三缸雙作用油氣混輸泵吸入壓力對(duì)流量特性的影響

張志鴻，張生昌，平郁才，鄧鴻英，馬　藝，陳雙林

（1．浙江工業(yè)大學(xué)，杭州310032；2．南車資陽機(jī)車有限公司，四川　資陽641300；3．長慶油田　第三采油廠，銀川750000）①

三缸雙作用油氣混輸泵吸入壓力對(duì)流量特性的影響

張志鴻1，2，張生昌1，平郁才3，鄧鴻英1，馬藝1，陳雙林3

（1．浙江工業(yè)大學(xué)，杭州310032；2．南車資陽機(jī)車有限公司，四川資陽641300；3．長慶油田第三采油廠，銀川750000）①

針對(duì)三缸雙作用油氣混輸泵運(yùn)行工況，利用Fluent軟件對(duì)不同吸入壓力時(shí)單缸工作過程進(jìn)行三維動(dòng)態(tài)模擬，得到了單缸瞬時(shí)流量曲線，并求得泵總的瞬時(shí)流量。研究表明：該泵在油氣混輸工況下的排出流量脈動(dòng)率遠(yuǎn)大于吸入流量脈動(dòng)率。隨著吸入壓力提高，吸入流量脈動(dòng)率略有增加，但泵吸入流量和排出流量的平均值大幅增加，且排出流量的脈動(dòng)率大幅度降低。

往復(fù)泵；油氣混輸；流量；特性

近年來，油氣混輸技術(shù)在國內(nèi)東部老區(qū)、沙漠、外圍小斷塊油田和海灘得到應(yīng)用，在管道輸送系統(tǒng)中采用油氣集輸技術(shù)使建設(shè)工程投資下降了30%左右［1］。另外，在油氣井口采用混輸技術(shù)可降低井口的回壓，從而提高油井的采油率，當(dāng)井口壓力降低50%時(shí)，原油產(chǎn)量可增加10%～15%［23］。多相混輸泵為多相混輸系統(tǒng)中的關(guān)鍵設(shè)備，該技術(shù)在我國研究時(shí)間較短，與世界先進(jìn)技術(shù)有很多差距［4］。常用的油氣混輸泵其效率低于50%，油氣混輸功能較差，難以適用于高含氣率的工況。往復(fù)式油氣混輸泵能在較高的含氣率下工作、效率較高、受介質(zhì)特性（黏度、密度等）影響較小、具有良好的油氣混輸功能。目前，對(duì)于往復(fù)式油氣混輸泵的研究大都只是針對(duì)泵閥［5-6］；盡管很多學(xué)者對(duì)于單缸和多缸往復(fù)泵的流量特性做了深入的研究［7-8］，但主要針對(duì)純液相介質(zhì)；而油氣混輸時(shí)氣相介質(zhì)的可壓縮性對(duì)泵的瞬時(shí)流量、平均流量、流量脈動(dòng)率的影響尚未見相關(guān)報(bào)道。鑒于CFD軟件在氣液兩相流介質(zhì)的泵、閥的動(dòng)態(tài)分析方面的廣泛應(yīng)用［9-11］，本文借助Fluent

中的動(dòng)網(wǎng)格功能和多相流模型，通過對(duì)三缸雙作用油氣混輸泵動(dòng)態(tài)模擬，揭示油氣混輸工況下流量特性與吸入壓力之間的變化規(guī)律。

1　流量特性理論分析

本文所研究的三缸雙作用往復(fù)式油氣混輸泵的動(dòng)力端采用的是三拐四支點(diǎn)組合式曲軸；以靠近曲軸輸入端為第1曲柄，以它為基準(zhǔn)順旋轉(zhuǎn)方向計(jì)算，第2曲柄與第1曲柄錯(cuò)角為4π／3，第3曲柄與第1曲軸的錯(cuò)角為2π／3；該泵工作腔的布置結(jié)構(gòu)如圖1所示，活塞將缸體分成2個(gè)獨(dú)立的工作腔，共有6個(gè)工作腔。每個(gè)工作腔都設(shè)有組合閥，各個(gè)工作腔的工作過程互不影響，因此每個(gè)工作腔的工作過程與單缸單作用往復(fù)泵一樣。

圖1　三缸雙作用油氣混輸泵工作腔體布置

1．1 不可壓縮介質(zhì)流量特性

輸送不可壓縮介質(zhì)時(shí)，在不考慮任何容積損失及閥滯后的前提下，每個(gè)工作腔吸入和排出的瞬時(shí)流量等于工作腔容積變化率。三缸雙作用往復(fù)泵總的吸入瞬時(shí)流量Qs、排出流量Qd等于各工作腔在同一時(shí)間的流量之和，即：

