相流动[2-4]、轴向叶顶间隙的气液两相泄漏流[5]等,致使液环泵的效率相对较低.

近年来,研究人员对液环泵内部流动开展了系列研究.ZHANG等[6]为减小壁面摩擦以及流动损失,选用聚合物减阻黄原胶溶液为工作液体,提高了液环泵的效率.HUANG等[7]在考虑排放残余气体影响条件下建立了液环压缩机的实际工作循环模型,为其水力性能分析提供了便利.GUO等[8]研究了不同湍流模型对液环泵数值模拟结果的影响,发现大涡模拟可以更好地捕捉气液交界面处的小气泡.PANDEY等[9]对液环泵内非稳态气液两相流进行数值模拟分析,得到不同进口压力及转速下的内部流场与性能间的关系.ZHANG等[10]采用高速摄像仪对液环泵内气液两相流动进行研究,发现壳体的振动与气液两相流动压力脉动密切相关.ZHANG等[11]为减小工作液体的消耗,研究了闭式液环真空泵系统,并分析了工作液体(不同聚合物)的浓度和雷诺数对系统内流动及传热的影响.郭广强等[12]、张人会等[13]分别采用本征正交分解方法对液环泵内流场进行重构分析,气液两相流的重构可以用来对样本空间内的流场进行预测.

在液环泵结构优化设计方面,赵万勇等[14]采用正交试验与数值模拟相结合的方法对液环真空泵叶轮几何参数进行优化设计.魏笑笑等[15]、张忱等[16]分别研究了液环泵轴向叶顶间隙对泵内流场的影响,提出叶顶凹槽方法抑制轴向泄漏,在一定程度上提升了液环泵的真空度.RODIONOV等[17]将固定壳体改为旋转壳体,减小了工作液体与壳体之间的摩擦力以及液环泵的动态载荷.张人会等[18-19]采用直接自由曲面变形方法对液环泵吸气段壳体型线进行了优化分析,并研究了复合叶轮对液环泵性能的影响,认为复合叶轮能够有效地抑制叶轮流道内的二次流旋涡以及降低壳体压力脉动幅值.

液环泵传统设计多采用圆柱叶片及轴向吸气方式,在吸气区的叶轮进口存在较大的冲角,引起叶片进口背面流动分离,并产生较大的冲击损失.同时在吸气口,由于流道的周向不对称性,不同的叶轮流道产生真空度不一样,在吸气口易出现回流现象.因此,文中提出从叶片进口扭曲设计及叶片型线2个方面来分析叶片形状对液环泵进口冲击及回流的影响,期望为液环泵性能优化提供一定理论依据.

1 数值计算

1.1 计算模型

以2BEA-202型液环泵为研究对象,该泵转速n=1 450 r/min,叶轮叶片数Z=18,叶轮半径r2=183.0 mm,叶轮轴向宽度B=130.0 mm,叶轮轴向间隙fd=0.5 mm,轮毂半径r1=91.0 mm,壳体半径R=211.5 mm,偏心距e=23.1 mm.

1.1.1 叶片进口扭曲设计

传统的液环泵叶轮多采用圆柱叶片设计,在叶片进口处存在较大的冲击.为减小叶片进口冲击,提出扭曲叶片设计,扭曲叶片设计及绘型方法如下:

1) 从叶轮轮毂到外缘,沿径向将叶片等分为a,b,c,d,e,f共6个截面,分别对6个截面进行控制,如图1a所示.

2) 各截面叶片进口角α1可由速度三角形计算.

3) 为保证等高面上叶片型线一致,控制叶片在各轴截面上扭曲叶片包角φ相等.

4) 从轮毂处截面a至叶轮外缘截面f沿原叶片骨线混合得到叶片实体,如图1b所示.

图1 扭曲叶片造型

在图1b的叶片周向截面绘型中,叶片由扭曲部分和圆柱叶片部分组成.在叶片扭曲部分,为了保证不同半径位置截面(a,b, …,f)的进口冲角α1与进口液流角相等,这将导致在不同轴向位置的轴垂面上叶片型线存在一定差异,但是对于圆柱叶片部分,各轴垂面上的叶片型线相同.采用4阶Bezier曲线控制φ,β等参数对叶片各轴截面型线进行绘型.由于各轴垂面上的型线基本一致,该方法又称为叶片型线的堆叠线控制方法.

图2a为扭曲叶片液环泵叶轮模型,图2b为扭曲叶片液环泵计算域,主要包括吸气口、排气口、叶轮流道以及壳体等.

