液环泵作真空泵与压缩机工况下的内流场及外特性分析

2021-11-02张人会魏笑笑

兰州理工大学学报 2021年5期

张人会, 于淏, 魏笑笑

(兰州理工大学能源与动力工程学院, 甘肃兰州 730050)

液环泵是一种用来抽送气体的流体机械，由于其抽气量大、等温压缩等优点被广泛应用于石油、电力、化工及矿山等领域[1-3].它既可以作真空泵使用，又可以作压缩机使用，同一型号的液环泵经常被用于真空泵或压缩机不同的工况.但对于液环式压缩机还没有较为成熟的设计理论，通常是按照液环真空泵来设计，并按照两个工况间的性能关系进行选型.目前对液环真空泵、液环压缩机都有大量的研究:黄思等[4]对液环泵内部流动特性进行数值模拟研究，分析了液环泵内部气液两相流场结构特点;张人会等[5]针对液环真空泵内非稳态的气液两相流动问题，采用VOF模型对液环泵内部流场进行数值模拟，详细分析了泵内流场气液分界面变化与泵外特性之间的关系;Qiu等[6]开发了一套实时监测液环真空泵运行状态的监测系统，提升了泵运行的效率及稳定性;Zhang等[7]探索了液环泵轴向间隙对液环真空泵内流场与外特性的影响;Zhang等[8,9]采用高速摄像方法研究了液环泵内气液两相流动结构及其水力激振机理;Teteryukov[10]研究了液环泵壳体形状对性能的影响，发现非圆柱形壳体的性能要优于圆柱形壳体;BANNWARTH[11]通过实验分析得到液环泵在不同工作液温度下的抽气量经验公式.对液环压缩机国内外相关研究人员也做了大量的研究工作:Noskina等[12]通过实验研究工作介质的密度和黏度对液环压缩机性能的影响;黄思等[13,14]通过理论分析方法推导出液环压缩机吸气量、轴功率及效率等性能参数的预测模型;蒋利杰[15]研究了排气口单向阀对液环压缩机性能的影响.目前对同一台液环泵在做真空泵与压缩机时内部流场特征关系及性能参数关系尚未有相关分析.

本研究采用数值模拟方法和实验方法相结合,研究2BE型液环泵在真空泵与压缩机工况下的内部气液两相流场及外特性，对比分析内流场和水力性能在两种工况下的相关性，期望为液环压缩机的设计及选型提供一定的理论支撑.

1 计算模型和实验装置

1.1 液环泵模型

选取2BE型液环泵为研究对象，其参数如表1所列.

液环泵三维造型如图1a所示，计算域包括叶轮、泵壳体、吸气段及排气段.采用ICEM对计算域进行网格划分，如图1b所示.整个计算域均采用结构化网格, 计算域六面体网格尺寸均匀过渡，进行网格无关性检验，液环真空泵进口真空度随网格数变化如图2所示.综合考虑计算精度和计算量，最终确定网格总数为250万.

图1 三维计算域与网格Fig.1 3D Computational domain and grid

图2 网格无关性检验Fig.2 Grid independence test

1.2 数值方法和边界条件

由于液环泵内为具有自由界面的气液两相流动，所以本研究采用VOF气液两相流模型对液环泵内气液两相流动进行非稳态数值模拟.选取时间步长为1×10-5s，选用标准RNGk-ε湍流模型、PISO算法耦合压力速度场.固壁采用无滑移壁面边界条件，在近壁区采用标准壁面函数，采用滑移网格方法处理旋转的叶轮转子与静止的壳体之间数据传递.压缩机工况与真空泵工况下均采用压力进口和压力出口边界条件，补液管路的补液流量是0.75 m3/h，由于非稳态数值模拟的收敛及采样时间较短，故暂不考虑补液管液体进口流量对系统的影响.

