液壓式天然氣壓縮機氣閥設計及優(yōu)化

(中石化石油機械股份有限公司研究院， 湖北 武漢 430205)

引言

天然氣壓縮機在石油化工領域是必不可少的關鍵設備之一。自2014年以來，液壓式天然氣壓縮機在加氣子站壓縮機市場發(fā)展較為迅速，國內學者對機械往復式和液壓式天然氣壓縮機技術進行了充分的對比[1-4]，液壓式具有可靠性高、運行平穩(wěn)、噪聲低及維護方便等優(yōu)點。

氣閥是壓縮機的核心部件，與活塞式壓縮機的網(wǎng)狀氣閥不同，錐閥由于其結構簡單，是液壓式壓縮機常用氣閥類型，其性能好壞直徑影響到壓縮機的進排氣量和工作效率。根據(jù)閥芯結構不同， 錐閥可以分為全錐型錐閥和平臺型錐閥。其中，平臺型錐閥是由全錐型錐閥的閥芯錐部截斷得到。目前，國內外對錐閥流場和動力學特性做了大量研究[5-10]：VAUGHAN等[11]利用有限體積法仿真分析了不同結構參數(shù)時錐閥的流場特性；曹秉剛等[12-13]利用邊界元方法仿真分析了錐閥的內部流場特性；雷紅霞等[14]利用Fluent軟件研究了不同結構參數(shù)下閥芯內流體的流動特性；鄭淑娟[15-16]采用Fluent軟件對平臺型錐閥的出流特性進行了研究，建立了閥芯大行程時過流斷面面積的計算方法。上述研究主要針對液壓錐閥進行了比較詳細的分析，隨著天然氣開采的不斷發(fā)展，氣動錐閥越來越多的應用于壓縮機上，例如液壓壓縮機，當流體介質發(fā)生變化時，錐閥的內部流場以及流量等特性也會發(fā)生相應的變化；但對于錐閥的結構參數(shù)優(yōu)化，并未進行深入的研究。

本研究主要針對平臺型錐閥進行研究，利用CFD流場仿真分析和理論建模結合的方法，建立了錐閥流通面積的理論模型?；贏GA8狀態(tài)方程，分析了氣體組分與流通能力的關系。最后，根據(jù)流通面積模型，對錐閥結構參數(shù)進行了優(yōu)化。

1 幾何結構

液壓式天然氣壓縮機氣閥結構，如圖1所示，主要由閥體、閥芯、調節(jié)螺母和彈簧組成。當閥芯兩側的壓差大于彈簧施加的預緊力時，閥芯向左運動，氣閥打開，氣體通過氣閥內的流道進入壓縮機氣缸或者從氣缸排出，完成進氣或者排氣過程；當閥芯兩側的壓差小于彈簧力時，氣閥關閉。

圖1 液壓式天然氣壓縮機氣閥

2 流通面積計算

氣閥開啟過程如圖2所示，假定錐閥沒有倒角，密封方式為線密封，其中：dr表示錐臺直徑，α表示氣閥錐角，ds表示閥座直徑，x表示閥芯的升程。 圖2a表示氣閥初始密封位置，即氣閥處于關閉狀態(tài)，此時氣閥流通面積為0。當氣閥兩端的壓差大于彈簧預緊力，氣閥開啟，如圖2b所示，此時氣閥流通面積為以AB為母線的錐臺側面積。隨著氣閥開啟高度的不斷增加，B點可能會落在C點的下方，如圖2d和圖2e所示，如果繼續(xù)按照圖2b所示計算流通面積是不合理的，此時流通面積存在兩種定義方式，一是直接連接A點和C點，流通面積為以AC為母線的錐臺側面積，如圖2d所示。 二是通過A點作A′C的平行線，然后C點向平行線做垂線，流通面積為以CC′為母線的錐臺側面積，如圖2e所示。

圖2 氣動平臺型錐閥開啟過程示意圖

通過圖2和上述分析可知，氣閥的流通面積計算需要考慮3種不同的情況，即圖2b、圖2d和圖2e。下面將分別針對上述情況建立氣閥流通面積計算模型。

(1)

(2)

式(1)和式(2)表明，xlim和dlim是關于錐角α和閥座直徑ds的函數(shù)，氣閥結構發(fā)生變化時，xlim和dlim隨之改變。

(3)

其中:

(4)

