高温熔盐泵内部非稳态流动对压力脉动特性的影响

2021-04-17高波李超倪丹周文杰陈金波

排灌机械工程学报 2021年4期

高波，李超，倪丹，周文杰，陈金波

(江苏大学能源与动力工程学院，江苏镇江 212013)

熔盐泵是一种立式液下离心泵，广泛应用于工业制铝、制盐等化工流程.在以熔盐为储热或传热介质的光热电站传储热系统中，熔盐泵作为主循环泵，是热力岛中关键设备之一[1-3].由于装备的结构和介质特殊性，其安全、高效运行直接影响整个电站的稳定性.此外熔盐泵内部复杂非稳态流动结构诱发压力脉动，易造成泵体振动，对其稳定运行产生危害[4].

基于PIV可视化与LMS振动测试试验，KELLER[5]捕捉到离心泵内尾迹涡的脱落、运动和发展，指出叶轮与蜗壳干涉作用与叶片尾迹是引起压力脉动的主要因素.ZHANG等[6-7]通过数值计算方法重点研究了叶轮出口与蜗壳隔舌处的脱落涡结构，证实了涡脱频率与压力脉动主频相一致，并提出叶片尾缘修型对泵内压力脉动有显著抑制作用.李伟等[8]和黎义斌等[9]研究了混流泵内非定常流动对压力脉动特性的影响，结果表明在叶轮与导叶干涉区域压力脉动叶频信号最为突出，同时存在复杂低频信号.ANTONIO等[10]采用浸入边界法对混流泵进行了大涡模拟研究，发现叶片吸力面产生的涡结构附着运动至尾缘脱落，与导叶吸力面产生的碰撞作用，可诱发压力脉动.此外，熔盐泵安装时吸入口靠近罐底和罐壁，非均匀吸入条件影响泵运行效率，引入附底涡、侧壁涡等不稳定因素[11].熔盐泵采用多级叶轮与空间导叶匹配，流动结构复杂，研究并掌握其内部非稳态流动结构对压力脉动的影响规律尤为必要.

文中以某100 MW光热电站热盐泵为研究对象，基于RNGk-ε湍流模型，通过非定常计算获得熔盐泵不同工况下的内流场与压力脉动特征，旨在探究泵内非稳态流动结构与压力脉动的关联关系，揭示其内部流动激励机制，为熔盐泵的优化设计及安全稳定运行奠定基础.

1 数值计算

1.1 计算模型与网格划分

研究的熔盐泵总长19 m，液下高度为16 m，熔盐罐直径16 m.熔盐罐液面高度为正常运行液面.吸入口距罐底0.35 m，泵中心轴线距罐内壁面0.5 m.在保证计算精度的要求下，将储盐罐等比缩小，泵排出管缩短至3 m.熔盐泵吸水端结构示意与全流道计算域模型如图1所示，具体包括储盐罐、吸水室、叶轮、导叶与排出管.模型泵的比转数为230，设计流量790 m3/h，设计扬程48 m，额定转速1 450 r/min，叶轮叶片数为6，导叶叶片数为8.

图1 熔盐泵吸水端结构示意与整体计算域模型Fig.1 Molten salt pump structure diagram and computing domain model

采用ANSYS-ICEM分别对各过流部件划分网格，如图2所示，流体域均采用六面体结构网格，对叶轮及导叶的表面边界层加密处理，y+值小于60.进行网格无关性验证，当网格总数为1 264万时，再增加网格数量计算扬程变化很小，符合网格无关性验证要求.综合计算经济性等多方面考虑，取1 264万的网格总数进行数值计算.

图2 流体域网格示意图Fig.2 Impeller and storage tank computational mesh

1.2 计算方法

采用RNGk-ε湍流模型对全流道模型进行数值计算，其中叶轮为旋转域，其他域为静止域.熔盐泵输送的液态三元硝酸盐HTS在工作温度下比重为1.9，物性状态稳定，不易挥发和分解，且黏度与常温清水相差很小，为方便与后续试验对比分析，介质采用常温清水.速度和压力之间的耦合采用SIMPLEC算法；采用二阶迎风格式对速度、湍动能、湍动能耗散率进行离散.壁面采用无滑移边界条件，近壁区域采用标准壁面函数.

