CN114798201B

CN114798201B - 一种喷射器优化方法及喷射器

Info

Publication number: CN114798201B
Application number: CN202210746989.5A
Authority: CN
Inventors: 贾磊; 孙文旭; 张海伦; 薛浩渊; 马晓静
Original assignee: Shandong Ward Water Purification Technology Co ltd
Current assignee: Shandong Ward Water Purification Technology Co ltd
Priority date: 2022-06-29
Filing date: 2022-06-29
Publication date: 2022-10-04
Anticipated expiration: 2042-06-29
Also published as: CN114798201A

Abstract

本发明属于计算机辅助设计技术领域，提出了一种喷射器优化方法及喷射器，基于第二截面处流体混合前后动量守恒定律，以及一次流质量流量，确定混合流体质量流量恒定时，不同一次流压强下的主喷嘴喉部横截面积；依据主喷嘴喉部横截面积、主喷嘴渐扩段的角度和长度以及主喷嘴渐缩段的角度和长度，确定主喷嘴入口和出口横截面积；可求得在不同一次流工况条件下，维持喷射器混合流体质量流量恒定的主喷嘴几何结构参数，避免了随着一次流压强的变动，喷射器会引起后续设备运行的不稳定的问题。

Description

一种喷射器优化方法及喷射器

技术领域

本发明属于计算机辅助设计技术领域，尤其涉及一种喷射器优化方法及喷射器。

背景技术

将喷射器引入多效蒸馏设备可以显著改进制水领域，特别是医疗注射用水制备与热法海水淡化的制水效率，大幅降低制水成本。

发明人发现，随着一次流压强的降低，喷射器出口混合流体的质量流量也随之下降，在医疗注射用水制备系统中多效蒸馏设备的动力蒸汽来源于喷射器的混合流体，因此随着一次流压强的变动，采用传统的喷射器会引起后续设备运行的不稳定，甚至导致系统运行失常和停机。

发明内容

本发明为了解决上述问题，提出了一种喷射器优化方法及喷射器，本发明可求得在不同一次流工况条件下，维持喷射器混合流体质量流量恒定的主喷嘴几何结构参数，避免了随着一次流压强的变动，喷射器会引起后续设备运行的不稳定的问题。

为了实现上述目的，第一方面，本发明提供了一种喷射器优化方法，采用如下技术方案：

一种喷射器优化方法，包括：

在喷射器的混合段上设置靠近主喷嘴的第一截面，以及远离主喷嘴的第二截面；

获取第一截面处的一次流速度和二次流速度，以及一次流质量流量；

根据获取的第一截面处的一次流速度和二次流速度，以及一次流质量流量，基于第二截面处流体混合前后动量守恒定律，确定混合流体质量流量恒定时，不同一次流压强下的主喷嘴喉部横截面积；

依据主喷嘴喉部横截面积、主喷嘴渐扩段的角度和长度以及主喷嘴渐缩段的角度和长度，确定主喷嘴入口和出口横截面积。

进一步的，获取第一截面处的一次流速度V _py和二次流速度V _sy为：

其中，Ma_py为第一截面处的一次流马赫数，γ为流体绝热指数，R _g为气体常数；T _py为第一截面处的一次流的温度，T _sy为第一截面处的二次流的温度。

进一步的，第一截面处的一次流马赫数Ma_py的求解为：

其中，P _p为一次流入口处的压强，P _py为第一截面处的一次流压强。

进一步的，第一截面处的一次流的温度T _py求解为：

其中，T _p为一次流入口处的温度。

进一步的，第一截面处的二次流的温度根据二次流入口处的温度和流体绝热指数得到。

进一步的，第二截面处流体混合前后动量守恒定律为：

其中，混合流体速度

，Ma_m为第二截面处的马赫数，T _m为第二截面处的温度，γ为流体绝热指数；二次流质量流量W _s=W _b-W _p，W _p为一次流质量流量，W _b为混合流体质量流量；

