2020, Vol. 41
水蒸气喷射泵是通过高压水蒸气射流携带作用，对引射蒸汽进行抽吸的流体动力机械，在很多工程领域有着极其重要的应用[1].水蒸气喷射泵是由喷嘴、吸入室、扩压器的渐缩段、喉部以及渐扩段等组成[2-7].
水蒸气喷射泵的应用领域广泛，喷嘴的喉部面积大小对水蒸气喷射泵性能的影响至关重要[8].研究者们采用了数值模拟的方法对水蒸气喷射泵的流场开展了模拟研究[7].Varga等[8]对一种可调式喷射器进行了数值模拟，发现当操作条件不同于预设值时，与喷嘴固定式喷射器相比，调节调节锥位置可以使引射系数明显提高.Wu等[9]进行多因素分析以研究喷射器的性能，并通过五因素和四级正交试验优化其结构，结果表明，喷嘴直径是影响喷射器性能的最敏感因素.李熠桥[10]设计了一种可调式蒸汽喷射器，并与普通固定式喷射器对比，发现喷嘴可调式喷射器可以减弱喷射器内的凝结激波.
因此，本文以一种喷嘴可调式喷射泵作为数值模拟研究对象，通过改变调节锥的位置改变喷嘴喉部面积，采用FLUENT软件，对不同调节锥位置下的内部流场、轴线压力、近壁面流线图做出分析，旨在寻找最佳的喷嘴喉部面积并提高水蒸气喷射泵适应不同工况的能力.
1 数值计算方法 1.1 控制方程与湍流模型水蒸气喷射泵内部流动由流动守恒方程描述.同时还要满足组分守恒方程和湍流运输方程，且要满足气体状态方程.
组分方程：
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(1) |
式中:ρ和u分别为气体的密度和速度; Cs为组分S的体积浓度; Ds为组分的扩散系数; Ss为系统内部单位时间、单位体积通过化学反应产生的该组分的质量，即生产率.
气体状态方程：
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(2) |
式中:p为气体压力; T为气体热力学温度; R为气体常数.
文献[7]的研究表明，采用k-ω SST湍流模型对模拟水蒸气喷射泵内部流场具有更高的计算精度，本文采用该湍流模型来求解水蒸气喷射泵内部流场.
本文采用的CFD模型与东北大学张光利[11]建立的CFD模型差别仅有湍流模型、被抽气体温度、喷射泵喉部长度.张光利的湍流模型为Realizable k-ω模型，本文选用的湍流模型为k-ω SST.Han等[12]的研究证实以上两个湍流模型的计算误差仅有2.4%.张光利已对所建立的CFD模型进行了实验验证，实验结果和模拟结果的吻合性较好，因此本文的CFD计算模拟结果具有一定的可信度.
1.2 几何建模本文采用ICEM网格划分软件，水蒸气喷射泵的尺寸见表 1，调节锥的示意图如图 1所示，水蒸气喷射泵的物理模型是在SolidWorks中生成的.本文的模型中调节锥起始位置是锥尖处正好在喷嘴喉径最窄处，当调节锥在不同位置时喷嘴最窄处的喉径面积如式(1)所示：
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表 1 水蒸气喷射泵的几何尺寸 Table 1 Dimensions of steam ejector |
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图 1 调节锥示意图 Fig.1 Schematic diagram of the spindle |
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(3) |
式中:AT为喷嘴喉径面积; L为调节锥横向移动的距离.
1.3 边界条件设定及网格划分方法水蒸气喷射泵边界条件的设置如下：工作流体在入口的初始压力为0.36 MPa，引射流体在入口的初始压力为1 721 Pa，混合流体在出口的压力为4 200 Pa.
由表 1给出的几何尺寸，建立二维几何模型，水蒸气喷射泵的工作流体入口和引射流体入口和出口均采用压力边界入口.入口工作介质湍流强度均设为5%.由于流体在壁面的速度为零，因此壁面采用的是无滑移边界条件.
对计算区域进行网格划分时，考虑到近壁面及重要流场结构区域，对网格进行局部加密，来更好地捕捉内部流场.对同一几何模型划分了三种不同数量的网格，分别为15 236，24 896，54 862个，模拟结果显示24 896个网格数和54 862个网格数的模拟结果差异不大.综合考虑模拟精度和计算时间，最终网格划分总数为24 896个，其中喷嘴部分生成14 215个单元，网格划分如图 2所示.
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图 2 可调式水蒸气喷射泵的计算网格 Fig.2 Calculation mesh of variable area steam ejector |
本文以ANSYS 18.0作为数值模拟计算工具，采用有限体积法.一般来说，一阶精度下更容易收敛，但精度较差，本文对对流项分别按照一阶与二阶进行模拟，二者的引射系数相同，因此对流项按照二阶迎风格式、扩散项按照中心差分格式近似，代数方程组求解用高斯赛德尔迭代方法.各项计算残差以低于10-6，泵进出口蒸汽流量差低于10-7kg/s作为收敛条件.
