吸入壓力對往復(fù)式油氣混輸泵外特性的影響

張生昌，張志鴻，馬　藝，鄧鴻英，馬中強

(浙江工業(yè)大學(xué) 機械工程學(xué)院，浙江 杭州 310014)

吸入壓力對往復(fù)式油氣混輸泵外特性的影響

張生昌，張志鴻，馬藝，鄧鴻英，馬中強

(浙江工業(yè)大學(xué) 機械工程學(xué)院，浙江 杭州 310014)

摘要：利用Fluent對往復(fù)式油氣混輸泵工作過程進行了三維動態(tài)模擬.分析了含氣率(標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下)為50%時吸入壓力Pspan對混輸泵的流量特性、指示功率和指示效率的影響.結(jié)果表明，吸入閥開啟后吸入瞬時流量幾乎恒定，且隨吸入壓力的增加而增加；排出瞬時體積流量在排出閥開啟時從零突變到大于活塞體積變化率，隨后降低到與活塞體積變化率近似相等.吸入壓力從0.2 MPa增加到0.6 MPa時泵的排出平均流量從7 m3/h增加到11.5 m3/h，指示功率從7.6 kW增加到11.6 kW，指示效率從74.7%降低到68.3%.適當(dāng)增加吸入壓力能提高泵的流量，但泵的效率會有所降低.

關(guān)鍵詞：往復(fù)式油氣混輸泵；流量特性；指示功率；指示效率

中圖分類號：TH323

文獻標(biāo)志碼：A

文章編號：1006-4303(2015)01-0034-05

Influence of suction pressure on characteristics of

reciprocating oil-gas multiphase pump

ZHANG Shengchang, ZHANG Zhihong, MA Yi, DENG Hongying, MA Zhongqiang

(College of Mechanical Engineering, Zhejiang University of Technology, Hangzhou 310014, China)

Abstract:The 3D dynamic simulation for a reciprocating oil-gas multiphase pump was conducted to study its working process using FLUENT. The influence of suction pressure Pspanon the flow characteristics, indicated power and indicated efficiency of the pump were investigated when gas rate was 50% under the standard atmosphere pressure. The results showed that the inhaled instantaneous volumetric flow rate changed slowly after the opening of the valve and increased with the increment of suction pressure. When the discharge valve was opened, the instantaneous discharged volumetric flow rate firstly increased instantly from zero to the value which was higher than the variable quantity of piston volume with time, then reduced to the approximate value of piston volume variation with time. When the suction pressure increased from 0.2 MPa to 0.6 MPa, the average discharge flow rate increased from 7 m3/h to 11.5 m3/h, the indicated power from 7.6 kW to 11.6 kW and the indicated efficiency decreased from 74.7% to 68.3%. It is useful to increase the average flow rate by raising suction pressure, while the indicated efficiency decreased.

Keywords:reciprocating oil-gas multiphase pump； flow characteristics； indicated power； indicated efficiency

隨著邊際油田、沙漠油田特別是海上油田的開發(fā)，以多相泵這一新型增壓設(shè)備為核心的多相輸送技術(shù)成為研究的熱點[1].油氣混輸泵性能的好壞可用三個指標(biāo)評價：壓力、介質(zhì)含氣率適應(yīng)范圍、效率，這三個指標(biāo)越高，泵的性能越好[2].目前普遍采用的油氣混輸泵通常效率較低，低于50%，且難以適用于高含氣率的工況[2].鑒于往復(fù)泵具有效率高、平均流量恒定、泵壓力與流量無關(guān)、對輸送介質(zhì)有較強的適應(yīng)性等優(yōu)點，有學(xué)者提出了往復(fù)式氣液混輸泵并做了許多相關(guān)研究.張生昌等對混輸泵閥組特性進行了相關(guān)的研究[3-4].董世民等推導(dǎo)了氣液混輸時往復(fù)泵的理論循環(huán)指示功的計算公式[5-6]，由于理論推導(dǎo)過程中不能慮泵的水力損失，當(dāng)活塞面上的平均壓力與吸入及排出壓力相差太大時理論計算的循環(huán)指示功與實際值相差太大.