图2 液环泵三维图

1.1.2 叶片型线设计

上节中除进口扭曲部分各轴垂面上叶片型线有微小变化外,圆柱叶片部分各轴垂面上叶片型线保持不变.进一步分析叶片型线对液环泵性能的影响,由4阶Bezier曲线对叶片包角φ、叶片出口安放角β进行参数化控制,叶轮轮毂处叶片进口安放角保持90°不变,分别在原始设计参数(φ0,β0)的基础上给叶片包角和叶片出口安放角一定扰动,进行均匀样本设计,如表1所示.图3为各样本叶型.

表1 叶型型线主要参数

图3 液环泵叶片型线

1.2 网格划分及边界条件设置

对计算域采用六面体结构化网格进行划分,如图4所示.经网格无关性验证,选取网格总数为255万进行后续计算.

图4 液环泵整体网格

根据理想的圆柱形气液界面形状对泵内相态进行初始化,由于液环泵内流动具有明显的气液分界面,选取对自由分界面有较强捕捉能力的VOF两相流模型.湍流模型选择RNGk-ε模型,求解时采用基于压力与速度隐式耦合的PISO算法[20].壁面设置为无滑移,进出口边界条件分别设置为质量流量进口和压力出口,时间步长取2.0×10-5s.在叶轮旋转5圈后,进口压力及叶轮扭矩基本保持不变,此时计算收敛.因为计算时间较短,不考虑补液对液环泵内流场的影响.

1.3 数值计算方法验证

为验证数值计算方法的可靠性,搭建液环泵试验台进行性能试验.试验台如图5所示,其中流量工况通过进口阀调节,泵进口真空度通过进口压力表测量,吸气口流量采用孔板流量计进行测量,出口安装有气液分离罐,分离罐出口接出口管路通大气,轴功率由控制柜电测法进行测试.

图5 液环泵试验台

图6为液环泵性能曲线的数值计算结果与试验结果对比.

图6 液环泵性能曲线

由图6可以看出,吸气压力及轴功率的计算值均略低于试验值,由于数值计算没有考虑由间隙泄漏引起的容积损失,但数值计算与试验的液环泵性能曲线变化趋势基本一致,这表明文中所采用的数值计算方法是可靠的.

2 计算结果及分析

2.1 叶片型线堆叠线对内流场及真空度的影响

为研究叶轮进口流动冲击及回流,沿圆柱面展开截面(见图7),分析不同扭曲叶片(堆叠线)在圆柱展开面上的速度流线分布.

图7 进口柱面展开面

图8为流量Q=0.03 kg/s工况时,不同扭曲型式的液环泵吸气口圆柱面展开面速度流线,图中红色箭头指示叶轮旋转方向.可以看出:圆柱叶片进口存在较大的冲角,叶片进口背面产生脱流涡;扭曲叶片设计的进口流动冲击明显减弱,冲击引起的脱流基本不存在,且随着进口扭曲包角θ的增大流动越来越流畅;在叶轮刚进入进口区域的第1流道内出现回流,由叶轮回流至吸气口区域,然后又跟随进口主流一起流进第2叶轮流道,且随着扭曲包角θ的增大,回流速度越来越大.

进口扭曲叶片虽然降低了叶片进口的冲击,但同时使进口回流增强.为分析进口回流增强原因,截取进口端圆柱面展开面压力分布,如图9所示,可以看出:叶轮各流道在进口侧产生的真空度不同,且从吸气口始端的流道2到吸气口末端的流道6,真空度逐渐降低;在与吸气口始端连通的流道1中,由于其压力高于吸气口压力,故该处产生了回流;对比不同扭曲叶片液环泵在第1流道内产生的压力,扭曲叶片液环泵在第1流道内的压力大于圆柱叶片液环泵,且随着扭曲包角的增大,第1流道内压力也逐渐增大;叶片进口扭曲导致叶轮流道位置相对后移(沿叶轮旋转反方向),由于从过渡区到吸气区,流场压力逐渐降低,所以叶片进口扭曲将会引起流道内压力上升,且随着扭曲角度的增大,第1流道内压力也随之增大,因此第1流道回流现象越来越严重.

图8 不同扭曲形式液环泵吸气口柱面展开面速度流线

图9 进口端柱面展开面压力云图

由于气液界面的运动,在叶轮内形成真空,定义每个叶轮流道内由气液界面的运动形成气体容积的扩充率Vi为

(1)

式中:Li为分界面微元段的弧长;vi为自由分界面微元段上的法向速度;B为叶轮厚度;n为每个叶轮流道内自由分界面微元段的数量.

假设气体为等温变化,即pV=Const,则有

(2)

式中:V,p分别为叶轮流道内气体容积及平均压力.因此,相对体积扩充率V′i能够反映压降,即

(3)

图10为叶轮吸气口各流道内气液界面运动产生的体积扩充率Vi及相对体积扩充率V′i,可以看出,从吸气口始端至吸气口末端,由自由分界面产生的体积扩充率先增大后减小,在第3流道的体积扩充率最大,但相对体积扩充率在第2流道达到最大,然后逐渐减小,这与各叶轮流道在进口产生的真空度是一致的.

