滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵工作特性試驗(yàn)研究

張志廣 潘靈永 王峻喬 張曉青 代瓊曦

(1.華中科技大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 2.中石化石油機(jī)械股份有限公司)

0 引 言

多相混輸在油氣田開發(fā)中的應(yīng)用日趨深入，能夠帶來顯著的經(jīng)濟(jì)與社會(huì)效益[1]。目前現(xiàn)場(chǎng)仍以離心泵[2]、螺旋軸流泵[3]、螺桿泵等常規(guī)多相混輸泵為主，由于它們均采用將成熟泵頭結(jié)構(gòu)直接引入的方式，故適用范圍有限，無法滿足復(fù)雜多變的現(xiàn)場(chǎng)工況。尤其是對(duì)于含氣0～100%全工況混輸、大入口壓力變化范圍(6 MPa甚至更高)和頻繁出砂井況，其穩(wěn)定性差，故障率高。因此，新型油氣混輸泵頭結(jié)構(gòu)的探索、開發(fā)與推廣應(yīng)用備受關(guān)注。

鑒于轉(zhuǎn)子式容積型泵頭結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作穩(wěn)定，寬含氣率混輸性能可靠，且適用壓力變化范圍大，國(guó)內(nèi)外相繼開發(fā)出以同步回轉(zhuǎn)泵[4]、擺動(dòng)轉(zhuǎn)子泵[5]和滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵為代表的3種新型油氣混輸泵頭體，正在國(guó)內(nèi)各大氣田推廣。

同步回轉(zhuǎn)泵體結(jié)構(gòu)由西安交通大學(xué)屈宗長(zhǎng)教授首先提出，其團(tuán)隊(duì)在完成樣機(jī)研制的基礎(chǔ)上，針對(duì)該型泵頭開展了系統(tǒng)性研究，涵蓋整機(jī)動(dòng)力特性與摩擦功耗分析、徑向間隙與端面間隙對(duì)泵頭排量影響分析、轉(zhuǎn)子端面摩擦建模及其影響因素研究等。目前，他們的科研工作主要集中于整機(jī)結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和滑板部件的優(yōu)化設(shè)計(jì)[6]。南洋理工大學(xué)的TAN K.M.等[7]則基于滑板摩擦受力模型，對(duì)該類泵頭結(jié)構(gòu)不斷完善，同時(shí)完成了整機(jī)性能試驗(yàn)，并進(jìn)一步提出一種串聯(lián)滑板型同步回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)。然而由于運(yùn)動(dòng)部件過多，同步回轉(zhuǎn)混輸泵的整機(jī)摩擦磨損雖然得以減小，但無法承受高速運(yùn)轉(zhuǎn)，導(dǎo)致其實(shí)際應(yīng)用受限。

擺動(dòng)轉(zhuǎn)子泵的工作原理與擺動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)機(jī)體完全一致，由于滑板和活塞間連接設(shè)計(jì)不同，可衍生出眾多變體結(jié)構(gòu)。雖然在性能試驗(yàn)、結(jié)構(gòu)形式創(chuàng)新[8]、摩擦損失理論建模[9]、動(dòng)力學(xué)特性分析[10]等方面，擺動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)機(jī)體已得到廣泛研究，但它在國(guó)內(nèi)作為泵頭體進(jìn)行開發(fā)應(yīng)用僅始于2015年前后。西南石油大學(xué)的吉效科[11]和李洋等[12]針對(duì)某型單缸擺動(dòng)轉(zhuǎn)子泵分別開展了動(dòng)力學(xué)理論分析和工作腔流場(chǎng)仿真，并完成了樣機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證。然而，由于采用單缸結(jié)構(gòu)，該型混輸泵主軸阻力矩波動(dòng)過大，整機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性不足，無法滿足當(dāng)前大排量高負(fù)荷的現(xiàn)場(chǎng)需求。

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵同樣來源于與之對(duì)應(yīng)的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)。作為一種常見的制冷和熱泵用核心機(jī)，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)在設(shè)計(jì)理論[13]、運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)建模[14]、試驗(yàn)研究和仿真分析[15]等方面發(fā)展成熟，當(dāng)前研究主要聚焦于機(jī)體結(jié)構(gòu)改進(jìn)[16]、整機(jī)性能提升方法[17]、工作腔泄漏理論模型研究[18]。21世紀(jì)初，基于滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)發(fā)展而來的泵和膨脹機(jī)[19]相繼被開發(fā)并投入使用，且均展現(xiàn)出良好性能。滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵通過摒棄進(jìn)、排氣閥門組件，結(jié)構(gòu)更為簡(jiǎn)單；其泵頭內(nèi)部始終以油氣混輸形式對(duì)外輸送介質(zhì)，不僅適用于傳統(tǒng)意義上的油氣混合外輸，而且可結(jié)合配套工藝直接替代壓縮機(jī)實(shí)現(xiàn)純天然氣增壓外輸，在單井?dāng)y液采氣、混輸增壓采氣[20]和負(fù)壓抽吸采氣[21]方面效果顯著，利于充分挖掘氣藏潛力，對(duì)于中后期氣井的穩(wěn)產(chǎn)增產(chǎn)意義重大[22]。目前正在川西新場(chǎng)氣田、鄂爾多斯大牛地氣田等地進(jìn)行大力推廣。

與其余2種新型混輸泵相比，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵關(guān)鍵部件之間的接觸和連接方式最為簡(jiǎn)單，設(shè)備故障率大幅降低，整機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)可靠性得到有力保障，不僅可以保持長(zhǎng)期高效作業(yè)，而且排量提升(含轉(zhuǎn)速提升)的限制因素減少，因此更具發(fā)展?jié)摿?，市?chǎng)前景也更為廣闊。

