文摘

预测振动条件下,生成机制,和行动的压力脉动和径向力,计算流体动力学(CFD)的一项研究深海电动提升泵的操作在不同的非设计工况条件下进行。压力脉动的时域和频域响应在不同监视点和叶轮的径向力分布。压力脉动特征差异第一阶段和第二阶段被观察到。径向力的变化规律及其影响因素在不同流速进行了讨论。目前的调查显示动静干涉引起的流场相互作用不均匀,导致不均匀的压力分布和压力脉动,合并后产生径向力波动的影响。通过模拟获得的参数包括头、效率和能力,可以反映泵的水力性能,与实验结果吻合较好;因此,仿真模型的准确性和计算方法的验证。这项研究提供了一个改善的基础结构和电动提升泵的可靠性。

1。介绍

深海多金属结核等含有丰富的矿产资源cobalt-rich结节、热液硫化物。(1]。与陆地矿产资源的枯竭,海底矿产资源的开发和利用已成为一个热点话题在国际社会2,3]。电动提升泵是深海采矿系统的关键设备,用于把矿产资源从海底采矿船在海面;它被称为“心”的升力系统4]。中国自主研发的电动提升泵是一个多级离心泵,主要过流部件是叶轮和扩压器。由于特殊的操作环境和需求,conventionalpump设计方法不能满足电动提升泵的设计要求。因此,电动提升泵设计在中国采用增加流量的方法扩大的流道叶轮,大颗粒结节可以顺利通过5]。然而,由于增加流量的使用方法,设计泵的流量点偏离额定流量点;因此,一个非设计工况条件下的泵运行。泵偏离设计状态时,叶轮的流体分布并不均匀,在设计条件下,导致泵动态不稳定,和力作用在叶轮上变得更加复杂。此外,旋转叶轮之间的相对运动和静止的扩散器,和圆周运动介质流的扩散器,在非设计工况条件下可能导致的压力迅速随时间波动,导致压力脉动(6]。压力脉动可能导致径向力波动,这将引起振动和疲劳导致轴承和密封(7]。泵出口压力脉动也可能导致解除管道共振,从而严重影响深海采矿的安全。因此,研究流场的压力波动和径向力电动提升泵不仅可以掌握压力波动的特点和泵的径向力,而且有效防止失败引起的压力波动和径向力。

研究离心泵的压力脉动特性和径向力主要包括两种方法:测试和数值计算。因为成本高,很难用实验手段来监控压力脉动和径向力泵(特别是在旋转叶片)。相比之下,与CFD技术的发展,计算流场内部液压的参加者现在已经发展成一个完整的三维(3 d)粘性和不稳定阶段,并取得了相当深入的研究结果。冈萨雷斯et al。8)数值研究了离心泵的压力波动特性,通过实验验证了数值模拟的可行性。郭和Okamoto9李,et al。10),冯et al。11周],et al。12),杜邦et al。13施,和冢本14研究压力脉动和离心泵径向力。结果表明,压力脉动是由动静干涉作用造成的。姚(15),西班牙语等。16],Jaatinen et al。17)调查的扩压器流场的影响在泵的内部流场,发现离心泵主要是受动静干涉作用的影响。元,倪(18]研究了时钟对压力波动的影响在非设计工况条件下离心泵的影响,得出的结论是,扩散器时钟在离心泵的压力脉动强度更加明显。索利斯et al。19]在旋转叶轮地区流动特性进行了研究,得出的结论是,压力波动频率正是叶片频率下不同的流率。每et al。20.)进行数值计算预测离心泵的径向力与不同的叶轮外径和比较实验结果的计算结果,显示良好的协议。地方行政区域等。21]研究了离心泵叶轮的径向力分布使用理论,数值和实验方法,得出径向力nondesign条件下比在设计条件下。冈萨雷斯et al。22]研究了叶轮的径向力特征不同舌间隙条件下,发现差距的变化在舌头在径向力有很大的影响。杨et al。23]研究了离心泵的径向力,发现叶轮的径向力分布并不均匀,和叶轮的相变是不稳定的。