CFD軟件在針對氣液兩相流介質(zhì)的泵、閥的動態(tài)分析方面以廣泛應(yīng)用[7-9].筆者借助Fluent中的動網(wǎng)格功能和多相流模型對往復(fù)式油氣混輸泵進行動態(tài)模擬，并對泵的流量特性、指示功率、指示效率進行相關(guān)研究.通過研究吸入壓力對該泵外特性的影響，有利于該泵在現(xiàn)場運行時根據(jù)介質(zhì)的含氣率和對流量及效率的要求調(diào)節(jié)吸入壓力.

1泵工作過程的理論基礎(chǔ)

由于往復(fù)式油氣混輸泵輸送的介質(zhì)具有可壓縮性，以及該泵內(nèi)具有余隙容積，其工作原理與往復(fù)式壓縮機相似，分為膨脹、吸入、壓縮、排出四個過程.該泵工作過程中活塞運動規(guī)律為

(1)

(2)

式中：x為活塞位移；v為活塞速度；r為曲柄半徑；λ為連桿比；ω為曲柄角速度；θ為曲柄轉(zhuǎn)角.

膨脹過程：在排出行程結(jié)束后，泵內(nèi)剩余一部分高壓介質(zhì).吸入行程開始，對于純液相介質(zhì)，泵內(nèi)壓力立刻降低，吸入閥開啟，吸入過程開始；對于氣液混合介質(zhì)，泵內(nèi)壓力隨活塞移動而緩慢下降，直到吸入閥開啟，即為膨脹過程.

吸入過程：吸入閥從開啟到關(guān)閉的整個過程為吸入過程.根據(jù)已有的針對可壓縮介質(zhì)的泵閥連續(xù)性方程[10-11]，利用質(zhì)量守恒推導(dǎo)出吸入閥的連續(xù)性方程為

(3)

式中：P為泵內(nèi)壓力；Ps為吸入壓力；ε為系數(shù)，當(dāng)P>Ps時取-1，當(dāng)P≤Ps時取1；Cd為流量系數(shù)；Ax為閥隙過流面積；ρ′為閥隙處介質(zhì)密度；ρ為泵內(nèi)介質(zhì)密度；Af為閥板面積；h為閥板升程；A為活塞截面面積；V0為泵的余隙容積.

閥板在運動過程中受自身重力、慣性力、流體阻力、彈簧力、導(dǎo)桿的摩擦力，閥板運動的微分方程為

ma=FD+mg-ch-F0-f

(4)

式中：a為閥的加速度；m為閥板質(zhì)量；FD為流體阻力；g為重力加速度；c為彈簧剛度；h為閥板開啟高度；F0為彈簧預(yù)緊力；f為導(dǎo)桿的摩擦阻力.

聯(lián)合求解式(3，4)便可得到閥板的運動規(guī)律，及泵內(nèi)壓力P.但是，在建立微分方程式(3)時假設(shè)泵內(nèi)壓力P均勻分布，且流量系數(shù)Cd與閥的結(jié)構(gòu)、開啟高度、壓差等因素有關(guān)；閥的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，式(4)中閥板所受流體阻力難以計算，因此難以通過理論計算求得閥的較為精確的運動規(guī)律及泵內(nèi)壓力P.

壓縮與排出過程：吸入閥關(guān)閉以后，泵內(nèi)介質(zhì)處于低壓狀態(tài)，隨著活塞移動泵內(nèi)介質(zhì)被壓縮.當(dāng)排出閥所受合力為正時(排出閥開啟方向)排出閥開啟，開始排出介質(zhì).

2泵工作過程的動態(tài)模擬

所研究往復(fù)式油氣混輸泵基本參數(shù)為：缸套直徑D=115 mm、沖程S=90 mm、沖次n1=240、曲柄半徑r=45 mm、連桿比λ=1/8，吸入閥為平板閥，排出閥為錐形閥，閥組及缸體內(nèi)總的余隙容積V0=1.9×10-4m3，活塞處于排出行程終了時往復(fù)泵流道模型如圖1所示.