图10 各叶轮流道气相容积相对扩充率

2.2 扭曲叶片的修型控制方法

为抑制叶片进口的冲击脱流,进行扭曲叶片设计,但叶片进口的扭曲导致叶轮流道位置相对后移,与进口始端相连通的第1个叶轮流道压力也随之增大,叶轮流道与吸气口之间的压力梯度增大,回流现象加剧.

进一步抑制泵吸入口始端的回流,考虑在扭曲叶片设计的基础上,对圆柱面叶片截线形状进行控制.为克服由进口侧弯曲引起的流道沿周向后移,控制非吸入侧型线前弯,型线控制方法与进口扭曲叶片设计方法相同,通过四阶Bezier曲线对α′1,α′2,θ2等参数进行控制即可绘制非吸入侧圆柱截面叶片型线.绘制叶片如图11所示.

图11 非吸入侧前弯叶片

图12为原型叶片、进口扭曲叶片和进口扭曲非吸入侧前弯叶片(θ=6°)的吸入口圆柱展开面速度流线对比,可以看出,进口扭曲非吸入侧前弯叶片的进口基本无冲击脱流,同时进口回流现象相对进口扭曲叶片明显减弱,这是由于非吸入侧前弯有利于第1流道内气液分界面产生的体积扩充率及相对体积扩充率的增大所致.

图12 不同叶片进口柱面展开面速度流线图

图13为吸气口圆柱展开面上的压力分布,可以看出,非吸入侧前弯叶片在叶轮进口各流道内压力均低于进口扭曲叶片叶轮,且其进口真空度明显高于进口扭曲叶片.

图13 不同叶片进口柱面展开面压力分布

图14为不同扭曲包角叶片液环泵外特性曲线,可以看出,真空度及效率均随着进口扭曲包角的增大而逐渐下降,非吸入侧前弯叶片液环泵的真空度及效率均有一定的提高,效率由15.46%提高至16.20%,真空度从75.96 kPa提高至77.08 kPa,且泵的效率高于原圆柱叶片液环泵.

图14 非吸入侧前弯及不同扭曲包角叶片液环泵外特性曲线

2.3 叶片型线对进口回流及真空度的影响

通过对叶片进口扭曲控制可以有效改善进口处流动,但其叶片型线基本不变,只是改变叶片型线堆叠线.叶片型线对泵进口回流及外特性等均有一定的影响,为深入分析型线对进口流场结构及外特性的影响规律,在流量0.05 kg/s工况时,对上述均匀设计的9个样本进行数值计算,结果如图15所示.

图15 不同叶型包角及安放角时的真空度和效率曲线

由图15可以看出:叶片型线包角及出口安放角的改变对液环泵真空度有很大影响;当叶片型线包角从φ=7.23°增大至φ=19.23°时,液环泵的进口真空度显著增高,叶片型线包角对真空度的影响显著大于出口安放角的影响;随着出口安放角及包角的增大,液环泵的效率整体呈递增趋势,但在大出口角时型线包角对效率的影响相对较小.

对不同叶片型线包角的液环泵进口回流结构进行分析,图16为吸气口圆柱展开面速度分布,可以看出:整体上,叶片出口安放角对进口回流强度影响较小;随着叶片型线包角增大,叶片进口回流强度逐渐减弱,叶型包角对进口回流强度的影响更为明显,且吸气口始端第1叶轮流道沿旋转方向前移,第1流道内由气液交界面产生的体积扩充率及相对体积扩充率将会增大,导致第1流道内压力降低,回流强度减弱.

图16 吸气口圆柱展开面轴向速度分布

3 结 论

1) 液环泵轴向进口扭曲叶片设计能够显著抑制叶片进口冲击而引起的脱流,但叶片进口扭曲使得叶轮流道位置相对后移,吸气口始端叶轮流道回流现象加剧,导致泵的效率降低.

2) 每个叶轮流道在叶轮进口产生的真空度不同,通过分析气液界面运动产生的体积扩充率及相对体积扩充率,能够清楚地解释吸气口各叶轮流道内压力变化及回流现象.

3) 在进口扭曲叶片设计的基础上,控制叶片非吸入侧前弯能够有效地提升吸气口第1流道的相对体积扩充率,抑制进口回流现象,6°包角进口扭曲叶型的非吸入侧前弯设计使泵的效率从15.46%提升至16.20%.

4) 叶型包角与叶片出口安放角对液环泵进口回流强度及其外特性具有一定影响,叶型包角对进口真空度及进口回流强度的影响显著大于叶片出口安放角,增大叶型包角能够使吸气口始端第1叶轮流道沿旋转方向前移,增大流道内相对体积扩充率,降低回流强度.