上述工作压力波动和径向力的离心泵主要集中在单级离心泵或多级离心泵的一个阶段。关于旋转叶轮之间的干涉现象的研究和静态扩散器在多级离心泵是不够全面,和舞台,舞台上的影响并不认为,导致不足的理解整个泵的内部流动特性。此外,到目前为止,已经有有限的研究关于深海电动提升泵,特别是研究压力脉动特性和nondesign条件下径向力和之间的交互阶段的特点。

在这项研究中,三维非定常流场计算两级电动提升泵。在水力性能测试,验证了CFD模型被用来预测压力脉动和多级电动提升泵的径向力。压力脉动在第一阶段和第二阶段相比,和径向力的变化规律及其影响因素在不同流动条件下进行了讨论。目前的工作可以为进一步的研究提供一个理论基础的瞬态特性和结构优化深海电动提升泵。

2。数值方法

2.1。计算模型

一个两级电动提升泵被选为计算模型。根据1000的要求飞行员海洋测试系统由中国海洋矿物资源研究开发协会(中国大洋协会),电动提升泵的额定流量是420米³/ h,结节的密度是2000公斤/米³的最大粒子大小结节是20毫米。允许粗粒子顺利通过电动提升泵,增加流量的方法应用于设计泵,它可以扩大流动通道;然而,这种方法会导致流设计点是在额定操作点。旋转的速度n1450 rpm,设计流量问是800米³/小时,单级的头H40米。两级起重电动机泵的总体结构如图1。一个二维(2 d)的电动提升泵阶段如图2。规范和主要几何参数如表所示1。

2.2。模拟域和网格生成

3 d建模进行两级电动提升泵使用Pro / E。为了避免进气涡流的影响区流场和流速,增加了部分的入口管在叶轮进口;考虑的影响扩散器出口的出口边界条件和收敛性,增加了出口管的扩散器出口。模拟域如图3。

进气管的网格、叶轮、扩散器,放电管ICEM使用商业软件ANSYS 18.0生成模块。促进离散方程的收敛性和更准确地解决压力梯度,网格创建的所有组件使用六面体的细胞,如图4。改善健康的网格,网格在壁面区局部精制。剪切应力满足要求的运输(SST)k- - - - - -ω湍流模型,Y+值保持在1.0附近按照建议的文献,和良好的数值分辨率是确保在边界层24]。网格独立验证的两级电动提升泵模拟考虑执行表中列出的六水平的网格加密2。提高计算效率没有降低计算精度,额定流量点的不到1%被用作网格独立验证的指标(25,26]。如表所示2时,波动小网格的数量大于520万。考虑到计算机的配置和计算时间,不同组件的网格数量如下:叶轮,1012468;扩散器,1365458;进口和出口,261217年。

2.3。监视点

分析压力脉动特征,不同的监测点设置在相邻的压力面和吸力面流动通道叶轮叶片的第一阶段,分别如图5(一个)。图5 (b)显示了监视点扩散叶片,从中可以看出,监视点D₁₁,D₁₂,D₁₃,D₁₄,D₁₅沿着流动方向设置。同样,监视点将相同的位置在第二阶段有较低的角落“2”。

2.4。控制方程

Reynolds-averaged n - s方程是申请电气提升泵内流场的计算如下(27]:(1)连续性方程: (2)动量方程: 在哪里μ动态粘滞度,F_我源项,k是湍流动能,μ_t是湍流粘度。

2.5。边界条件和解决方法

入口边界设置为总压强的参考压力1 atm和动荡的密度的入口设置为5%;出口设置为质量流量。叶轮在旋转坐标系中计算multicoordinate系统,和其余的流动通道在静止坐标系中计算。对海温k-ω湍流模型结合的优点k- - - - - -ω湍流模型和k- - - - - -ε在边界层湍流模型计算和具有良好的计算精度,所显示Ofuchi。因此,它被选为这个工作的计算模型(28,29日]。非定常计算,动态和静态组件使用瞬态耦合动静干涉法和稳定计算结果作为初始条件不稳定计算。控制方程在空间上基于有限体积离散方法。时间离散采用二阶全隐格式。不稳定的时间步长设置为4.597×10⁻⁴年代,改变对应4°角叶轮的旋转。精度分析,10个周期计算,最后一个周期的数据进行了分析。收敛性判据是设置为10⁻⁵。