式中：Q為瞬時(shí)流量；下標(biāo)1～6分別表示1?！?＃工作腔；下標(biāo)s表示吸入，下標(biāo)d表示排出。

本文研究的三缸雙作用油氣混輸泵的缸套內(nèi)徑D＝0．115 m、沖程S＝0．09 m、沖次n＝240 min－1、曲柄半徑r＝0．045 m、連桿比λ＝1／8。由式（1）繪制的該泵輸送不可壓縮介質(zhì)時(shí)的理論瞬時(shí)吸入流量曲線如圖2所示，排出瞬時(shí)流量曲線與吸入瞬時(shí)流量曲線重合。

圖2　三缸雙作用油氣混輸泵理論瞬時(shí)流量曲線

往復(fù)泵的瞬時(shí)流量是脈動(dòng)的，流量脈動(dòng)率是評(píng)價(jià)流量脈動(dòng)程度的指標(biāo)，用式（2）計(jì)算：

式中：δQ1、δQ2為流量脈動(dòng)率；Q max為瞬時(shí)流量的最大值；Qmin為瞬時(shí)流量的最小值；Qm為瞬時(shí)流量的平均值。

由圖2可知，往復(fù)泵輸送不可壓縮介質(zhì)時(shí)理論瞬時(shí)流量最大值Q max＝73．2m3／h，最小值Q min＝62．7 m3／h，平均值Qm＝69．9 m3／h。

1．2 油氣混輸時(shí)流量計(jì)算

當(dāng)油氣混輸時(shí)，由于介質(zhì)可壓縮及泵內(nèi)壓力場(chǎng)的變化，每個(gè)工作腔吸入和排出的瞬時(shí)流量在數(shù)值上并不等于工作腔容積變化率。此時(shí)每個(gè)工作腔吸入體積流量可按式（3）計(jì)算［12］。油氣混輸時(shí)總瞬時(shí)流量等于各工作腔瞬時(shí)流量的和。

式中：Cs為吸入閥流量系數(shù)；Axs為吸入閥口過流面積；ps1為吸入閥口上游壓力；ps2為吸入閥口下游壓力；εs為系數(shù)，當(dāng)ps1≥ps2時(shí)為1，否則為－1；ρs為吸入閥口處介質(zhì)密度。

因式（3）中流量系數(shù)Cs與閥的結(jié)構(gòu)、閥板升程、介質(zhì)特性、進(jìn)出口條件等因素有關(guān)，隨閥的運(yùn)動(dòng)而發(fā)生較大的變化［13］；且泵及閥的流道結(jié)構(gòu)復(fù)雜，有些地方壓降較大，式中ps1、ps2、ρs等參數(shù)不易求得，式（3）很少在實(shí)際中應(yīng)用。

2　建模與邊界條件

三缸雙作用油氣混輸泵每個(gè)工作腔的工作過程都是獨(dú)立的，所以只對(duì)1＃工作腔的工作過程進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬，再通過1＃工作腔的流量曲線得到泵總的流量曲線?；钊幱谂懦鲂谐棠┒藭r(shí)1＃工作腔及閥的流道結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3　1＃工作腔及閥的流道結(jié)構(gòu)示意

泵的進(jìn)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，往復(fù)泵工作過程中流體域的更新通過Fluent中動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)實(shí)現(xiàn)。活塞面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律通過“Incylinder”模型控制。閥體的運(yùn)動(dòng)通過用戶自定義函數(shù)（UDF）編寫程序，在每個(gè)時(shí)間步迭代完以后，求得閥體所受流體阻力并計(jì)算當(dāng)前閥體的速度，再通過宏命令指定閥體的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。

采用Standard kε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。吸入壓力分別為ps＝0．2、0．25、0．3、0．35、0．4 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。對(duì)這5種工況進(jìn)行數(shù)值模擬，介質(zhì)參數(shù)如表1。

表1　介質(zhì)參數(shù)

3　流量動(dòng)態(tài)模擬與分析

3．1 1＃工作腔的瞬時(shí)流量

動(dòng)態(tài)模擬泵工作過程，每個(gè)時(shí)間步迭代完成后保存進(jìn)出口的流量，得到泵的吸入瞬時(shí)流量如圖4，排出瞬時(shí)流量如圖5。

