壓縮機并機運行過程中的氣流脈動分析

原油長距離開采是一種重要的原油長距離設備，其管道系統是實現物質運輸的主要途徑。眾多生產實踐表明,壓縮機管路的絕大多數振動問題都是由氣流脈動引起的,而壓縮機間歇性的吸排氣造成管道中氣體流動的非均勻變化是產生氣流脈動的主要原因。近年來,氣流脈動研究的熱點主要集中在討論復雜管道系統中各種元件的壓力與速度的傳遞關系、計算精度以及利用比較成熟的理論分析新型壓縮機管系的氣流脈動等。現有研究氣流脈動較為成熟的方法大多基于平面波動理論或一維非定常流動理論,但它們均未考慮流體流動時湍流的影響,而實際中管道內流體流動大多介于層流和湍流之間,該流動或多或少會受到湍流因素的影響。隨著CFD技術的不斷發展,選用有限元方法及有限容積法計算管道系統的氣流脈動取得了一定的成效,CFD方法已應用于穩態的工業流場模擬,但對非穩態的脈動流場研究還比較少。針對兩臺往復式壓縮機并機運行時管道系統中關鍵部位的氣流脈動進行了實驗和數值研究,同時搭建了往復式壓縮機管道系統的實驗平臺,測量了管道系統各主干位置壓力脈動的幅值及波形,基于CFD方法建立了管道系統流體動力學模型。1基本理論1.1廣義擴散系數法采用FLUENT軟件進行了模擬計算,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為廣義擴散系數;S為廣義源項。式(1)中各項依次為瞬態項、對流項、擴散項和源項。1.2軸側缸氣閥開啟期間壓力值的確定壓縮機氣缸內活塞運動簡圖如圖1所示。為了簡化求得與氣缸相連的管道端點處的氣流速度,根據圖1假設如下:(1)氣閥的開啟、關閉瞬時完成;(2)氣缸內進、排氣速度為活塞的速度。按照以上假設,整個管道系統的激發速度為活塞運動的速度。因此,軸側缸氣閥開啟前,在曲柄轉動的一個周期內與氣缸相連的管道端點的氣流速度為軸側缸氣閥開啟期間蓋側氣缸氣閥開啟前蓋側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為軸側氣閥開啟角;αca為蓋側氣閥開啟角。兩臺壓縮機的作用方式均為單作用,僅在蓋側排氣,因此整個管道系統一個周期內的激發速度如圖2所示。2氣壓動脈實驗及管道系統計算模型2.1壓縮機系統主要技術參數為了分析往復式壓縮機管道系統流體動力學模型的計算結果,搭建了壓力脈動測試實驗平臺。測試系統主要包括兩臺往復式壓縮機、變頻器、管道系統、直流穩壓電源、壓力傳感器、示波器、數據采集及分析系統。測試原理:分別在與兩臺壓縮機氣缸相連的各支管上及主管線上分布3個壓力脈動測試點,測點的壓力信號由傳感器采集,經預處理后輸出。用MATLAB軟件分析處理振動信號,再經過趨勢項消除、數字濾波后得到時域壓力脈動曲線。往復式壓縮機管道系統如圖3所示,壓縮機管道系統主要技術參數見表1。排氣管線采用內徑30mm、外徑35mm無縫鍍鋅鋼管。2.2網格劃分邊界條件根據搭建的壓縮機管道系統實驗平臺,利用三維建模軟件CATIA建立了排氣管道系統的計算模型,如圖4所示。將實體模型導入Gambit中添加邊界條件進行網格劃分。進口邊界條件采用非定常速度邊界條件(根據1.2節理論用C語言編寫了非定常速度UDF函數);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節閥控制,文中設定為0.405MPa。3管道系統的內部流量模型3.1進口b速度比較將管道系統的計算模型導入FLUENT中,在非結構化網格中采用壓力校正法進行數值求解,計算兩臺壓縮機最高轉速均為830r/min時排氣端口(管道系統進口)的速度,如圖5所示。從圖5可以看出,一個周期內模擬所得速度曲線與理論結果一致,模擬所得周期0.074s與理論計算周期0.072s十分接近。由于壓縮機的最大排氣量V=1.0m3/min,管內徑為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數值模擬及結果分析當壓縮機轉速達到最大(830r/min)時,管內流動速度達到最大,由初步模擬計算可得氣流經緩沖器后各支管內的最大流動速度v=10m/s,氣體在60℃的運動黏度ν=19.6×10-6m2/s,水力直徑d=0.025m,由此可計算出經緩沖器后各支管內氣體流動雷諾數Re=vd/ν=12755。