往復(fù)泵的瞬時流量是脈動的，當(dāng)進口采用灌注泵，進出口設(shè)有穩(wěn)壓罐以后進出口的壓力波動較小.因此，數(shù)值模擬時泵的進口邊界條件設(shè)置為壓力入口，出口邊界條件設(shè)置為壓力出口[12].該泵工作過程中流體域的更新通過Fluent中動網(wǎng)格技術(shù)實現(xiàn)，活塞面的運動規(guī)律按式(1，2)進行，通過“In-cylinder”模型控制.閥體的運動可通過兩種方法實現(xiàn)，一種方法：將已知的閥板運動規(guī)律寫入Profile文件以定義閥體的運動，第二種方法：每個時間步迭代完以后，求得閥體所受流體阻力并帶入式(4)算出當(dāng)前閥體的速度.前面已論述過，難以通過理論計算求得閥體的較為精確的運動規(guī)律，因此采用第二種方法，通過用戶自定義函數(shù)(UDF)編寫程序以定義吸入閥和排出閥的運動.

采用Standard k-ε模型，Mixture多相流模型，速度壓力的耦合采用PISO算法，設(shè)置液相介質(zhì)為原油，氣相介質(zhì)為甲烷(表1)，對吸入壓力分別為Ps=0.2，0.3，0.4，0.5，0.6 MPa，吸入介質(zhì)在標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下含氣率β0=0.5，排出壓力Pd=3.0 MPa，這5個工況進行數(shù)值模擬.

表1　介質(zhì)參數(shù)

3泵外特性分析

3.1泵的流量特性

圖2為不同吸入壓力Ps時泵吸入的瞬時體積流量qs.吸入瞬時體積流量在閥開啟和關(guān)閉過程中變化較快，在閥開啟以后吸入瞬時流量緩慢變化且隨吸入壓力的增加而增加.閥開啟以后，因缸體體積隨時間按正玄曲線變化而吸入瞬時流量變化較小，因此吸入瞬時流量開始小于缸體體積隨時間變化量，而后大于缸體體積隨時間變化量.曲柄轉(zhuǎn)過180度后，因此時吸入壓力仍大于泵內(nèi)壓力、閥關(guān)閉滯后且泵內(nèi)介質(zhì)可壓縮，因此仍有介質(zhì)吸入.

圖3為不同吸入壓力Ps下泵的排出瞬時體積流量qd.因排出閥開啟滯后、閥剛開啟時刻泵內(nèi)壓力大于出口壓力以及介質(zhì)可壓縮，排出瞬時體積流量開始從0突變到大于大于缸體體積變化率；隨著閥的開啟，泵內(nèi)壓力逐漸接近排出壓力，排出瞬時流量與缸體體積變化率近似相等.

圖2　混輸泵吸入瞬時流量Fig.2　The inhaled instantaneous volumetric flow rate

圖3　混輸泵排出瞬時流量Fig.3　The instantaneous discharged volumetric flow rate

將瞬時體積流量對時間積分便可得到一個沖程中吸入和排出介質(zhì)的體積，如圖4所示.缸體的有效容積為9.34×10-4m3，吸入壓力從0.2 MPa增加到0.6 MPa時，一個沖程中泵吸入介質(zhì)體積Vs從6.98×10-4m3增加到9.04×10-4m3，排出介質(zhì)體積Vd從4.81×10-4m3增加到8.0×10-4m3.

圖4　一個沖程中吸入、排出介質(zhì)的體積Fig.4　The inhaled and discharged volume in one stroke

同樣，將瞬時質(zhì)量流量對時間積分便可得到一個沖程中泵吸入和排出介質(zhì)總的質(zhì)量，見圖5.在一個沖程中泵吸入介質(zhì)的質(zhì)量等于排出介質(zhì)的質(zhì)量，且隨吸入壓力的增加而增加.