进口设置为速度进口，湍流强度为0.05，出口设置为自由出流，由于泵运行时罐内液面在短期内下降并不明显，为计算方便，罐内流体域自由液面采用刚盖假定，设为symmetry.迭代方程采取亚松弛，收敛精度为1.0×10-5.以定常计算结果作为非定常计算的初值，时间步长为叶轮转过1°所用时间，Δt=0.000 114 95 s，每个步长内收敛精度设为2.0×10-6.

1.3 压力监测点设置

叶轮与空间导叶均为全对称结构，在非定常计算过程中，选取其中某一流道分别在压力面、流道中面、吸力面与中间流面的交线各设置3个监测点，包括叶片前缘、中部与尾缘表面，其中叶轮内的监测点随叶轮同步旋转.具体设置情况如图3所示.

图3 泵内监测点设置Fig.3 Monitoring points in model pump

1.4 性能预测与分析

针对模型泵进行定常计算，模型泵设计工况下计算扬程H=50.77 m,水力效率ηh= 83.88%，水力效率在1.1Qd工况达到最大值，满足熔盐泵的设计要求.

2 结果分析

2.1 压力脉动特性

通过非定常计算提取监测点的压力脉动信号，采用量纲一的压力脉动系数Cp,保证计算结果可用来讨论实际工作介质的压力脉动能量特性.采用快速傅里叶变换(FFT)将计算所得时域信号转换为频域信号，其频谱分辨率为1.726 Hz.叶轮转速n、叶轮叶片数Zi与导叶叶片数Zd决定压力脉动基频，在导叶内基频为叶片通过频率fBPF=nZi/60，叶轮内基频为导叶通过频率fDPF=nZd/60[12].

图4给出了设计工况下叶轮叶片压力面监测点的压力脉动频谱图.由图可知，特征频率主要有动静干涉诱发的导叶频fDPF与轴频fR及其倍频；靠近叶片尾缘核心干涉区的测点IP3与IP6的fDPF幅值最大.除典型的特征频率外，在次级叶轮出现了复杂的低频激励信号，这与次级叶轮更紊乱的入流条件和复杂的非定常流动结构有关.考虑到导叶后半部分曲率较大，吸力面脱流可能性较大，对其吸力面的压力脉动特性重点考察.

图4 设计工况下叶轮压力面压力脉动频域图Fig.4 Pressure spectra at the impellers under design operation condition

图5所示为导叶吸力面压力脉动频谱图.由图可知，首级与次级频率特征相似，但次级主频幅值更大，且出现大量低频峰值信号；导叶前缘测点主频为叶频fBPF及其高倍频ifBPF，次频为fR～3fR等离散信号；靠近导叶尾缘动静干涉影响减弱，fBPF信号减弱，低频信号占主导.

图5 设计工况下导叶吸力面压力脉动频域图Fig.5 Pressure spectra at the diffusers under design operation condition

为考察不同位置与不同工况下的压力脉动频谱整体的变化特性，引入压力脉动系数的均方根值RMS

(1)

式中：Cp1为频段起始处压力脉动幅值；CpN为频段末端处压力脉动幅值；N为频段内频率取样个数.由图5可知，压力脉动特征频率集中于20fR以内，故对0～20fR频段内的压力脉动幅值进行均方根处理.

由图6a可知，两级叶轮与导叶对应位置压力脉动RMS值变化趋势相近，次级叶轮RMS值略大于首级；而前缘监测点IP1，IP4与IS1，IS4的RMS值远大于其他位置，这是由于流体进入叶轮后最先撞击叶片前缘，局部流动紊乱所致，与上述压力脉动频谱图中前缘监测点的复杂激励信号相对应.如图6b所示，导叶叶片表面监测点的RMS值随流量差异性比上述叶轮的更为明显，且导叶叶片两侧压力脉动均方根同样存在较大差异.在0.8Qd工况下的RMS值远大于其他工况，这充分说明小流量导叶内的流动更为复杂，导致压力脉动能量更大，且导叶吸力面中间位置RMS值远大于前缘与后缘，而压力面反而是前缘位置RMS值最大.在1.0Qd工况下，导叶压力面RMS值沿叶片表面流线先降低后上升，且变化趋势较小，吸力面尾缘RMS值相比于其他位置大幅增加.1.2Qd工况下，导叶压力面前缘RMS值较大，在吸力面RMS值沿流线增加，尤其在次级导叶尾缘大幅增加.因此，导叶内的压力脉动特征比叶轮内更为复杂，需结合内部非稳态的流动结构详加分析.

