吸入室直径对液气射流泵流场特性影响的数值模拟

　， 迎樑， 　(.太原理工大学 环境科学与工程学院， 山西 太原　03004； .太原理工大学 机械工程学院， 山西 太原　03004)

引言

离心式水泵是城市污水处理中的核心设备，离心式水泵正常排水前必须预先给泵体内灌水。加底阀的灌水方式因为无形中增加了离心式水泵的抽水阻力，所以人们越来越倾向于采用无底阀抽真空灌水的方式来给泵体内灌水。液气射流泵因为其结构简单、运行费用低、无运动部件、维修少、耐脏抗污、安全节能等优点，成为给离心式水泵抽真空灌水最理想的辅助设备。

液气射流泵是利用液体的紊动卷吸作用来抽吸空气以获得真空环境的喷射装置。如图1所示，其主要由射流管、吸入管、喷嘴、喉管、扩散管、吸入室等组成。液气射流泵的研究和应用至今已经有100多年的历史，国内外学者通过大量的试验研究，同时发展形成一系列的湍流理论，但由于液气射流泵两相湍流的复杂性，仍然不能完全认知其内部流动机理，抽吸效率低一直得不到有效改善，制约其进一步的发展应用。

图1　液气射流泵结构及其流态

研究表明，液气射流泵的结构参数对液气射流泵的吸气效率影响显著，要想获得较高效率，喉管与喷嘴面积比要保持在4.5～6.2倍[1]，喷嘴距大致在1～1.7倍喷嘴直径[2]，喉管长径比最优范围为4～7倍[3]，扩散管扩散角应取在5°～8°[4]。但现有文献并未对吸入室直径大小对液气射流泵吸气效率给出具体影响，本研究基于Fluent软件，对不同吸入室直径下液气射流泵内部流场进行了仿真模拟，给出了吸入室直径对液气射流泵吸气效率影响的具体范围。

1　液气射流泵结构原理及其流态

液气射流泵通过液体对气体进行抽吸和压缩完成输送任务。泵内运动属于液气两相流动，而且液体和气体之间容重相差很大，因此运动情况比较复杂。其内部流动大致可分为三个阶段，如图1所示，第一阶段是射流流体与气体相对运动阶段，该阶段中工作流体从喷嘴喷出，速度急剧增加，压力急剧下降，使得吸入室的压力低于大气压力，离心泵体内的空气会被大气压从引流管间接压入吸入室，随之被吸入喉管进入第二阶段—液滴运动段：该阶段空气和工作流体相互扰动，进行质量、动量和能量的交换，液气压力和速度近乎一致。混合完成后液气混合流体继续运动进入扩散管，即进入第三阶段—气液泡沫运动阶段：该阶段混合流体速度进一步降低，压力上升以致大于大气压力，混合流体从扩散管喷出。

液气射流泵内部流动属于不规则区域的有限空间射流运动，流动场比较复杂。本研究采用控制变量的方式[5]，将液气射流泵其他尺寸选择在最优范围内，只改变吸入室直径大小来对液气射流泵内部流场作进一步分析。图2与表1所示为本研究液气射流泵主要结构尺寸。

图2　液气射流泵结构图

表1　液气射流泵结构尺寸

2　模型建立

2.1　物理模型与网格划分

本研究利用SolidWorks软件对液气射流泵结构尺寸进行三维建模，如图3所示。

图3　三维实体模型

利用Fluent前处理模块GAMDIT软件对三维实体进行网格划分[6]，如图4所示。

图4　模型网格划分

在Fluent仿真中，本研究采用VOF多相流模型[7]，使用标准SIMPLEC算法，工作流体为水，吸入流体为空气，工作水进口、吸入空气进口和混合流体出口均采用压力边界条件。采用相对压力和绝对速度，设工作流体在入口处初始压力为0.4 MPa，吸入空气入口处初始压力为大气压(0)，混合流体出口处初始压力为大气压(0)。

2.2　数学模型

本研究采用标准k-ε模型，该模型属于两方程模型，是目前最通用的湍流模型。标准k-ε湍流模型是在时均形式Navier-Stokes控制方程基础上建立一个湍动能k的输运方程，再引入一个关于湍动耗散率ε的方程组成。湍动能输运方程是通过精确的方程推导得到的，但耗散率方程是通过物理推理，数学上模拟相似原型方程得到的。该模型基于流体流动为完全湍流的假设，分子间的粘性完全忽略不计。所以，标准k-ε模型只适合应用于完全湍流的流动过程模拟。标准k-ε模型的湍动能k方程和耗散率ε方程如下：

Gk+Gb-ρε-YM

(1)

(2)

在Fluent当中， 作为默认值常数，C1ε=1.44,C2ε=1.92,C3ε=0.09湍动能k与耗散率ε的湍流普朗特数分别为σk=1.0，σk=1.3。

3　数值模拟与对比分析

3.1　主要性能指标

液气射流泵的性能通常用一组无因次参数表示，即：

(1) 流量比

(3)