錐臺直徑dr>dlim時，B點在C點下方，通過前面分析可知，存在兩種流通面積定義方式，分別如圖2d和圖2e所示。圖2d所示流通面積用S2表示，圖2e所示流通面積用S3表示。

當采用圖2d方式定義流通面積時，氣閥的流通面積是以AC為母線的錐臺側面積，流通面積表示通過方程計算。

(5)

其中:

f2(x)=

(6)

當采用圖2e方式定義流通面積時，氣閥的流通面積是以CC′為母線的錐臺側面積，流通面積表示通過方程計算:

(7)

其中:

(8)

上述流通面積公式中，xdr表示B點與C點重合時氣閥的升程，可以通過如下計算：

(9)

圖3計算了不同流通面積模型時，氣閥流通面積隨閥芯升程的變化規(guī)律。其中，氣閥結構參數(shù)如表1所示。通過比較可以發(fā)現(xiàn)，氣閥全開時，不同計算模型氣閥的極限升程xlim是不同的。其中，以AB為母線時，氣閥的極限升程最大，達到11.713 mm，以AC為母線時，氣閥極限升程為6.128 mm，以CC′為母線時，氣閥極限升程為7.537 mm。

表1 氣閥結構參數(shù)

圖3 流通面積隨閥芯升程變化曲線

3 CFD流場分析

第二節(jié)建立了氣閥流通面積理論模型，通過上節(jié)的分析可知，當氣閥升程較小時，即B點在C點上方時，流通面積可以利用公式得到。但是，當氣閥升程增大，B點在C點下方時，流通面積存在兩種不同的模型。對于本研究的氣動平臺型錐閥，需要確定具體流通面積計算模型。將采用CFD流場分析方法，對氣閥的流場特性進行研究，通過計算氣閥不同升程時氣體的質量流量，確定氣閥流通面積的計算模型。仿真時，氣閥流場計算采用k-ε模型，求解利用density-based方法，其中氣體為空氣，具體組分見表2。氣閥入口端壓力為3.1 MPa，出口端壓力為3 MPa，溫度設定為25 ℃,當氣閥兩端壓差為0.1 MPa時，不同升程條件下，氣閥內部流場特性如圖4所示。通過比較可以看出，當氣閥升程小于等于4 mm時，流通面積與圖2b的定義基本一致，當氣閥升程大于6 mm時，氣閥流通面積基本保持不變。

圖4 氣動平臺型錐閥內部流場特性

為了準確的確定氣閥流通面積計算模型，利用CFD方法計算了特定壓差條件下，氣閥質量流量與升程的關系曲線，如圖5所示。氣閥質量流量隨著升程的增加而增大。當升程大于6.2 mm時，質量流量基本保持不變。根據(jù)氣體質量流量公式[17-18]：

(10)

其中,S表示氣閥流通面積，Cq表示流量系數(shù)，pup表示進氣壓力，Tup表示進氣溫度，Zup表示壓縮因子，k表示過程指數(shù)，當氣閥兩端的壓力一定時，氣體質量流量與流通面積成正比，這表明當氣閥升程超過6.2 mm時，流通面積基本保持不變，且達到極限升程。

圖5 不同壓差下，質量流量與氣閥升程曲線

通過比較圖3和圖5可知，當B點在C點下方時，采用以AC為母線的錐臺側面積計算氣閥流通面積更準確，即針對本研究中分析的氣閥，流通面積模型應該采用公式(5)。

4 仿真結果分析

壓縮機進氣和排氣是一個動態(tài)的過程，并且氣體的壓力和溫度會隨著實際工況發(fā)生變化。 根據(jù)工況不同，氣體壓力有時會達到十幾兆帕，甚至幾十兆帕。此時，氣體的物性參數(shù)會發(fā)生變化，不能簡單的按照理想氣體進行計算，否則會導致計算結果與實驗結果產生較大的誤差。根據(jù)流量計算公式可知，氣體質量流量計算時需要確定壓縮因子、過程指數(shù)等物性參數(shù)。AGA8狀態(tài)方程是國際標準組織推薦的一種計算工作狀態(tài)下天然氣物性參數(shù)的方程，該方程具有計算精度高，使用范圍廣等特點。AGA8狀態(tài)方程是基于天然氣容量性質可由組成來表征和計算的概念所建立，該方程是擴展的維里方程。組成、壓力和溫度用作計算方法的輸入數(shù)據(jù)。該計算方法需要對氣體進行詳細的摩爾組成分析。本研究采用AGA8狀態(tài)方程計算相關物性參數(shù)，分析不同氣體組分對氣閥流通能力的影響。