3所示。实验验证

验证计算精度,头,权力,和两级电动提升泵的效率在不同流速数值预测,与相应的实验结果。完整的水力性能实验进行了两级电动提升泵试验台,如图6。测试设备、条件、方法和数据都是按照需求的验收测试回转动力泵的水力性能GB / T 3216 - 2016 (30.]。

测试装置主要由电动提升泵,测试管道和管道稳定。测试仪器是由电磁流量计、压力变送器、液压机械综合测试仪。工作点的变化实现了通过调整打开调节阀的出口管道。泵是每分钟1450转的速度进行测试。

图7显示了数值结果和实验结果之间的比较在不同的流率。仿真值与实验值的总体趋势一致。具体来说,泵通过数值模拟获得的头略高于通过实验,和相对误差(相对误差的比例是模拟值和实验值之间的差异,实验值)没有超过4.5%,而设计流程是3.1%;然而,小流点的模拟效率略高于实验值,和相对误差不大于10%,而设计流程点是2.9%。因此,可以得出结论,数值方法和模型可以准确预测液压电动提升泵的性能特点。可以验证其正确性,并提供一个保证进一步调查关于压力波动和叶轮径向力。

4所示。结果

4.1。压力脉动

在实际工业应用中,由于叶轮高速旋转和扩散是静止的,所谓的动静干涉作用的现象发生,这是在泵的压力脉动的主要原因。额定流量,静态压力分布z本节= 170毫米(叶轮出口的位置和扩散器入口)与不同的时间步骤如图8。结果表明,由于转子和定子之间的交互,附近的叶轮叶片扩压器叶片,叶轮叶片的边缘的静压和相应的通道显著增加,导致一个静态压力分布不均。这些波动压力的共同作用产生流体的径向力波动。因此,研究流体径向力在泵内,泵内的压力脉动需要分析。

分析了压力脉动,压力脉动系数是用来测量压力脉动的大小如下: 在哪里P静态压力监测的位置,平均压力在一个旋转的叶轮,ρ是水的密度,u叶轮出口的圆周速度。

数据9(一个)和9 (b)表明,压力脉动的监视点叶轮在第一级叶轮周期。叶轮叶片扫扩散叶片时,有一个显著的叶轮压力波动。四个相似波形出现在一个周期,等于扩压器叶片的数量。从叶轮进口到出口压力脉动逐渐增加,压力脉动激励是叶轮出口。叶轮出口速度更高的媒介和交流能量扩散器入口,导致最大的压力脉动振幅发生在叶轮出口。图9表明,监视点P₁₁,年代₁₁,P₁₂,年代₁₂叶轮入口附近有两个波谷,表明进口压力不是很稳定。比较数据9(一个)和9 (b)可以看出,压力脉动强度的叶片压力面大于吸力面。

图9 (c)显示了压力脉动时域监视点的扩散。有三个类似的压力波形在一个周期中,有两个监视点的山峰D₁₁在扩散器入口附近,表明扩压器进口压力不稳定主要是因为旋转叶轮产生轴向脉动频率固定的扩散器,也就是说,动态和静态叶轮和扩压器之间的耦合导致压力脉动。扩散器入口附近的压力波动比其他更严重的位置。压力脉动振幅从入口到出口的扩散逐渐减少,这表明叶轮出口和扩压器进口压力脉动的主要激励源;脉动激发不断减弱,因为它远离叶轮和扩压器之间的边界。

图10显示了监视点的时域图在第二阶段。在第二阶段,在第一阶段流道周期性地变化。叶轮的脉动系数的振幅逐渐增加从叶轮入口到叶轮出口,而扩散从进口到出口逐渐减少。然而,压力脉动的振幅系数每个监测点在第二阶段比第一阶段,表明第二阶段的流道的影响不仅通过自己的动静干涉作用,而且在前一期流道;因此,激励是叠加的。