(2) 压力比

(4)

其中Qx为吸入气体流量，Qg为工作流体流量。px为吸入气体压力，pg为工作流体压力，pc为出口压力。

(3) 吸气效率

液气射流泵的效率定义为同一时间内被吸入流体得到的能量(即有效功率)与工作流体所失去的能量(即输入功率)之比：

(5)

3.2　模拟结果分析

在流场计算中，液气射流泵结构尺寸如表1所示，吸入室直径D5分别取值为30 mm、35 mm、40 mm、60 mm、90 mm、150 mm，与射流管直径比对应为1.2倍、1.4倍、1.6倍、2.4倍、3.6倍、6倍。仿真得到不同吸入室直径下液气射流泵内部压力场分布和速度场分布如图5和图6所示，吸入室直径太小或者太大都会对液气射流泵吸气性能造成不利影响。直径太小，喷嘴及吸入室可获取最低压力能力较弱，致使吸气动力不足，直径小会使流体通道不畅，吸气阻力增加， 候管内两相流速度梯度较差，造成很大的动量损失，效率降低，液气射流泵的吸气性能较差；直径太大，在吸入室内会产生局部涡流，同样会阻碍空气正常抽吸，造成一定的流动损失，降低吸气效率。

图5　吸入室直径依次为30 mm、40 mm、90 mm的压力场分布

图6　吸入室直径依次为30 mm、40 mm、90 mm的速度场分布

由图7可以看出，初始压力为0.4 MPa的工作水从喷嘴喷出后，压力急剧下降，在喷嘴出口处压力远低于大气压力值(0)，达到抽吸空气的真空要求，吸入空气后两相流体进入喉管开始混合，混合过程中压力会有缓慢升高，混合完成进入扩散管后混合流体压力进一步升高，大于大气压力随即喷出。另外，吸入室直径较小时，可获得的最低压力较低，吸入室直径较大时，可获得最低压力较高。吸入室直径为40 mm时，可获得的最低压力最低。

图7　不同吸入室直径的液气射流泵轴心静压曲线

由图8可以看出吸入室直径对液气射流泵流量比具有显著的影响，流量比随着吸入室直径的增大急剧增大，增大到一定值后保持短暂的稳定，随即开始缓慢减小，流量比最大为1.71，此时吸入室直径在40～60 mm，即1.6～2.4倍的射流管直径。

图8　流量比与吸入室直径的关系曲线

由图9可以看出吸入室直径对液气射流泵压力比同样具有显著的影响，随着吸入室直径的增大压力比急剧增大，增大到一定值时即开始缓慢减小，压力比最大为0.116，此时吸入室直径为40 mm，即1.6倍的射流管直径。

图9　压力比与吸入室直径的关系曲线

由图10可以看出吸入室直径对液气射流泵效率具有显著的影响，随着吸入室直径的增大效率急剧增大，增大到一定值时即开始减小，最大效率值0.224，此时吸入室直径为40 mm，即1.6倍的射流管直径。

图10　效率与吸入室直径的关系曲线

4　结论

本研究利用Fulent软件，选用标准k-ε湍流模型，使用标准SIMPLEC算法，对不同吸入室直径下液气射流泵内部流场进行了三维数值模拟，得到压力和速度的内部流场分布规律，并根据仿真结果计算，绘制液气射流泵流量比、压力比、吸气效率与吸入室直径大小的关系曲线。结果表明吸入室直径太大或者太小都会对液气射流泵内部压力、速度及吸气效率造成很大影响。同时给出了最高效率时吸入室直径值为1.6倍的射流管直径。这使对液气射流泵吸气性能的影响因素和影响机理的分析更加全面深入，为以后的研究和设计工作提供参考。

参考文献：

[1]Paulo Moreirade de Carvalho Modeling the Electrical Submersible Jit Pump Producing High Gas-liquid-ratio Petroleum Wells[D]. Austin:The University of Texas at Qustin，1999.

[2]Senthil Kumar R, Kunaraswamy S, ManiA.Experimental Investigations on a Two-phase Jet Pump Used in Desalination Systems[M]. Amsterdam,Netherlands:Desalination, 2007.

[3]廖定佳.液气两相湍流射流和射流泵的数值模拟及试验研究[D].武汉：武汉水利电力大学，1997.

[4]索科洛夫E R, 津格尔H M.喷射器[M].黄秋云,译.北京:科学出版社,1977.

[5]Cunninghan R G, Dopkin R J Jet Breakup and Mixing Tube Lengths for the Liquid-jet Gas Pump ASME[J]. J Fluids Eng,1974,96 (3):216-226.

[6]Jiao B, Schmidt Z, Blais R N. Efficincy and Pressure Recovery Hydraulic Jet Pumping of Two-phase Gas/liquid Mixing[C].The 63rdAnnual Technical Conference and Exhibition of SPE 18190,1988.

[7]陆宏圻.射流泵技术的理论及应用[M]. 北京:水利电力出版社,1989.