壓縮機(jī)并機(jī)運(yùn)行過程中的氣流脈動(dòng)分析

壓縮機(jī)并機(jī)運(yùn)行過程中的氣流脈動(dòng)分析

原油長距離開采是一種重要的原油長距離設(shè)備，其管道系統(tǒng)是實(shí)現(xiàn)物質(zhì)運(yùn)輸?shù)闹饕緩?。眾多生產(chǎn)實(shí)踐表明,壓縮機(jī)管路的絕大多數(shù)振動(dòng)問題都是由氣流脈動(dòng)引起的,而壓縮機(jī)間歇性的吸排氣造成管道中氣體流動(dòng)的非均勻變化是產(chǎn)生氣流脈動(dòng)的主要原因。近年來,氣流脈動(dòng)研究的熱點(diǎn)主要集中在討論復(fù)雜管道系統(tǒng)中各種元件的壓力與速度的傳遞關(guān)系、計(jì)算精度以及利用比較成熟的理論分析新型壓縮機(jī)管系的氣流脈動(dòng)等?，F(xiàn)有研究氣流脈動(dòng)較為成熟的方法大多基于平面波動(dòng)理論或一維非定常流動(dòng)理論,但它們均未考慮流體流動(dòng)時(shí)湍流的影響,而實(shí)際中管道內(nèi)流體流動(dòng)大多介于層流和湍流之間,該流動(dòng)或多或少會受到湍流因素的影響。隨著CFD技術(shù)的不斷發(fā)展,選用有限元方法及有限容積法計(jì)算管道系統(tǒng)的氣流脈動(dòng)取得了一定的成效,CFD方法已應(yīng)用于穩(wěn)態(tài)的工業(yè)流場模擬,但對非穩(wěn)態(tài)的脈動(dòng)流場研究還比較少。針對兩臺往復(fù)式壓縮機(jī)并機(jī)運(yùn)行時(shí)管道系統(tǒng)中關(guān)鍵部位的氣流脈動(dòng)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)和數(shù)值研究,同時(shí)搭建了往復(fù)式壓縮機(jī)管道系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)平臺,測量了管道系統(tǒng)各主干位置壓力脈動(dòng)的幅值及波形,基于CFD方法建立了管道系統(tǒng)流體動(dòng)力學(xué)模型。1基本理論1.1廣義擴(kuò)散系數(shù)法采用FLUENT軟件進(jìn)行了模擬計(jì)算,控制方程如下式中:φ為通用變量,可以代表u、v、w、T等求解變量;Γ為廣義擴(kuò)散系數(shù);S為廣義源項(xiàng)。式(1)中各項(xiàng)依次為瞬態(tài)項(xiàng)、對流項(xiàng)、擴(kuò)散項(xiàng)和源項(xiàng)。1.2軸側(cè)缸氣閥開啟期間壓力值的確定壓縮機(jī)氣缸內(nèi)活塞運(yùn)動(dòng)簡圖如圖1所示。為了簡化求得與氣缸相連的管道端點(diǎn)處的氣流速度,根據(jù)圖1假設(shè)如下:(1)氣閥的開啟、關(guān)閉瞬時(shí)完成;(2)氣缸內(nèi)進(jìn)、排氣速度為活塞的速度。按照以上假設(shè),整個(gè)管道系統(tǒng)的激發(fā)速度為活塞運(yùn)動(dòng)的速度。因此,軸側(cè)缸氣閥開啟前,在曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)的一個(gè)周期內(nèi)與氣缸相連的管道端點(diǎn)的氣流速度為軸側(cè)缸氣閥開啟期間蓋側(cè)氣缸氣閥開啟前蓋側(cè)氣缸氣閥開啟期間式中:α為曲柄角;b為氣缸與管道的通流面積比;r為曲柄長;ω為曲柄角速度;λL為曲柄與連桿的長度比;αax為軸側(cè)氣閥開啟角;αca為蓋側(cè)氣閥開啟角。兩臺壓縮機(jī)的作用方式均為單作用,僅在蓋側(cè)排氣,因此整個(gè)管道系統(tǒng)一個(gè)周期內(nèi)的激發(fā)速度如圖2所示。2氣壓動(dòng)脈實(shí)驗(yàn)及管道系統(tǒng)計(jì)算模型2.1壓縮機(jī)系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)為了分析往復(fù)式壓縮機(jī)管道系統(tǒng)流體動(dòng)力學(xué)模型的計(jì)算結(jié)果,搭建了壓力脈動(dòng)測試實(shí)驗(yàn)平臺。測試系統(tǒng)主要包括兩臺往復(fù)式壓縮機(jī)、變頻器、管道系統(tǒng)、直流穩(wěn)壓電源、壓力傳感器、示波器、數(shù)據(jù)采集及分析系統(tǒng)。測試原理:分別在與兩臺壓縮機(jī)氣缸相連的各支管上及主管線上分布3個(gè)壓力脈動(dòng)測試點(diǎn),測點(diǎn)的壓力信號由傳感器采集,經(jīng)預(yù)處理后輸出。