1.3 实验装置

搭建液环泵内流动及外特性测试实验台，如图3所示，实验系统包括电控柜、液环泵、进口管路、排出管路、压力传感器及数据采集系统.进口管路上设有流量计、进口调节阀、压力传感器等，进口压力传感器测量范围为-100～0 kPa，精度为0.5%.出口管路上设有气液分离罐、压力传感器等，出口压力传感器测量范围为0～0.6 MPa，精度为0.5%.在液环泵壳体沿圆周方向均匀布置4个高频压力传感器，压力传感器型号为CY100，精度为±0.25%，量程为0～0.8 MPa，采样频率为10 kHz，采用TST5204动态信号采集仪采集数据.补液管直接接到自润滑轴承的端部，一方面可以对轴承进行润滑，另一方面可以补充泵内的水量，带走部分由水力损失而产生的热量.

图3 液环泵实验系统Fig.3 Experimental system of liquid ring pump

进行真空泵实验时由进口管路的阀门调节不同的进口真空度和流量，出口管路阀门全开.进行压缩机实验时进口管路阀门全开，由气液分离罐顶部的阀门来调节出口压力.由进口管路上的流量计测量泵的流量，转速及功率采用电测法直接由变频电动控制柜直接测得，压力传感器信号由数据采集仪传送至计算机.

2 数值模拟和实验结果分析

2.1 真空泵与压缩机工况的外特性分析

分别进行液环泵的真空泵与压缩机性能实验，两种工况下泵外特性实验结果和数值模拟结果对比如图4和图5所示.真空泵工况下随着进口真空度的减小(进口压力增大)，流量逐渐增大；压缩机工况下随着出口压力的减小，流量逐渐增大.由于数值模拟过程中未考虑叶轮与壳体间的轴向间隙，即轴向间隙内从排气区高压端向吸气区低压端的泄漏和从叶片工作面向叶片背面的泄漏没有考虑，所以数值模拟的流量和效率曲线均大于实验值.

图4 真空泵工况下性能曲线Fig.4 Performance curve of vacuum pump conditions

图5 压缩机工况下性能曲线Fig.5 Performance curve of compressor conditions

由于液环真空泵与液环压缩机的有效功计算公式为Pe=p1qV1ln(p2/p1)，有效功与进出口压比的自然对数成正比，所以为方便两种工况下的内流场及外特性进行对比分析，对于真空泵与压缩机，统一采用进出口压比σ来表示不同工况，σ定义为

(1)

式中：σ为压比；p2为出口压力，Pa；p1为进口压力，Pa.

定义真空泵与压缩机工况下的体积流量比kq及效率比kη为

(2)

式中：qp为真空泵工况流量，m3/h；ηp为真空泵工况效率；qc为压缩机工况流量，m3/h；ηc为压缩机工况效率.

对比真空泵与压缩机体积流量比-压比和效率比-压比的性能曲线如图6所示.相同的进出口压比情况下，压缩机工况的效率明显大于真空泵工况的，且效率比随着压比的增大逐渐下降.低压比工况下，真空泵与压缩机体积流量相近，但体积流量比随着压比的增大整体也呈下降趋势.

图6 体积流量比及效率比随进出口压比的变化曲线Fig.6 Flow rate ratio and efficiency ratio vary with the pressure ratio

2.2 真空泵与压缩机工况下的内流场对比分析

2.2.1相态场、速度场和压力场分布特性对比

图7和图8分别为压缩机与真空泵工况下不同压比时的相态分布图.总体上看，压缩机工况与真空泵工况下泵内的相态分布基本一致，气液两相流在叶轮的旋转作用下呈完全分离状态，在壳体内壁形成近似等厚度的液环.由于叶片工作面与背面存在压差，所以叶片工作面与背面的气液分界面不在同一半径处.工作面压力高，其气液分界面半径相对较小；叶片背面压力低，分界面的半径较大，整个气液分界面呈锯齿形.高压比时真空泵工况的气液分界面的稳定性优于压缩机工况的，压缩机工况下有大量的气体浸入液环区.

