多相混输泵动叶轮流道内气相分布规律研究

2021-07-14史广泰叶勋云刘宗库

西华大学学报（自然科学版） 2021年4期

史广泰，叶勋云，刘宗库

（1.西华大学流体及动力机械教育部重点实验室，四川成都 610039；2.西华大学能源与动力工程学院，四川成都 610039）

在实际油气输送过程中，由于普通泵和压缩机的工作范围已不能满足高油气比的工况，因此多相混输泵应运而生。该泵能够从油井中直接采出含有油、气、水及各种杂质的多相混合物并完成集输，大大降低了基建成本，目前已成为各国关注的焦点[1−2]。目前，在工业应用中比较成功的混输泵类型主要有双螺杆式和螺旋轴流式两种，其中螺旋轴流式混输泵因其结构紧凑、排量大、对流体中固体颗粒不敏感等优点，被认为是深海油气混输设备的理想选择，同时也是近几年研究的热点[3−4]。而关于泵内两相流动又是关系到气液输送的核心问题，因此大量学者针对其进行了相关研究。

马希金等[5]在不同含气率下对油气混输泵内部流动进行数值模拟，研究表明在纯水工况下，叶片倾斜对扬程的影响较大且轴流式油气混输泵的最佳叶片倾斜角范围为−4°～0°。史广泰等[6]对叶轮叶片压力载荷随含气率以及流量变化的规律进行了探讨，发现当流量一定时，随着含气率的升高，混输泵叶轮叶片工作面和吸力面压力载荷逐渐升高，且小流量工况叶片压力载荷受含气率变化的影响程度要大于大流量工况。刘清[7]在设计流量下对三级油气混输泵内的全流场瞬态流动特性进行了研究,并分析了压力脉动时域和频域。马希金等[8]以自主研制的YQH-100 油气混输泵为研究对象,对油气混输泵不同导叶叶片数及不同含气率时的内部非定常流场进行了数值计算，发现随着导叶叶片数的增加,油气混输泵的扬程下降趋势逐渐变缓。史广泰等[9]研究发现气体越集中的位置也是介质流动越不均匀的位置，另外级间动静干涉作用、流动的不均匀性以及较大旋涡的出现均会导致湍流强度和湍流耗散程度的增加。张金亚等[10]对3 种改进叶轮在入口含气率分别为60%与80%下的流场进行了数值模拟，发现3 种措施均能改善液相流体在叶轮内的流线分布，增强气液混合程度，同时改进叶轮内最高含气率均低于原型叶轮。张文武等[11]研究发现不同进口含气率下叶轮流道内的气体主要聚集在叶轮出口轮毂处的吸力面附近且随着进口含气率的增加，气体在该处的聚集程度增强。余志毅等[12]基于细泡状流动假设，通过分析流域的含气率及两相速度矢量分布，探讨了混输泵内气液两相非定常流动特性。黄思等[13]采用双流体湍流模型计算螺旋轴流式叶片泵内高含气状态下的三维气液两相流场，研究发现离心力的作用使叶轮内液相主要在轮缘附近流动，而气相则聚集在轮毂附近。马希金等[14]对轴流式油气混输泵半螺旋形吸入室在不同含气率时的流场进行了模拟，分析了气体积聚和旋涡形成的原因。余志毅等[15]假定混输泵叶轮内为泡状流动，分析水气混合工况下的流场分布特点，研究表明混输泵叶轮流道采用较小的径向尺寸差能较好地避免离心力所引起的气液分离，防止气堵现象的发生。马希金等[16]对油气混输泵半螺旋形吸入室在不同含气率下的流场进行了三维模拟分析，模拟结果显示流场速度变化较为均匀，表明这种半螺旋形吸入室作为混输泵的吸入室是合适的，只是在隔舌处会发生漩涡，出现气体滞留现象。

通过以上文献分析可知，对多相混输泵内两相流动已有学者做了大量的研究工作，但是对于多相混输泵压缩级内气相体积分数的定量分析却很少涉及，同时由于对混输泵内气液两相流动机理的研究还并不成熟，因此对于混输泵内气液两相分布规律还有待进一步探究。鉴于此，本文基于标准k-ε湍流模型，采用Fluent 软件在进口含气率为30%的工况下对混输泵内两相流态进行研究，得到了不同压缩级动叶轮进口到出口的气相分布曲线，并分析了不同叶高下的相态分布规律，旨在为提高多相混输泵输送效率及运行稳定性提供参考。

1 研究对象

本次模拟选用三级轴流螺旋式油气混输泵作为研究对象，其主要过流部件包括螺旋型吸入室、动叶轮、静叶轮以及压出室，主要参数为：设计流量Q=100 m3/h，扬程H=85 m，设计转速n=3000 r/min，电机功率P=55 kW，具体的计算域模型如图1所示。

图1 三级轴流式油气混输泵全流道模型

2 研究方法

2.1 网格划分

采用数值方法对泵内流态进行模拟，首先需要将控制方程在计算域上进行离散，而离散就需要使用网格。本次模拟采用通用的前处理软件ICEM对计算域进行网格划分，考虑到动叶轮和静叶轮为泵的核心部件，为了精准捕捉内部流态，对其进行结构网格划分，同时对压缩级上下游部件，即吸入室和压出室进行非结构化网格划分。为了保证模拟精度，均对其关键部位进行加密处理。考虑到服务器的性能和计算成本，进行网格无关性验证，最终在计算中使用的总网格数为400 万左右，动叶轮和静叶轮网格如图2 所示。