根據管流臨界雷諾數定義知:Re>13800時,管中流動為湍流;Re<2320時,管中流動為層流;2320<Re<13800時,層流和湍流的可能性都存在。為了確定管道系統中流體的流動特性,在FLUENT中分別利用k-ε湍流和層流模型進行了流體動力學建模和數值模擬。兩臺壓縮機轉速均為360r/min時測點A氣流壓力脈動和頻譜如圖6和圖7所示。從圖6、圖7可以看出,k-ε湍流模型計算結果比層流模型更接近于實驗數據。在測點B得到了與測點A相似的結論。測點C的氣流壓力脈動和頻譜如圖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基本一致,頻率十分相近,均與實驗吻合。其他轉速下的結果與上述結果相似,由此得出:壓縮機管道系統在靠近壓縮機端口的管道中流體流動受湍流的影響較大,計算氣流壓力脈動時需采用湍流模型;遠離壓縮機的主管線受湍流的影響很小,計算氣流壓力脈時可選擇湍流模型或層流模型,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準k-ε、RNGk-ε、可實現的k-ε湍流模型分別計算了管道系統的氣流壓力脈動,并將計算結果與實驗進行了對比,結果如圖10所示。從圖10可以看出,當兩臺壓縮機轉速均為360r/min時,3種模型計算獲得的測點A壓力脈動的周期和波形均與實驗結果很接近。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)獲得了標準k-ε、RNGk-ε、可實現的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%,其與實驗氣流壓力不均勻度(5.07%)的比較可以看出,標準k-ε湍流模型獲得的管道系統的氣流壓力脈動最為準確。在其他測點和轉速下也可得到類似的結論。4在佛教和機械的運作中，氣流動脈4.1氣流脈動測試用標準k-ε模型計算了兩臺壓縮機(壓縮機a和壓縮機b)轉速分別為583、360r/min時,管道系統中3個測點的氣流脈動(B點情況與A點類似),對比實驗結果如圖11~圖14所示。從圖11和圖13中測點A、C的氣流脈動可以看出,模擬脈動波形與實驗波形基本一致,測點A模擬、實驗二者間的最大誤差為7.2%,測點C模擬、實驗的最大誤差為9.26%,它們均在允許的范圍之內,表明計算結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、實驗的頻率很吻合,二者前兩階頻率均與理論激發頻率十分相近;管道的進口端邊界條件均會影響主管線上的氣流脈動,各支管之間也會相互影響,各自端口條件為主導因素;利用CFD方法研究不同轉速下壓縮機并機運行時的氣流脈動是切實可行的。4.2轉速對不均勻度的影響固定壓縮機b的轉速(360r/min),將壓縮機a的轉速依次調至300、360、435、500、583、650、720、830r/min,分別模擬各轉速下管道測點A、B、C的氣流脈動,并計算了3個測點的壓力不均勻度,結果如圖15所示。從圖15可以看出:測點A的壓力不均勻度隨著轉速的提高顯著增大;測點B的壓力不均勻度隨著轉速的提高逐漸增加,但是變化幅度明顯小于測點A;測點C的壓力不均勻度隨著轉速的增大緩慢增加且增加的幅度介于測點B、測點A之間。原因是,測點A所受到的激發力主要來自于壓縮機a,由于壓縮機a的激發頻率不斷增大,因此測點A的壓力不均勻度顯著增大;測點B所受到的激發力來自于壓縮機b的同時還受到壓縮機a的影響,由于壓縮機b的轉速不變,因此測點B的壓力不均勻度略有增加;測點C受到兩臺壓縮機激振力的共同影響,但由于測點C處在遠離激振源的位置,脈動的能量在傳遞的過程中被耗散,因此測點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,根據搭建的往復式壓縮機管道系統實驗平臺,建立了管道系統流體動力學模型,通過將模擬所得管道進口端的速度與理論計算結果比較,驗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算所