图7 压缩机工况下叶轮中间截面的相态分布

图8 真空泵工况下叶轮中间截面的相态分布Fig.8 The phase distribution of the impeller meridian plane under vacuum pump conditions

图9和图10分别为压缩机工况和真空泵工况下叶轮轴向中间截面上的绝对速度分布云图.可以看出，压缩机工况及真空泵工况下的速度分布规律基本一致，壳体内右侧吸气区介质流出叶轮的流速大于左侧压气区介质进入叶轮的流速.在排气口始端出现局部的高速回流区，随着压比的增大回流逐渐增强，且同压比下压缩机排气口回流强度弱于真空泵的.

图9 压缩机工况下叶轮中间截面的速度分布Fig.9 The velocity distribution of the impeller meridian plane under compressor conditions

图10 真空泵工况下叶轮中间截面的速度分布Fig.10 The velocity distribution of the impeller meridian plane under vacuum pump conditions

图11和图12为不同压比下液环真空泵与液环压缩机工况下中间截面的湍动能分布图.湍动能值较大区域集中在两工况下的排气口位置，这主要是由于高速回流导致流动不稳定，从而造成大量流动损失.从图中可以看出在相同压比的情况下真空泵工况湍流强度分布整体大于压缩机工况下的.

图11 压缩机工况下叶轮中间截面的湍动能分布Fig.11 The turbulence kinetic energy distribution of the impeller meridian plane under compressor conditions

图12 真空泵工况下叶轮中间截面的湍动能分布Fig.12 The turbulence kinetic energy distribution of the impeller meridian plane under compressor conditions

图13和图14为叶轮中间截面上的相对速度流线图.可以看出,在排气区和过渡区叶轮内存在大量的旋涡二次流.两种工况下叶轮内二次流区域随着压比的增大而增大，且压缩机工况下的旋涡二次流明显要强于真空泵工况下的.

图13 压缩机工况下叶轮中间截面的流线分布Fig.13 The streamline distribution of the impeller meridian plane under compressor conditions

图14 真空泵工况下叶轮中间截面的流线分布Fig.14 The streamline distribution of the impeller meridian plane under vacuum pump conditions

图15和图16为液环泵内叶轮轴向中间截面上的压力分布云图.总体上压缩机工况与真空泵工况内流场压力分布规律基本一致，在气液分界面存在较大的压力梯度，沿径向方向压力逐渐增大，沿圆周方向由吸气区到压气区压力逐渐增大，在压气区末端壳体内壁区域压力最大.由于真空泵工况出口压力为大气压，而压缩机工况下进口压力为大气压，所以总体上压缩机工况下泵内压力分布整体大于真空泵工况的.

图15 压缩机工况下叶轮中间截面的压力分布Fig.15 The pressure distribution of the impeller meridian plane under the compressor conditions

图16 真空泵工况下叶轮中间截面的压力分布Fig.16 The pressure distribution of the impeller meridian plane under vacuum pump conditions

随着压比的增大，由于压缩机出口压力逐渐增大，所以排气区壳体内壁压力随压比增大显著增大；而真空泵工况下排气口均为大气压力，故排气区壳体内壁压力随压比变化不明显.真空泵工况下，吸气区壳体内壁压力随着压比的增大略有降低，同样压比σ从2.3增大到4.93时，真空泵工况下吸气区壳体压力变化远小于压缩机排气区壳体内壁压力变化量.这是因为同样的压比σ变化下，压缩机出口压力从233.2 kPa增大到500 kPa，而真空泵进口压力从44.0 kPa减小到20.6 kPa.压缩机出口压力相对增量远大于真空泵工况进口压力的变化量.