圖4　不同吸入壓力時(shí)1＃工作腔吸入瞬時(shí)流量

由圖4可知，吸入閥的開啟滯后角和關(guān)閉滯后角都較大。1＃工作腔的吸入瞬時(shí)體積流量Q1s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(shí)流量幾乎不變，且隨吸入壓力的增加而增加。由于介質(zhì)在被吸入工作腔的過程中存在壓降，介質(zhì)在進(jìn)口處的壓力高于腔體內(nèi)的平均壓力，介質(zhì)流入腔體內(nèi)因壓力降低而膨脹，導(dǎo)致入口處的瞬時(shí)流量小于腔體容積變化率。當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)過90°以后，工作腔容積變化率隨曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)而減小，介質(zhì)在被吸入腔體內(nèi)的過程中壓降減小，工作腔內(nèi)平均壓力升高，腔體內(nèi)介質(zhì)被壓縮，吸入的瞬時(shí)流量會(huì)大于腔體容積變化率。曲柄轉(zhuǎn)過180°以后，腔體容積減小，腔體內(nèi)介質(zhì)被壓縮，壓力升高，當(dāng)腔體內(nèi)壓力小于入口壓力時(shí)，該工作腔的流量仍大于0；當(dāng)腔體內(nèi)壓力大于入口壓力而吸入閥還未完全關(guān)閉時(shí)，該工作腔的吸入流量小于0，此時(shí)腔體內(nèi)的介質(zhì)將從吸入口排擠出去。雖然泵的吸入閥關(guān)閉滯后角較大，但僅有少量介質(zhì)從吸入口排擠出去，吸入閥關(guān)閉滯后產(chǎn)生的流量損失較小，與螺桿式油氣混輸泵中氣體的壓縮性可降低回流損失原理相同［14］。

圖5為不同吸入壓力ps下1＃工作腔的排出瞬時(shí)體積流量Q1d。因排出閥開啟滯后角較大、閥剛開啟時(shí)腔體容積變化率較大，此時(shí)排出的瞬時(shí)流量迅速增大。因排出閥剛開啟時(shí)閥隙較小，介質(zhì)被排出過程中壓降較大，工作腔內(nèi)平均壓力遠(yuǎn)高于出口處的壓力，腔體內(nèi)的介質(zhì)在排出過程中隨壓力的降低而膨脹，導(dǎo)致排出的流量大于腔體容積變化率。隨著閥的開啟，介質(zhì)排出過程中壓降減小，腔體內(nèi)壓力降低，排出瞬時(shí)流量與腔體容積變化率近似相等。排出閥關(guān)閉滯后角較小，因排出閥關(guān)閉滯后造成的流量損失也很小。

圖5　不同吸入壓力時(shí)1＃工作腔排出瞬時(shí)流量

3．2 瞬時(shí)流量

將1＃工作腔在1個(gè)沖程中的瞬時(shí)流量曲線擴(kuò)展并平移，可得到每個(gè)工作腔的瞬時(shí)流量曲線，將各工作腔的瞬時(shí)流量曲線疊加便可得到三缸雙作用油氣混輸泵瞬時(shí)流量曲線。數(shù)值模擬得到的1＃工作腔在1個(gè)沖程中的瞬時(shí)流量曲線是由離散的點(diǎn)組成，由于工作腔的瞬時(shí)流量曲線形狀奇特，很難擬合出與其相近的函數(shù)關(guān)系。不能像輸送不可壓縮介質(zhì)那樣，通過先求得各工作腔流量的函數(shù)和該泵總流量的函數(shù)，然后繪制泵的流量曲線。

將各工作腔在相同曲柄轉(zhuǎn)角處的離散點(diǎn)的流量相加，得到的新離散點(diǎn)，即為該轉(zhuǎn)角時(shí)泵的流量。數(shù)值模擬時(shí)的時(shí)間步長是根據(jù)閥的速度、活塞的速度而調(diào)整的，在相同曲柄轉(zhuǎn)角處，不可能在每個(gè)工作腔的瞬時(shí)流量曲線上都能找到1個(gè)與之對(duì)應(yīng)的離散點(diǎn)。因此，先采用多段線插值法對(duì)工作腔在1個(gè)沖程中的瞬時(shí)流量進(jìn)行等間距插值，插值得到的曲線與原始曲線近乎完全重合。

將1＃工作腔在1個(gè)沖程中的瞬時(shí)流量曲線進(jìn)行插值后按周期擴(kuò)展；再將擴(kuò)展后的1＃工作腔的瞬時(shí)流量曲線分別平移4π／3、2π／3，得到2＃、3＃工作腔的瞬時(shí)流量曲線。將擴(kuò)展后1＃工作腔的瞬時(shí)流量曲線乘以活塞桿面積與缸體截面積之比K，再分別平移π、7π／3、5π／3得到4＃、5＃、6＃工作腔的瞬時(shí)流量曲線。最后將每個(gè)工作腔在相同曲柄轉(zhuǎn)角的離散點(diǎn)對(duì)應(yīng)的流量相加，便得到三缸雙作用油氣混輸泵瞬時(shí)流量曲線的離散點(diǎn)。該泵在吸入壓力ps＝ 0．4 MPa時(shí)的吸入瞬時(shí)流量曲線如圖6所示，排出瞬時(shí)流量曲線如圖7所示。