为流体混合过程不可逆损失系数。

进一步的，根据过渡段与扩压段交接面处的马赫数、压强及温度，获得第二截面处的马赫数、第二截面处的压强及第二截面处的温度。

进一步的，一次流质量流量为：

其中，P _p为一次流入口处的压强，A _t为主喷嘴喉部横截面积，T _p为一次流入口处的温度，η _p为主喷嘴等熵效率系数。

为了实现上述目的，第二方面，本发明还提供了一种喷射器，采用如下技术方案：

一种喷射器，通过第一方面中所述的喷射器优化方法得到；包括主喷嘴，喷射器的混合段上包括靠近主喷嘴的第一截面，以及远离主喷嘴的第二截面；

所述主喷嘴的喉部横截面积确定方式为，根据获取的第一截面处的一次流速度和二次流速度，以及一次流质量流量，基于第二截面处流体混合前后动量守恒定律，确定混合流体质量流量恒定时，不同一次流压强下的主喷嘴喉部横截面积。

进一步的，所述主喷嘴为多环形主喷嘴。

与现有技术相比，本发明的有益效果为：

本发明基于第二截面处流体混合前后动量守恒定律，以及一次流质量流量，确定混合流体质量流量恒定时，不同一次流压强下的主喷嘴喉部横截面积；依据主喷嘴喉部横截面积、主喷嘴渐扩段的角度和长度以及主喷嘴渐缩段的角度和长度，确定主喷嘴入口和出口横截面积；可求得在不同一次流工况条件下，维持喷射器混合流体质量流量恒定的主喷嘴几何结构参数，避免了随着一次流压强的变动，喷射器会引起后续设备运行的不稳定的问题。

附图说明

构成本实施例的一部分的说明书附图用来提供对本实施例的进一步理解，本实施例的示意性实施例及其说明用于解释本实施例，并不构成对本实施例的不当限定。

图1为本发明实施例1的传统喷射器混合流体质量流量随一次流压强变化趋势图；

图2为本发明实施例1的喷射器内部流体混合机理示意图；

图3为本发明实施例3的双环形主喷嘴几何结构图；

图4为本发明实施例3的不同一次流压强下两种喷射器出口质量流量对比图。

具体实施方式：

下面结合附图与实施例对本发明作进一步说明。

应该指出，以下详细说明都是示例性的，旨在对本申请提供进一步的说明。除非另有指明，本文使用的所有技术和科学术语具有与本申请所属技术领域的普通技术人员通常理解的相同含义。

本发明中，主要对主喷嘴几何参数进行了设计优化，其他部位的设计和优化，可以参考本发明中的附图，或现有的常规设计方案实现，本发明中不再详述。

实施例1：

如图1所示，随着一次流压强的降低，喷射器出口混合流体的质量流量也随之下降；针对上述问题，本实施例提供了一种喷射器优化方法；本实施例中主要针对一次流压强波动的工况变动，提出了一种可以维持主喷嘴几何参数计算模型，喷射器内部流体混合机理如图2所示；为了便于描述和区分，本实施中，将喷射器模型分为吸入段、混合段和扩压段，模型的相关控制方程和求解过程如下：

如图2所示，本实施例中喷射器出口到混合段和扩压段交接面的控制方程如下：

（1）

混合段和扩压段交接面在图中为截面3；其中，W _b为混合流体质量流量，A ₃为截面3处的截面面积，γ为流体绝热指数，R _g为气体常数，T _b为混合流体气体的温度，Ma ₃为截面3处的马赫数；P _b为混合流体气体的压强。

在混合流体质量流量W _b恒定以及气体状态混合流体气体的压强P _b和混合流体气体的温度T _b已知时，通过公式（1）可以求得截面3处的马赫数Ma ₃，将截面3处的马赫数Ma ₃带入下列公式（2）和（3）可计算求得截面3处的流体状态截面3处的压强P ₃和截面3处的温度T ₃；