用MATLAB軟件分析處理振動(dòng)信號,再經(jīng)過趨勢項(xiàng)消除、數(shù)字濾波后得到時(shí)域壓力脈動(dòng)曲線。往復(fù)式壓縮機(jī)管道系統(tǒng)如圖3所示,壓縮機(jī)管道系統(tǒng)主要技術(shù)參數(shù)見表1。排氣管線采用內(nèi)徑30mm、外徑35mm無縫鍍鋅鋼管。2.2網(wǎng)格劃分邊界條件根據(jù)搭建的壓縮機(jī)管道系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)平臺,利用三維建模軟件CATIA建立了排氣管道系統(tǒng)的計(jì)算模型,如圖4所示。將實(shí)體模型導(dǎo)入Gambit中添加邊界條件進(jìn)行網(wǎng)格劃分。進(jìn)口邊界條件采用非定常速度邊界條件(根據(jù)1.2節(jié)理論用C語言編寫了非定常速度UDF函數(shù));出口邊界條件采用定常壓力邊界條件(出口端與一大型儲氣罐相連接),可由儲氣罐上的壓力調(diào)節(jié)閥控制,文中設(shè)定為0.405MPa。3管道系統(tǒng)的內(nèi)部流量模型3.1進(jìn)口b速度比較將管道系統(tǒng)的計(jì)算模型導(dǎo)入FLUENT中,在非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格中采用壓力校正法進(jìn)行數(shù)值求解,計(jì)算兩臺壓縮機(jī)最高轉(zhuǎn)速均為830r/min時(shí)排氣端口(管道系統(tǒng)進(jìn)口)的速度,如圖5所示。從圖5可以看出,一個(gè)周期內(nèi)模擬所得速度曲線與理論結(jié)果一致,模擬所得周期0.074s與理論計(jì)算周期0.072s十分接近。由于壓縮機(jī)的最大排氣量V=1.0m3/min,管內(nèi)徑為30mm,所以最大排氣速度為v=V/A=23.59m/s,其中A為管道橫截面積。從圖5還可看出,模擬所得最大排氣速度25m/s與理論計(jì)算速度23.59m/s也比較吻合。因此,從速度曲線的形式、周期、最大排氣速度三者共同證明了本文邊界條件是合理的。3.2fluen數(shù)值模擬及結(jié)果分析當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到最大(830r/min)時(shí),管內(nèi)流動(dòng)速度達(dá)到最大,由初步模擬計(jì)算可得氣流經(jīng)緩沖器后各支管內(nèi)的最大流動(dòng)速度v=10m/s,氣體在60℃的運(yùn)動(dòng)黏度ν=19.6×10-6m2/s,水力直徑d=0.025m,由此可計(jì)算出經(jīng)緩沖器后各支管內(nèi)氣體流動(dòng)雷諾數(shù)Re=vd/ν=12755。根據(jù)管流臨界雷諾數(shù)定義知:Re>13800時(shí),管中流動(dòng)為湍流;Re<2320時(shí),管中流動(dòng)為層流;2320<Re<13800時(shí),層流和湍流的可能性都存在。為了確定管道系統(tǒng)中流體的流動(dòng)特性,在FLUENT中分別利用k-ε湍流和層流模型進(jìn)行了流體動(dòng)力學(xué)建模和數(shù)值模擬。兩臺壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速均為360r/min時(shí)測點(diǎn)A氣流壓力脈動(dòng)和頻譜如圖6和圖7所示。從圖6、圖7可以看出,k-ε湍流模型計(jì)算結(jié)果比層流模型更接近于實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)。在測點(diǎn)B得到了與測點(diǎn)A相似的結(jié)論。測點(diǎn)C的氣流壓力脈動(dòng)和頻譜如圖8、圖9所示。從圖8、圖9可以看出:k-ε湍流模型和層流模型的氣流壓力脈動(dòng)基本一致,頻率十分相近,均與實(shí)驗(yàn)吻合。其他轉(zhuǎn)速下的結(jié)果與上述結(jié)果相似,由此得出:壓縮機(jī)管道系統(tǒng)在靠近壓縮機(jī)端口的管道中流體流動(dòng)受湍流的影響較大,計(jì)算氣流壓力脈動(dòng)時(shí)需采用湍流模型;遠(yuǎn)離壓縮機(jī)的主管線受湍流的影響很小,計(jì)算氣流壓力脈時(shí)可選擇湍流模型或?qū)恿髂Ｐ?相比而言湍流模型更為精確。3.3氣流壓力不均勻度采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε、RNGk-ε、可實(shí)現(xiàn)的k-ε湍流模型分別計(jì)算了管道系統(tǒng)的氣流壓力脈動(dòng),并將計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)進(jìn)行了對比,結(jié)果如圖10所示。