圖6　三缸雙作用油氣混輸泵吸入瞬時(shí)流量

圖7　三缸雙作用油氣混輸泵排出瞬時(shí)流量

3．3 平均及最大與最小流量

不同吸入壓力下，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時(shí)泵的吸入流量平均值Qsm、最大值Qsmax、最小值Qsmin如圖8所示，排出流量的平均值Qdm、最大值Qdmax、最小值Qdmin如圖9所示。

圖8　吸入流量的平均值、最大值、最小值

由圖8可知，吸入壓力ps從0．2 MPa增加到0．4MPa時(shí)，吸入流量的平均值Q sm、最大值Q smax均隨吸入壓力的增加而迅速增加，Qsm從53．8 m3·h－1增加到65.0m3／h，Q smax從59．0m3／h增加到72．8 m3／h；其中最小值Qsmin先從47．6 m3／h增加到53．7 m3／h，當(dāng)ps＝0．4 MPa降低到52．1 m3／h。

圖9　排出流量的平均值、最大值、最小值

由圖9可知，吸入壓力ps從0．2 MPa增加到0．4MPa時(shí)，排出流量的平均值Qdm、最小值Qdmin均隨吸入壓力的增加而增加，Qdm從37m3／h增加到53．6 m3／h，Qdmin從17．3m3／h增加到28．3m3／h；最大值Qdmax有輕微的變化，約為80．0 m3／h。這與活塞式壓縮機(jī)相似，在活塞式壓縮機(jī)中適當(dāng)增加吸入壓力能顯著提高排氣量［15］。

3．4 流量脈動(dòng)率

圖10為吸入壓力ps對(duì)三缸雙作用油氣混輸泵吸入流量的脈動(dòng)率δQ s1、δQ s2，排出流量的脈動(dòng)率δQ d1、δQ d2的影響

圖10　流量脈動(dòng)率

如圖10所示，吸入壓力ps從0．2 MPa增加到0．4 MPa時(shí)，吸入流量脈動(dòng)率遠(yuǎn)小于排出流量脈動(dòng)率，且吸入流量脈動(dòng)率δQs1、δQs2隨吸入壓力的增加略微增加，δQ s1從10．8%增加到15．1%，δQ s2從13．1%增加到24．8%。排出流量脈動(dòng)率δQd1隨吸入壓力增加而迅速減小，δQ d1從230．1%降低到84．3%。吸入壓力ps從0．2 MPa增加到0．3MPa時(shí)，δQd2從114．1%降低到89．5%；吸入壓力ps從0．3 MPa增加到0．4 MPa，δQd2幾乎不變，約為89．5%。

4　結(jié)論

1） 油氣混輸工況時(shí)泵的平均流量隨吸入壓力的增加而增加，且小于純液相工況時(shí)的平均流量；泵的吸入流量脈動(dòng)率遠(yuǎn)小于排出流量脈動(dòng)率，大于純液相工況時(shí)的脈動(dòng)率；吸入流量脈動(dòng)率隨吸入壓力的增加略微增加，排出流量脈動(dòng)率隨吸入壓力的增加大幅降低。

2） 在油氣混輸時(shí)應(yīng)適當(dāng)增加泵的吸入壓力。

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Influence of Suction Pressure on Flowrate Characteristics of Triplex
Double－function Oil－gas Multiphase Pump

ZHANG Zhihong1，2，ZHANG Shengchang1，PING Yucai3，DENGHongying1，MA Yi1，CHENG Shuangling3
（1．Zhejiang University of Technology，Hangzhou 310014，China；
2．CSR Ziyang Locmotive，Ziyang 641300，China；
3．The Third Oil Production Plant，Changqing Oilfield Company，Yinchuan 750000，China）

The 3D dynamic simulation for the working process of one chamber of the triplex doublefunction oilgas multiphase pump was conducted by FLUENT，under different suction pressure．The total instantaneous flow rate of the pump was obtained by the instantaneous flow rate curve of chamber．The flow pulsation of discharge flow rate is much greater than that of suction flow rate under oilgas condition．With the increment of the suction pressure suction pulsation rate increased little，while the average flow rate of the suction and discharge flow rate could both be increased largely at the same time and the pulsation rate of discharge flow rate be decreased by large amount．

reciprocating pump；oilgas transportation；flow；characteristic

TE973

A

10．3969／j．issn．1001－3842．2015．09．007

1001－3482（2015）09－0026－05

①2015－03－20

國家青年基金“內(nèi)壓縮混輸泵氣液單向閥相界面演化及失穩(wěn)機(jī)理研究”（51406183）；浙江省教育廳基金“大型液壓隔膜泵用液固兩相球閥啟閉特性研究”（Y201329551）

張志鴻（1989-），男，四川南充人，碩士研究生，主要從事多相流泵理論與技術(shù)、CFD流體仿真研究，E-mail：13758191142＠163．com。