2.2.2压力脉动特性对比分析

采用数值模拟和实验测试相结合的方法对液环泵内压力脉动特性进行分析.在液环泵壳体上装4个高频压力传感器，如图3所示，其位置为图17中4点P2、P6、P8、P12.数值模拟时对壳体内部压力进行监测，监测点P1～P12.其中，P1处于过渡区，P2～P6处于吸气区，P7、P8处于压缩区，P9～P12处于排气区.待数值模拟收敛后，保存叶轮旋转一周各时刻的流场数据进行非稳态分析.

图17 泵壳体压力脉动监测点Fig.17 Monitoring points for pressure fluctuation in pump casing

采用压力系数对监测点的压力进行无量纲化处理，压力系数CP定义为：

(3)

对数值模拟和实验测试的压力系数CP进行频域分析.图18和图19分别为σ=3.27时压缩机与真空泵工况下，壳体内壁压力系数频域特性的数值模拟和实验结果的对比.

图18 压缩机工况下壳体压力脉动的实验和数值模拟对比Fig.18 Comparisons of pressure fluctuations between numerical simulation and experimental under compressor conditions

可以看出，在压缩机与真空泵工况下，P2、P12点的数值模拟和实验结果的一阶主频均为叶频(433.8 Hz)，P6、P8点的数值模拟和实验结果一阶主频为轴频(24.1 Hz)，P6、P8点的叶频幅值明显低于P2、P12点.壳体内壁压力系数数值模拟的频域分布特征与实验结果基本一致，数值模拟的压力系数幅值整体大于实验值.由图19可知真空泵工况下，壳体压力脉动频域特性的数值模拟和实验测试结果基本一致，真空泵工况下的频域特性与压缩机工况下的频域特性基本一致.

图19 真空泵工况下壳体压力脉动的实验和数值模拟对比

图20和图21为压缩机与真空泵工况下壳体内壁各监测点数值模拟的压力系数频域特性对比分析.可以看出,液环泵壳体内壁压力的频域特性沿圆周方向存在明显的分区特征，在各压比工况下，P1～P3点的一阶主频均为叶频，P4～P8点的一阶主频为轴频，P9～P12点的一阶主频均为叶频.由于液环泵叶轮是偏心安装于壳体内，所以从吸气区开始沿叶轮旋转方向，叶轮内的液相区逐渐减小，叶轮出口的尾迹强度逐渐减小，叶轮内二次流强度也逐渐减小，由此引起壳体内叶频脉动幅值逐渐减小，P4～P8点的一阶主频表现为轴频.在排气区，P9～P12与P1～P8的变化趋势相反，叶轮内液相区域面积逐渐增大，叶轮内二次流逐渐增强，壳体内壁压力脉动幅值逐渐增大.

图20 压缩机工况下壳体各监测点压力脉动频域特性的数值模拟结果 Fig.20 Numerical simulation of pressure fluctuation in frequency domain for the monitoring points under the compressor conditions

图21 真空泵工况下壳体各监测点压力脉动频域特性的数值模拟结果 Fig.21 Numerical simulation of pressure fluctuation in frequency domain for the monitoring points under the vacuum pump conditions

在各压比工况下，压缩机工况的压力脉动幅值均大于真空泵工况的.随着压比的增大，压缩机工况下的压力脉动幅值明显增大，而真空泵工况下压力系数幅值变化不明显.

采用标准差来统计真空泵与压缩机在不同压比工况下壳体各监测点数值模拟的压力脉动信号，得到压力脉动幅值随角度θ的变化曲线，如图22所示.可以看出，从60°～210°的吸气区和压缩区内的压力脉动幅值较小，压缩机工况下泵体各点压力脉动幅值总体上大于真空泵工况下的，尤其在240°～360°的压缩区和360°～30°的过渡区，压缩机工况下泵体压力脉动幅值急剧增大.该压力脉动幅值变化规律与图13和图14所示的叶轮内二次流强度分布一致，二次流强度越大则壳体压力脉动幅值也越大，因此叶轮内二次流和叶轮尾迹是影响泵壳体压力脉动的重要因素.