圖5　一個沖程吸入、排出介質(zhì)的質(zhì)量Fig.5　The inhaled and discharged masses in one stroke

3.2泵的指示功率及指示效率

指示功率Ni是指單位時間內(nèi)活塞對液體所做的功.目前，文獻中已有指示功率的理論計算式[5-6]，由于泵流道結(jié)構(gòu)復(fù)雜、壓力場分布未知，在理論計算中不能考慮水力損失，并認為指示功率即為有效功率，因此很難準(zhǔn)確的通過理論計算求得泵的指示功率和指示效率.

通過Fluent動態(tài)模擬，在每個時間步迭代完以后自動讀取保存活塞面上的壓力，繪制P—V圖以求得泵的指示功率.從圖6中可以看出：在吸入過程中活塞面上的壓力小于吸入壓力Ps，排出過程中活塞面上的壓力大于排出壓力Pd，因此，所得到的循環(huán)指示功將大于理論計算值.

圖6　P—V圖Fig.6　The image of P-V

有效功率Ne指單位時間內(nèi)排出介質(zhì)由泵所獲得的能量.對于氣液混輸泵，泵對介質(zhì)做的功包括對液相做的功和對氣相做的功兩部分，泵對單位質(zhì)量流體所做的功[13]為

(5)

式中：下標(biāo)d為出口參數(shù)；下標(biāo)s為入口參數(shù)；z為測量位置到基準(zhǔn)面的距離；P為壓力；ρ為液相密度；v為液相速度；n為氣相在泵內(nèi)壓縮過程中的多變指數(shù)，無因次；vsg為吸入口處單位質(zhì)量介質(zhì)中氣相體積.

因泵吸入口與排出口介質(zhì)流速非定值，不能根據(jù)總的流量計算泵的有效功率.可讀取每個時間步內(nèi)泵進口及出口流體的壓力、速度、質(zhì)量流量、體積流量，分別計算出每個時間步內(nèi)流入及流出泵內(nèi)液相介質(zhì)的能量，再對時間積分便可求得一個沖程中流入及流出泵內(nèi)液相介質(zhì)所具有的能量.再單獨計算一個沖程中氣相介質(zhì)壓縮所消耗的功，最后計算出有效功率.

泵的有效功率Ne與指示功率Ni之比稱為指示效率ηi，指示效率是綜合衡量泵的水利部分由于容積和水利損失造成的能量損失的指標(biāo).指示效率ηi表達式為

(6)

圖7為不同吸入壓力下往復(fù)式油氣混輸泵的性能曲線圖.吸入壓力Ps從0.2 MPa增加到0.6 MPa時泵的排出平均流量Qd從7 m3/h增加到11.5 m3/h，指示功率Ni從7.6 kW增加到11.6 kW，指示效率ηi從74.7%降低到68.3%.

圖7　性能曲線Fig.7　The image of performance curve

4結(jié)論

吸入瞬時體積流量qs在閥開啟和關(guān)閉過程中變化較快，開啟后緩慢變化且隨吸入壓力的增加而增加；排出瞬時體積流量qd在排出閥開啟時從零突變到大于活塞體積隨時間變化量，隨后降低到與活塞體積隨時間變化量近似相等.缸體的有效容積為9.34×10-4m3，吸入壓力從0.2 MPa增加到0.6 MPa時，一個沖程中泵吸入介質(zhì)的質(zhì)量等于排出介質(zhì)的質(zhì)量，吸入介質(zhì)體積Vs從6.98×10-4m3增加到9.04×10-4m3，排出介質(zhì)體積Vd從4.81×10-4m3增加到8.0×10-4m3.吸入壓力從0.2 MPa增加到0.6 MPa時泵的排出平均流量Qd從7 m3/h增加到11.5 m3/h，指示功率Ni從7.6 kW增加到11.6 kW，指示效率ηi從74.7%降低到68.3%.

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(責(zé)任編輯：劉巖)

作者簡介：張生昌(1956—)，男，江西新干人，教授級高工，研究方向為泵技術(shù)研究及特種泵研發(fā)，E-mail：zsc666@zjut.edu.cn.

基金項目：國家自然科學(xué)基金資助項目(51406183)

收稿日期：2014-09-10