进一步分析叶轮和扩压器的压力脉动,快速傅里叶变换应用于显示不稳定压力特性在频域。方程(4)是用来计算叶片通过频率f_ib如下: 在哪里n是速度和Z叶片数。

叶轮转速1450 r / min,叶轮的频率f_我24赫兹,叶轮叶片频率f_ib是72赫兹。数据(11日)和11 (b)表明,脉动信号的主要频率的监视点96 Hz的叶轮具有相同的价值,也就是说,叶轮的4倍频率正好等于扩压器叶片的数量。这一现象表明,叶轮中的压力脉动的频率密切相关,叶轮和扩压器叶片的数量。图11 (c)显示的主要频率脉动激励在监视点扩散器是72 Hz,这是与叶轮叶片频率一致。

的压力脉动频率的内部监控分二次扩散器是一次性的f_ib,这是类似于第一阶段的扩散器的频域分布。然而,在二次扩散器,每个监测点压力波动也明显在2次f_ib和3次f_ib,如图12 (c),主要是因为二次扩散不仅影响二级叶轮的叶片频率也是一期流道。此外,第一扩散回旋流,而二次扩散器出口自由流出。两级叶片的不同外流条件导致某些差异之间的频率分布扩散器在第一和第二阶段。

4.2。径向力

径向力是主要归因于不稳定的压力分布在叶轮出口产生的非均匀流场和静。

不同的流率的流线分布如图13。回流和漩涡的后缘叶轮和扩压器在非设计工况条件下可以清楚地观察到。流量越小,越湍流流动。泵非定常流场的影响固体表面上的压力分布的叶轮的变化随着时间的推移,如图14。

因为之间的相对运动高速旋转的叶轮和静态扩散,沿周向压力分布显然是不对称的(黑盒所示区域)。流量减少,压力分布越来越不均匀。从几何的角度看,这是由于液体流动之间的不匹配nondesign条件下角和导叶进口角,这加剧了静叶轮和扩压器之间的干扰。

假设每个网格节点的面积等于和静态压力均匀分布在每个网格节点,每个节点在各个方向的受力可以解决。然后,总力的大小和方向可以通过力合成定理。径向力作用在叶轮上可以根据以下方程的数值模拟[6,31日,32]: 在哪里N是耦合表面网格节点的数量;P_我的压力吗我th网格节点;F_我小面积的压力吗我th网格节点;F_我^x和F_我^y的组件的微小区域的压力吗我th网格节点x设在和y分别设在方向;F_x和F_y总径向力的分量吗F在x设在和y分别设在方向;R₂叶轮半径;D₂这是出口法兰直径;和α角之间的径向力x方向。

图15显示了极坐标图上的径向力两级电动提升泵的叶轮在四个不同的流速。周向坐标代表叶轮旋转的角度旋转期间,虽然连接线的长度从圆心曲线上的一个点代表了径向力在某个时刻。图15显示了径向力随流量的增加而减小。当问= 200³/ h,叶轮的径向力是大约两倍的设计流条件,因为液体在叶轮的速度和压力分布更不均匀,当泵nondesign条件下运行,从而导致一个更大的径向力。径向力在不同流动条件下的分布基本上是相同的,都表现出一定的周期性。动静干涉干涉叶轮和扩压器之间的径向力有显著影响。当一个叶片的叶轮通过叶片叶片,一定程度的径向力脉动发生。瞬态径向力是最不稳定的问= 200³/小时。这种现象很容易导致不稳定转子操作。在额定工作点,径向力小,波动比在普通200的流量³/小时。设计条件下的瞬态径向力最强的规律性,从而最小的波动。

同样的流量,二级叶轮的径向力大于第一个叶轮,波动更强。这是因为流的不均匀分布模式的第一个叶轮出口,这将进一步恶化时传播到下一个阶段。因此,它可以很容易地推断,二级叶轮强烈干扰效应的影响。