AGA8狀態(tài)方程可以表示為[19-20]：

(11)

p=ρmZRT

(12)

圖6和圖7計算了不同壓力下，氣體壓縮因子和過程指數(shù)與氣體組分的關系，相應的各個氣體組分如表2～表5所示。通過比較可以發(fā)現(xiàn)，實際氣體的壓縮因子要比理想氣體小，理想氣體壓縮因子等于1。另外，氣體壓縮因子和過程指數(shù)并不是一個定值，而是隨著壓力的變化而改變，其中壓縮因子隨著壓力的增大而減小，而過程指數(shù)隨著壓力的增大而增大。因此，在計算氣體流量等輸出參數(shù)時，應該考慮物性參數(shù)變化的影響。

圖6 不同壓力下，壓縮因子隨氣體組分變化曲線

圖7 不同壓力下，過程指數(shù)隨氣體組分變化曲線

圖8描述了氣閥內部壓力變化云圖，其中進氣口壓力為3.1 MPa，壓差設定為0.1 MPa。通過該圖可以看出，由于氣閥流道結構的影響，氣體在流道內流動時，會產生壓力損失。氣體在通過流通面積時，壓力比進口壓力小，大約為3.06 MPa。

圖8 氣閥內部壓力分布云圖

圖9 不同升程下，質量流量隨氣體組分變化曲線

表2 氣體1各組分的摩爾分數(shù)

表3 氣體2各組分的摩爾分數(shù)

表4 氣體3各組分的摩爾分數(shù)

5 結構優(yōu)化

壓縮機運行過程中，氣閥周期性開啟和關閉。 由于壓縮機運動頻率較高，需要氣閥在較短的時間內達到全開狀態(tài)，保證壓縮機的排量。因此，在設計氣閥時，應該減小極限升程xlim的數(shù)值，即氣閥全開時，對應的xlim要小。根據(jù)公式可知，xlim可以表示為:

(13)

通過上述表達式可以看出，xlim是關于ds，dr和α的函數(shù)。假定氣閥的最大流通面積不變，即ds為常數(shù)，xlim的變化規(guī)律如圖10所示。為了更加清晰的觀察xlim隨dr和α的變化趨勢， 圖11繪制了xlim相應的等高線。從圖中可以看出，當dr一定時，xlim與錐角α成負相關，當α<2時，xlim隨著dr的增大逐漸減小。

表5 氣體4各組分的摩爾分數(shù)

圖10 xlim變化規(guī)律

圖11 xlim等高線

根據(jù)前面的分析可知，氣閥結構參數(shù)優(yōu)化的目標是確定一組(dr,α)，使得氣閥流通面積最大時xlim取最小值，可以表示為：

目標函數(shù)：

Minxlim

(14)

約束條件：

α0<α<π

dr0

(15)

其中，α0,dr0表示實際加工中的最小值，β∈(0,1)。

圖12和圖13計算了α0=π/18和dr0=1時，氣閥的最優(yōu)結構參數(shù)和xlim隨β的變化規(guī)律。從圖中可以看出，隨著β的增大，xlim減小，而錐角α和錐臺直徑dr逐漸增大。

圖12 xlim與β關系曲線

圖13 結構參數(shù)與β關系曲線

圖14中表示不同結構參數(shù)下，氣閥流通面積升程的變化規(guī)律。 通過比較可以看出，氣閥結構參數(shù)優(yōu)化之后，達到全開時升程變小，說明氣閥開啟速度提升，并且β越大，開啟速度越快。

圖14 不同結構參數(shù)下，流通面積隨升程變化曲線

6 結論

通過分析天然氣壓縮機氣閥的幾何結構，建立了氣閥流通面積計算的理論模型。利用CFD仿真方法，分析了不同升程條件下，氣閥內部流場的變化規(guī)律，得到了不同壓差時，氣閥升程與氣體質量流量的關系曲線，為流通面積模型選擇提供理論依據(jù)。 基于AGA8氣體狀態(tài)方程，得到了實際氣體質量流量的表達式，計算了相同壓力下，不同氣體組分對氣閥流量質量的影響。根據(jù)流通面積模型，提出了氣閥結構參數(shù)優(yōu)化方法，得到了極限升程、最優(yōu)錐角和最優(yōu)錐臺直徑隨參數(shù)β的變化趨勢，為氣閥的結構設計和優(yōu)化提供指導。