图6 泵内不同监测点的RMS值Fig.6 RMS of pressure pulsation at different points

2.2 非稳态涡结构

Q准则是基于速度梯度张量的不变量，广泛用于研究涡结构的演化[13].图7给出1/3个叶轮旋转周期T内导叶Ⅰ处瞬态Q准则演变过程与尾缘测点频谱特征.由图可知，t=0°吸力面后缘产生正向旋涡α1，t=60°负向涡团离开叶片表面，t=120°第1个正向涡团开始破碎耗散，第2个正向旋涡脱离叶片表面.由此正负旋涡结构依次产生、扩大、脱离导叶片表面，运动至下游耗散，并随时间重复，周期约为1/3T,频谱图中对应的涡脱频率为3fR.而涡β1产生于导叶尾缘，受到上游涡α1结构演变的影响，其演化过程更为复杂，其涡脱周期为1/3T～1/2T.

图7 1.0Qd工况1/3T内导叶Ⅰ处瞬态Q准则演变过程与尾缘频谱特征Fig.7 Q criterion contour evolution in 1/3T at design flow rate in diffuser I and spectrum at trailing edge

图8给出1/3叶轮旋转周期导叶Ⅱ流道内的瞬态Q准则演变过程与尾缘测点频谱特征，对比认为导叶Ⅱ内涡α2结构与涡β2结构演变过程与导叶Ⅰ内相似，涡脱周期相近.但由于次级流动不稳定性加剧，α2与β2涡团运动过程中存在拉长变形，旋涡尺度进一步增大，进而影响非定常压力脉动特性.由频谱图可知，导叶尾缘处动静干涉作用影响减弱，压力脉动低频信号幅值远大于fBPF处；另外对比不同位置，吸力面尾缘监测点幅值大于中央流道与压力面尾缘监测点，这与涡脱演化发生在吸力面附近有关.由于上游α涡团与尾缘β涡团在导叶出口相互碰撞作用，使其压力脉动离散频率集中在2fR～3fR.对比发现，次级导叶尾缘压力脉动低频段信号特征与首级相似，但频率为fR～3fR的低频峰值信号更为突出，认为是次级流动更为紊乱导致.

图8 1.0Qd工况1/3T内导叶Ⅱ处瞬态Q准则演变过程与尾缘频谱特征Fig.8 Q criterion contour evolution in 1/3T at design flow rate in diffuser Ⅱ and spectrum at trailing edge

根据设计工况的旋涡演化过程可知，两级导叶内的流动结构基本一致.因此，探究偏工况下的非稳态流动结构仅针对首级导叶展开.图9，10分别给出0.8Qd工况与1.2Qd工况下1/3T内导叶Ⅰ局部瞬态Q准则演变过程及导叶尾缘监测点压力脉动频谱特征.由图可知，与设计工况相比，α涡团脱离叶片表面位置发生改变，0.8Qd工况下涡团前移至吸力面中间位置，1.2Qd工况下后移至尾缘附近，其涡脱周期与设计工况接近，约为1/3T.与此同时，尾缘β结构的正负涡团间隔离开导叶压力面尾缘，但由于受到上游涡结构α的碰撞干扰，β涡团演化过程的规律性并不明显，大致的涡脱周期为1/3T～1/2T，离散频率区间为1/3fR～1/2fR.并注意到0.8Qd工况存在上游叶轮尾迹涡运动演变而来的γ涡，在t=T+0°时首次撞击导叶前缘，t=T+120°完成第3次碰撞，因此撞击涡γ的频率为6fR，与导叶压力面前缘压力脉动特征频率fBPF相对应.在1.2Qd工况下捕捉到涡结构χ，离开导叶前缘后分离为2束，分别为沿导叶压力面附近的正向涡街与流道中央的涡街，t=T+120°时刻已出现第3个涡团分离，因此分离涡χ周期为1/6T，其频率为6fR，与1.2Qd工况下尾缘压力脉动特征频率fBPF相对应.