（2）

（3）

本实施例中，在喷射器的混合段上设置靠近主喷嘴的第一截面y，以及远离主喷嘴的第二截面m；截面3到第二截面m的控制方程如下：

（4）

（5）

（6）

将截面3处的马赫数、截面3处的压强及截面3处的温度带入公式（4）、公式（5）及公式（6），可以求得第二截面m处的马赫数Ma _m、第二截面m处的压强P _m以及第二截面m处的温度T _m。

本实施例中，二次流入口到第一截面y处状态方程：

（7）

（8）

将二次流入口的压强P _s和二次流入口的温度T _s带入公式（7）和公式（8）得以得到第一截面y处二次流的压强P _sy和第一截面y处二次流的温度T _sy；此外，基于假设在第一截面y处一次流的压强与二次流压的强相等可得如下方程：

（9）

本实施例中，一次流质量流量控制方程：

（10）

其中，其中，P _p为一次流入口处的压强，A _t为主喷嘴喉部横截面积，T _p为一次流入口处的温度，η _p为主喷嘴等熵效率系数。

一次流入口到第一截面y处状态方程为：

（11）

将一次流入口处的压强P _p以及公式（9）带入上式可得第一截面y处一次流马赫数Ma _py，将第一截面y处一次流马赫数Ma _py带入下式可得第一截面y处一次流入口处的温度。

（12）

将第一截面y处一次流的马赫数Ma _py、第一截面处的一次流的温度温度T _py和第一截面处的二次流的马赫数Ma _sy、第一截面处的二次流的温度温度T _Sy分别带入以下两公式可得到第一截面y处的一次流速度V _py和第一截面y处的二次流速度V _sy：

（13）

（14）

基于第二截面m处流体混合前后动量守恒定律可得如下公式：

（15）

其中，混合流体速度

，Ma_m为第二截面处的马赫数，T _m为第二截面处的温度，γ为流体绝热指数；二次流质量流量W _s=W _b-W _p， W _p为一次流质量流量，W _b为混合流体质量流量；

为流体混合过程不可逆损失系数。

联立公式（10）、公式（13）、公式（14）以及公式（15），并带入相关变量值即可求得在混合流体质量流量W _b恒定时，不同一次流压强下主喷嘴喉部横截面积A _t的值。此外，主喷嘴的渐扩段以及渐缩段的角度和长度均保持不变（调节主喷嘴横截面积实现出口质量流量稳定和性能优化目的，主喷嘴其他几何参数保持不变）以维持主喷嘴的效率，主喷嘴入口和主喷嘴出口横截面积可分别由下列两公式求得：