2 模拟结果与分析 2.1 不同调节锥位置下的引射系数与进出口流量引射系数是体现水蒸气喷射泵的主要性能参数，引射系数是被抽流体的质量流量与入口流体的质量流量的比值.不同调节锥位置所对应的引射系数如图 3所示，对于测定的操作参数，从图 3中可以看到引射系数先缓慢变大然后急剧变小.引射系数从0.2逐渐变大，最大可提升至0.67，提升率达到235%.
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图 3 不同调节锥位置的引射系数 Fig.3 Ejector efficiency of different spindle position |
图 4是不同调节锥位置的工作蒸汽和被抽蒸汽流量变化示意图.可以看出随着调节锥位置的深入，工作蒸汽流量变小，引射蒸汽流量在0~15 mm的阶段保持不变，随后在15 mm处突然下降，在18 mm时变为负数，被抽蒸汽和工作蒸汽质量流量的比值先变大后减小，这就可以解释引射系数的先变大后减小.对于整个喷射器而言，调节锥起始位置两个入口流量和为0.8 kg/s，在最佳位置15 mm时，两个入口流量之和只有0.4 kg/s，使用调节锥后节省流量可达到50%.
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图 4 不同调节锥位置下的工作蒸汽与被抽蒸汽流量 Fig.4 Working steam and suction steam flux of different spindle position |
图 5是调节锥在不同位置下马赫数(Ma>1)云图.从图中可以看出，在调节锥位置在0的时候，从喷嘴喷出的主流体能量很大，射流核范围很大并且充满在喷射泵的喉部，扩散段壅塞区域发生在喷射泵喉部下游较远处，被抽流体在收缩段完全被挤压，并没有被有效抽出.随着调节锥位置的向内移动，马赫数大于1的区域越来越小，此时主流体的能量逐渐变小，挤压在喷射泵喉部的射流核的强度也逐渐变小，壅塞位置逐渐向前移动.当调节锥位置到15 mm的时候，喷射泵的引射系数达到最大，此时喷射泵的射流核的区域和能量较小，被抽流体的流动面积大，以上都为双壅塞模式.
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图 5 不同调节锥位置下的马赫数(Ma>1)云图 Fig.5 The mach contours of primary fluid under different spindle positions |
当调节锥位置到16 mm时，射流核现象消失，泵的正常工作状态被打破，引射系数急剧下降，此时泵的工作状态变为单壅塞模式.调节锥位置到18 mm时，主流体能量太小，喷射泵出现回流，引射系数变为负数，此时工作状态变为返流模式.
2.3 不同调节锥位置下的轴线压力分析图 6和图 7是调节锥位置分别在0和8 mm以及8和15 mm下喷射泵的轴线压力图.从图 6中可以看出随着调节锥位置的深入，在喷射泵扩散段的激波发生位置前移，激波的强度发生了减弱，而当调节锥位置从8 mm变为15 mm时，扩散段激波现象完全消失，只有收缩段和喉部有激波，轴线压力在出口附近稳定不变，工作流体有充分的距离克服背压排出喷射泵，泵工作达到稳定状态.
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图 6 调节锥位置在0，8 mm时喷射泵的轴线压力图 Fig.6 Axial pressure diagram of ejector when spindle positions are 0, 8 mm |
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图 7 调节锥位置在8, 15 mm时喷射泵的轴线压力图 Fig.7 Axial pressure diagram of ejector when spindle positions are 8, 15 mm |
图 8是喷射泵混合室内壁面流场迹线图，可以看出在调节锥位置为0的时候，边界层脱离现象比较明显，在壁面区域产生了明显的漩涡流动，引射蒸汽的动能大部分转化为漩涡的旋转动能，引射蒸汽的有效流通面积减少，此时引射系数偏低.随着调节锥位置的深入，当调节锥位置在12 mm时，漩涡区域面积逐渐减少，引射系数逐渐增大.当调节锥位置达到15 mm时，由于主流体喷射出的能量减少，引射蒸汽没有被堵塞在泵的喉部，导致引射蒸汽可以和工作蒸汽一起通过喉部，达到最佳工作状态.当调节锥位置在16 mm时，喷射泵内出现了很强烈的边界层脱离现象.漩涡区域面积大幅度增加，引射系数急剧减小.当调节锥位置在18 mm时，泵内正常工作状态被打破，出现了返流.
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图 8 不同调节锥位置混合室内流场的迹线图 Fig.8 The streamline of convergent section of the ejector of different spindle positions |
1) 调节锥可以显著改变泵内的流场结构和工作状态，随着调节锥位置的深入，主流体的流量减少，被抽气体的流量在正常工作范围内保持不变，使引射系数增大.
2) 调节锥可以改变激波出现的位置和强度，随着可调节锥位置的正向移动，喷射泵激波位置会负向移动，强度会减弱，甚至会影响到泵的正常工作.
3) 调节锥位置与边界层脱离现象密切相关，恰当的调节锥位置可以减弱边界层脱离现象.
4) 相同工况下，当调节锥位置在15 mm附近可使喷射泵的工作效率达到最大，同时也可以有效节省流量.
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