图16显示了叶轮的径向力矢量图一个旋转周期不同流动条件下。向量的坐标图中的一个点代表径向力的大小和方向在某个时刻。叶轮中心坐标是(0,0)。径向力大小和方向都发生明显的变化作为叶轮旋转。在不同流速下,径向力矢量的分布是相似的,一个三角形分布。每圈对应于一个变化周期径向力和每个峰值点代表一个静叶轮和扩压器之间的干扰。因为叶轮叶片的数量是3和扩散器的数量是4,叶轮和扩压器干扰12次的循环叶轮旋转,导致12峰值点。叶轮的结构和扩散器,动静干涉干涉与径向力。诉讼法和感应机制的径向力不稳定的流体泵可以解释如下:大小和方向的向量不同,这表明,径向力作用在叶轮上是不稳定的。当流量小于额定点,向量力分布的中心偏离轴和叶轮偏心是受到径向力。因此,考虑到泵系统稳定性,最好避免在低于额定状态很长时间。

5。结论

在这项研究中,压力脉动特性和径向部队在深海采矿的两级电动提升泵进行了研究。第一次验证了数值模拟方法外特性测试,然后压力脉动特征在同一位置在第一和第二阶段进行了分析。最后,不同流速下径向力进行了比较。主要结论如下:

首先,压力脉动的时域特征在第一和第二阶段的泵是相似的。叶轮压力脉动的振幅系数从进口到出口逐渐增加,而压力脉动振幅系数的扩散从进口到出口逐渐减少。叶轮和扩压器结果之间的能量交换发生在叶轮出口压力脉动系数最大。叶轮叶片上的监视点显示四个类似在一个周期波形,与扩压器叶片的数量一致。扩压器叶片上的监视点显示三个相似的波形在一个周期,这是与叶轮叶片的数量一致。因此,压力脉动的叶轮与叶片扩压器的数量,而压力脉动周期扩散器与叶轮叶片的数量。

第二,有一个区别在频域分布在第一阶段和第二阶段扩散器之间,这可能是因为二级叶轮不仅影响次级叶轮也抓住流道的影响;因此,信号叠加。另一个原因可能是中小学扩散器的不同流出状况。

最后,造成的径向力基本上是不稳定在叶轮出口压力分布。不对称流在旋转叶轮静干扰造成的结果在一个不平衡的径向力。定期在额定操作点,径向力波动和矢量图的分布也是正常的。当流量小于额定点,径向力波动很强烈和不稳定和矢量力分布偏离中心轴。因此,考虑到泵系统稳定性,最好避免在低于额定状态很长时间。二级叶轮的径向力作用大于第一个叶轮,波动是更强烈。不准确的模拟叶轮上的力作用在一个多级泵使用只有一个单级模型。

命名法

问:	流量
问d:	设计流量
问r:	额定流量
H:	头
年代:	阶段
n:	转速
η:	液压
D1:	叶轮进口进口直径
D2:	叶轮出口进口直径
D3:	叶轮进口出口直径
D4:	叶轮出口出口直径
D5:	扩压器进口进口直径
D6:	扩散器出口进口直径
D7:	扩压器进口出口直径
D8:	扩散器出口出口直径
b2:	叶轮出口宽度
β1:	叶轮叶片入口角
Β2:	叶轮叶片出口角
β3:	扩压器叶片入口角
β4:	扩压器叶片出口角
Z1:	叶轮叶片数
Z2:	扩压器叶片数量
P:	压力
Cp:	压力系数
ρ:	密度
μ:	动态粘滞度
μt:	湍流粘度
k:	湍流动能
f我:	叶轮的频率
fib:	叶片通过频率
F:	径向力
n年代:	特定的速度, 。

数据可用性

数据包括用于支持本研究的发现。

的利益冲突

作者宣称没有利益冲突。

确认

这项工作得到了中国国家重点研究和开发项目(2016 yfc0304103),深圳科技创新研究项目(JCYJ20150929102555935),和深圳主要支持项目(HYZDFC20140801010002)。