（16）

其中，A _pp为主喷嘴入口横截面积，r _t为主喷嘴喉部横截面积A _t处的半径；l _pc为主喷嘴渐缩段长度，

为主喷嘴渐缩段收敛角。

（17）

式中，A _p1、l _pd和

分别主喷嘴出口横截面积、主喷嘴渐扩段长度以及渐扩段扩张角；r _t为主喷嘴喉部横截面积A _t处的半径。

通过求解上述公式即可求得在不同一次流工况条件下，维持喷射器混合流体质量流量恒定的主喷嘴几何结构参数。

实施例2：

本实施例提供了一种喷射器，包括主喷嘴，喷射器的混合段上包括靠近主喷嘴的第一截面，以及远离主喷嘴的第二截面；

所述主喷嘴为多环形主喷嘴。

实施例3：

如图3所示，为了对实施例2进行进一步完善和说明，本实施例提供了一种喷射器，包括主喷嘴，所述主喷嘴的参数通过如实施例1中所述的喷射器优化方法获得；

在实施例2中通过推导求得了不同一次流工况下维持喷射器混合流体质量流量恒定的主喷嘴几何结构参数的求解方程；本实施例基于实施例1中的求解公式提出一种用于维持混合流体质量的新型喷射器-双环形主喷嘴喷射器。由于在不同一次流工况下需要采用不同横截面积的主喷嘴才能维持混合流体质量流量的恒定，同时考虑到设定工况下喷射器仍需具有较高的引射性能，因此需要设计一种在不同主喷嘴下具有不同横截面积主喷嘴的喷射器。本实施例中采用的实现思路如下：首先基于设定工况求得设定工况下喷射器的最优几何结构，随后基于实施例1中所建立的求解模型对低工况下主喷嘴的几何结构参数进行求解，由于低工况时所需主喷嘴的横截面积大于设定工况下主喷嘴横截面积，因此在设定工况主喷嘴的外侧加入低工况所需的主喷嘴，从而形成一种同心圆环结构的主喷嘴。本实施例基于实施例1中计算模型求得设定工况以及两个低运行工况下所需的主喷嘴几何结构参数，具体工况在表1中列出，具体数值如表2所示；并设计了如图3所示的适用于不同工况的双环形主喷嘴，图中下标pp、t以及p1分别代指主喷嘴入口、主喷嘴喉部以及主喷嘴出口，下标1、2和3则分别代表设定工况、低运行工况1和低运行工况2。为了实现不同工况运行的稳定性，在设定工况下只开启主喷嘴，低运行工况1时需要额外开启喷嘴环1，进一步降低工况达到低运行工况2时则再打开喷嘴环2。

表1 双环形主喷嘴几何参数计算工况

表2 双环形主喷嘴重要几何参数数值表

为了验证双环形主喷嘴喷射器的有效性，本实施例中采用未优化的传统喷射器作为对比对象。双环形主喷嘴的启动流程为在设定工况下启动主喷嘴，一次流工况降低到低运行工况1时，则开启喷嘴环1以增加一次流流通的横截面积，进一步地当运行工况降低到低运行工况2时，则开启喷嘴环2。在CFD仿真过程中，主喷嘴及喷嘴环的开关可通过将主喷嘴及喷嘴环的入口边界条件设置为压力入口条件和壁面条件来实现。为了测试双环形主喷嘴喷射器在其他工况下的性能，仿真实验过程中也加入了一次流压强在600KPa和500KPa时的喷射器性能计算。在不同一次流压强下传统主喷嘴和双环形主喷嘴性能对比如表3所示，从表中可以看出，在设定工况以及550KPa和450KPa两个设定低运行工况条件下，喷射器混合流体质量流量均在220kg/h左右，基本能够维持稳定状态，这证明了采用实施例1所述解决方案可以实现维持喷射器出口混合流质量流量稳定的目的。此外，使用双环形喷射器在设定工况下与传统主喷嘴喷射器相比，喷射器的引射性能略有下降，大约下降0.9%，影响极小；在一次流压强为600KPa时，由于本实实施例中未对600KPa的运行工况进行混合流体稳定性设计，此时双环形喷射器依然只启动主喷嘴，可以看出此时传统和双环形主喷嘴喷射器的具有相似的性能数据，双环形喷射器相比传统喷射器，一次流质量流量大约增加0.22%，二次流质量流量和引射性能则略有下降，其中引射性能大约下降0.79%。