從圖10可以看出,當(dāng)兩臺壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速均為360r/min時(shí),3種模型計(jì)算獲得的測點(diǎn)A壓力脈動(dòng)的周期和波形均與實(shí)驗(yàn)結(jié)果很接近。壓力不均勻度式中:pmax為最大壓力;pmin為最小壓力;po為平均壓力,po=(pmax+pmin)/2。利用式(6)獲得了標(biāo)準(zhǔn)k-ε、RNGk-ε、可實(shí)現(xiàn)的k-ε這3種模型的氣流壓力不均勻度,分別為4.96%、3.57%、4.08%,其與實(shí)驗(yàn)氣流壓力不均勻度(5.07%)的比較可以看出,標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型獲得的管道系統(tǒng)的氣流壓力脈動(dòng)最為準(zhǔn)確。在其他測點(diǎn)和轉(zhuǎn)速下也可得到類似的結(jié)論。4在佛教和機(jī)械的運(yùn)作中，氣流動(dòng)脈4.1氣流脈動(dòng)測試用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型計(jì)算了兩臺壓縮機(jī)(壓縮機(jī)a和壓縮機(jī)b)轉(zhuǎn)速分別為583、360r/min時(shí),管道系統(tǒng)中3個(gè)測點(diǎn)的氣流脈動(dòng)(B點(diǎn)情況與A點(diǎn)類似),對比實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖11~圖14所示。從圖11和圖13中測點(diǎn)A、C的氣流脈動(dòng)可以看出,模擬脈動(dòng)波形與實(shí)驗(yàn)波形基本一致,測點(diǎn)A模擬、實(shí)驗(yàn)二者間的最大誤差為7.2%,測點(diǎn)C模擬、實(shí)驗(yàn)的最大誤差為9.26%,它們均在允許的范圍之內(nèi),表明計(jì)算結(jié)果能夠滿足工程需求。從圖12和圖14的頻譜特性可以看出:模擬、實(shí)驗(yàn)的頻率很吻合,二者前兩階頻率均與理論激發(fā)頻率十分相近;管道的進(jìn)口端邊界條件均會影響主管線上的氣流脈動(dòng),各支管之間也會相互影響,各自端口條件為主導(dǎo)因素;利用CFD方法研究不同轉(zhuǎn)速下壓縮機(jī)并機(jī)運(yùn)行時(shí)的氣流脈動(dòng)是切實(shí)可行的。4.2轉(zhuǎn)速對不均勻度的影響固定壓縮機(jī)b的轉(zhuǎn)速(360r/min),將壓縮機(jī)a的轉(zhuǎn)速依次調(diào)至300、360、435、500、583、650、720、830r/min,分別模擬各轉(zhuǎn)速下管道測點(diǎn)A、B、C的氣流脈動(dòng),并計(jì)算了3個(gè)測點(diǎn)的壓力不均勻度,結(jié)果如圖15所示。從圖15可以看出:測點(diǎn)A的壓力不均勻度隨著轉(zhuǎn)速的提高顯著增大;測點(diǎn)B的壓力不均勻度隨著轉(zhuǎn)速的提高逐漸增加,但是變化幅度明顯小于測點(diǎn)A;測點(diǎn)C的壓力不均勻度隨著轉(zhuǎn)速的增大緩慢增加且增加的幅度介于測點(diǎn)B、測點(diǎn)A之間。原因是,測點(diǎn)A所受到的激發(fā)力主要來自于壓縮機(jī)a,由于壓縮機(jī)a的激發(fā)頻率不斷增大,因此測點(diǎn)A的壓力不均勻度顯著增大;測點(diǎn)B所受到的激發(fā)力來自于壓縮機(jī)b的同時(shí)還受到壓縮機(jī)a的影響,由于壓縮機(jī)b的轉(zhuǎn)速不變,因此測點(diǎn)B的壓力不均勻度略有增加;測點(diǎn)C受到兩臺壓縮機(jī)激振力的共同影響,但由于測點(diǎn)C處在遠(yuǎn)離激振源的位置,脈動(dòng)的能量在傳遞的過程中被耗散,因此測點(diǎn)C的壓力不均勻度整體偏小且增長較為緩慢。5fluen模型與層流模型對比(1)基于CFD方法,根據(jù)搭建的往復(fù)式壓縮機(jī)管道系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)平臺,建立了管道系統(tǒng)流體動(dòng)力學(xué)模型,通過將模擬所得管道進(jìn)口端的速度與理論計(jì)算結(jié)果比較,驗(yàn)證了模型和邊界條件的正確性。(2)通過將層流模型和湍流模型計(jì)算所