图2 动叶轮和静叶轮网格

2.2 湍流模型

本次数值模拟采用标准的k-ε模型，其由湍动能k和湍动耗散率ε两个方程模型组成。

k方程：

式中：Gk为由平均速度梯度引起的湍动能k的产生项；c1ε、c2ε、Cμ均为经验常数；μt为湍动黏度；ui为时均速度；ρ为流体密度；σε、σk分别为湍动能k和湍动耗散率ε对应的普朗特数，且对于经验常数σε、σk、Cμ均采用单相流中的取值，即σε=1.314，σk=1.0，Cμ=0.09。

2.3 边界条件设置

多相混输泵内部流动为复杂的三维湍流状态，数值求解时选用标准的k-ε湍流模型，工作介质选用空气和水，并在吸入室入口采用速度进口边界条件并设置气体体积分数，而在压出室出口设置压力出口边界条件。壁面设置为光滑无滑移壁面，参考压力为101325 Pa，计算收敛精度设为10−5。

3 结果分析

3.1 不同压缩级动叶轮0.1 倍叶高处进口到出口气相体积分布规律

图3 为不同压缩级动叶轮叶片压力面0.1 倍叶高处进口到出口的含气率分布。由图3 可知，在首级动叶轮叶片压力面0.1 倍叶高(轮毂)的气相体积分数最大，特别是在进口段的气相体积与次级和末级的气相体积相差较大，同时发现在首级、次级和末级叶轮压力面中间附近位置气相体积分数均出现了极值。这是由于该位置压力分布出现了局部的低压区，进而导致气相在此位置出现了小范围的聚集现象。此外，还可以看出在次级和末级动叶轮叶片压力面上的气相体积分数基本相同。

图3 不同压缩级动叶轮叶片压力面0.1 倍叶高处进口到出口的含气率分布

图4 为不同压缩级动叶轮叶片吸力面0.1 倍叶高处进口到出口的含气率分布。由图4 可知，在不同压缩级动叶轮0.1 倍叶高叶片吸力面从进口到出口的气相体积分数基本相等。结合图3 和图4可知，在叶片0.1 倍叶高处只有首级动叶轮叶片压力面上的气相体积分数最大。

图4 不同压缩级动叶轮叶片吸力面0.1 倍叶高处进口到出口的含气率分布

3.2 不同压缩级动叶轮0.5 倍叶高处进口到出口气相体积分布规律

图5 为不同压缩级动叶轮叶片压力面0.5 倍叶高处进口到出口的含气率分布。由图5 可知，在不同压缩级动叶轮0.5 倍叶高叶片压力面从进口到出口的气相变化过程中，首级动叶轮叶片压力面上的气相体积分数最大，但与0.1 倍叶高处压力面不同的是：在0.1 倍叶高处压力面的中间位置有突变，而在0.5 倍叶高处压力面上气相体积的变化相对较为平缓，且在0.1 倍叶高处压力面进口段的气相体积分数与次级和末级的气相体积分数相差较大，而在0.5 倍叶高处压力面进口段的气相体积分数与次级和末级的气相体积分数相差相对较小。

图5 不同压缩级动叶轮叶片压力面0.5 倍叶高处进口到出口的含气率分布

图6 为不同压缩级动叶轮叶片吸力面0.5 倍叶高处进口到出口的含气率分布。由图6 可知，在不同压缩级动叶轮0.5 倍叶高叶片吸力面从进口到出口气相变化过程中，首级动叶轮叶片吸力面上的气相体积分数比次级和末级大，这与图4 的分布规律相差较大。可见在0.5 倍叶高处叶片吸力面上的气相体积分数在不同动叶轮上的分布情况将发生变化。

图6 不同压缩级动叶轮叶片吸力面0.5 倍叶高处进口到出口的含气率分布

3.3 不同压缩级动叶轮0.9 倍叶高处进口到出口气相体积分布规律

图7 为不同压缩级动叶轮叶片压力面0.9 倍叶高处进口到出口的含气率分布。由图7 可知，在不同压缩级动叶轮叶片压力面0.9 倍叶高(轮缘)处，各动叶轮叶片压力面上的气相体积分数基本相等。对比图3、图5 和图7 可以发现从轮毂到轮缘首级动叶轮叶片压力面上的气相体积分数与次级和末级动叶轮叶片压力面上的气相体积分数的差值逐渐减小。

图7 不同压缩级动叶轮叶片压力面0.9 倍叶高处进口到出口的含气率分布

图8 为不同压缩级动叶轮叶片吸力面0.9 倍叶高处进口到出口的含气率分布。由图8 可知，首级动叶轮叶片吸力面0.9 倍叶高处的气相体积分数小于次级和末级动叶轮叶片吸力面上的气相体积分数，而从中间位置开始，首级动叶轮叶片吸力面上的气相体积分数大于次级和末级动叶轮叶片吸力面上的气相体积分数，且从进口到出口次级动叶轮上的气相体积分数基本等于末级动叶轮上的气相体积分数。结合图4、图6 和图8 可以发现从轮毂到轮缘首级动叶轮叶片吸力面上的气相体积分数与次级和末级动叶轮叶片吸力面上的气相体积分数的差值逐渐增加。