综上可知，采用双环形设计在只启用主喷嘴时与传统喷射器相比会造成一次流质量流量略有增加，二次流和引射性能则略有下降，但是两种喷射器的性能对比变化极小,均在1%，相关影响可以忽略不计。在一次流压强降低为550KPa时，此时喷嘴环1开启，增加了一次流的横截面积，此时与传统喷射器相比双环形喷射器一次流和二次流质量流量明显增加，混合流体质量流量则与设定工况下近乎一致，变化量小于0.65%，并且喷射器的引射性能也提升了0.43%，尽管此性能提升可以忽略不计。当一次流压强降低至500KPa时，尽管由于未对此工况进行混合流体的稳定性设计，导致混合流体质量流量下降到197.49kg/h，但是此时双环形喷射器相比传统喷射器性能有了明显的提升，引射性能提升了44.72%，混合流体质量流量则提升了48.17%。当一次流压强下降至450KPa时，喷嘴环2开启进一步增加一次流流通的横截面积，此时喷射器混合流质量流量为221.28，与设定工况下传统喷射器混合流体质量流量基本一致，变化量约为0.4%，可以实现在450KPa时维持混合流体质量流量的目的，此外在一次流压强降低到450KPa时喷射器的引射性能由传统的0.12提升到0.56，引射性能提升365.5%。由此可见，在随着一次流运行工况的降低，双环形喷射器相比传统喷射器的优越性逐渐凸显。综上所述，通过对不同一次流工况采用实施例1中所述的混合流体维持方案可以实现保持混合流体质量流量恒定的目的，并且在一次流压强较低时，采用本实施例中设计的双环形主喷嘴喷射器与传统相比可以大幅提升喷射器的性能。

表3 不同压强下传统主喷嘴和双环形主喷嘴性能对比表

图4描述了在不同一次流压强条件下传统喷射器和双环形喷射器混合流体质量流量的变化情况。从图中可以看出，随着一次流压强的降低，传统喷射器混合流体的质量流量会大幅下降，到一次流压强降低到450KPa时，喷射器混合流体质量流量下降到89.78kg/h，大约为设定工况的40.74%，下降了59.26%；双环形主喷嘴喷射器在设定工况和600KPa时与传统喷射器具有相似值，可见在喷嘴环不开启时对混合流体质量流量的影响极小，而环形主喷嘴喷射器由于在两低运行工况下采用了喷嘴环补偿一次流流通横截面积，使得混合流体质量流量与设定工况下保持几乎一致，在一次流压强降低至500KPa时由于喷嘴环1的一次流流通面积补偿作用的影响，相比传统在一次流压强为500KPa时，混合流体质量流量具有明显的增加。尽管采用双环形喷射器未实现全部低运行工况下混合流体质量流量的稳定，但是与设定工况相比，混合流体质量流量最多降低了10.39%，与传统的降低59.26%具有明显的改善。此外，可以预见的是通过对其他低运行工况下采用所述计算模型进行混合流体质量流量的稳定性改进，可以达成全部工况下喷射器出口质量流量恒定的目标。

综合双环形主喷嘴喷射器和传统喷射器的CFD仿真结果分析可知，在未开启喷嘴环时，两喷射器具有近乎一致的引射性能、内部流体分布和冷凝现象。在低运行工况下，采用本实施例提出的环形喷射器方案可以满足维持喷射器出口流体质量流量稳定的目的，在低运行工况下会对喷射器性能有所改善并且改善效果会随工况降低而更加显著。低运行工况下，通过开启相应的喷嘴环增加一次流体的流通面积可以有效解决低工况下喷射器混合流体质量流量不足的问题，喷嘴环的开启也会显著提升低压情况下一次流射流核心长度和非平衡冷凝强度。此外，对各低运行工况采用本实施例所述主喷嘴几何结构计算模型以及更加细化的环形主喷嘴设计可以实现各工况下喷射器出口流量保持稳定的目标。

本实施例中的喷射器为宽工况喷射器，通过本优化设计方案增大了喷射器的适用工况范围，以所述实例为例，工况适用范围可拓展至设定工况的69.2%，并大幅提升了低工况条件下喷射器的引射性能，以69.2%设定工况为例，采用本优化设计方案，可使得喷射器引射性能提升365.5%。此外，采用本设计方案对其他运行工况进行优化还可以进一步扩大喷射器的适用工况范围。

以上所述仅为本实施例的优选实施例而已，并不用于限制本实施例，对于本领域的技术人员来说，本实施例可以有各种更改和变化。凡在本实施例的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本实施例的保护范围之内。