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵的基本結(jié)構(gòu)雖然與滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)相同，但由于尺度、工質(zhì)物性、實(shí)際工況及工作環(huán)境的改變，其動(dòng)力學(xué)特性、內(nèi)部流動(dòng)特性和工作特性與后者完全不同。然而，目前未見與之相關(guān)的文獻(xiàn)發(fā)表。對(duì)其工作特性等客觀規(guī)律認(rèn)識(shí)的不足，使得滿足大排量、高壓差需求的高性能泵頭研發(fā)步伐嚴(yán)重受阻，極大限制了產(chǎn)品發(fā)展和更新迭代速度。

通過開展?jié)L動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵試驗(yàn)研究，揭示泵頭真實(shí)工作特性，掌握泵頭工作機(jī)制，能夠?yàn)楦咝阅鼙妙^研發(fā)提供有力技術(shù)支撐，對(duì)于服務(wù)天然氣田全生命周期高效開發(fā)意義重大。本文闡明了滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵工作原理，并匹配泵頭增壓開采工藝，完成了高穩(wěn)定性高精度內(nèi)循環(huán)試驗(yàn)平臺(tái)搭建；同時(shí)通過開展泵頭出口溫度、壓力、排量和電機(jī)功率等性能參數(shù)測(cè)試試驗(yàn)，完成了泵頭溫升特性、排量特性、壓力脈動(dòng)特性和功耗特性分析，揭示了該型泵頭典型工作特征，證明了其性能優(yōu)越性。

1 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵增壓工藝

1.1 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵結(jié)構(gòu)原理

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵主體結(jié)構(gòu)由主軸、組合偏心轉(zhuǎn)子系統(tǒng)、滾動(dòng)活塞、缸體和閘閥構(gòu)成，如圖1所示。當(dāng)主軸勻速旋轉(zhuǎn)時(shí)，在偏心滾動(dòng)活塞和上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)閘閥的聯(lián)合作用下，它們與缸體間形成的工作腔發(fā)生周期性變化，實(shí)現(xiàn)工質(zhì)循環(huán)輸送。

圖1 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵結(jié)構(gòu)原理示意圖Fig.1 Structural schematic of the rolling rotor oil-gas mixed-flow pump

由于泵頭不含進(jìn)、排氣閥門，整機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)行穩(wěn)定，基本可實(shí)現(xiàn)任意氣液比油氣混輸。特別是其組合偏心轉(zhuǎn)子系統(tǒng)采用了全滾動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)，一方面使閘閥與滾動(dòng)活塞間摩擦磨損得以控制，閘閥壽命得到延長(zhǎng)；另一方面使主軸與滾動(dòng)活塞直接接觸帶來的摩擦磨損幾乎被消除，從而有效提升了整機(jī)能效。此外，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵采用了雙缸結(jié)構(gòu)，直接避免了單缸結(jié)構(gòu)中主軸阻力矩波動(dòng)過大的缺陷。

1.2 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵地面工藝

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵作為核心裝備可廣泛應(yīng)用于各個(gè)領(lǐng)域，特別是在以單井增壓采氣和排液采氣為代表的天然氣穩(wěn)產(chǎn)、增產(chǎn)方面取得了顯著成效。

基于該新型泵頭的天然氣地面工藝流程如圖2所示。具體為：井口來氣首先經(jīng)前置氣液分離器完成與井下攜液的分離，然后進(jìn)入滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵在其工作腔內(nèi)實(shí)現(xiàn)氣體增壓；經(jīng)增壓后的天然氣隨后進(jìn)入后置油氣分離器，將氣體從泵頭工作腔帶出的潤(rùn)滑油分離出去，最后進(jìn)入集輸管線，完成全部增壓外輸流程。期間，在后置油氣分離器中被分離出的潤(rùn)滑油，則會(huì)在高壓排氣壓力作用下經(jīng)空冷器冷卻后被再次注入泵體，實(shí)現(xiàn)壓差自循環(huán)。

圖2 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵井口增壓工藝流程Fig.2 Wellhead pressurization process of the rolling rotor oil-gas mixed-flow pump

為匹配上述增壓工藝流程，采用一體化成橇設(shè)計(jì)后的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇主要由底座、前置氣液分離器、主電機(jī)、滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵、補(bǔ)油泵、后置油氣分離器、空冷器及其配套管路儀表閥門等組成。

2 試驗(yàn)臺(tái)搭建

以PXBQ6330D型滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇為試驗(yàn)對(duì)象，通過搭建能夠覆蓋其典型工況的試驗(yàn)平臺(tái)，完成泵頭性能測(cè)試試驗(yàn)，揭示滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵真實(shí)工作特性。

2.1 試驗(yàn)方案

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇包含了完整的動(dòng)力系統(tǒng)、潤(rùn)滑系統(tǒng)、泵油系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、管路系統(tǒng)和控制系統(tǒng)，只需設(shè)備通電并接入氣源即可正常工作，據(jù)此搭建泵頭性能測(cè)試平臺(tái)如圖3所示。圖3中的泵頭出口背壓閥用于調(diào)整排氣壓力，減壓閥直接將經(jīng)偏心泵增壓后的高壓氣減壓至泵頭進(jìn)口設(shè)計(jì)壓力，儲(chǔ)氣罐則進(jìn)一步對(duì)泵頭進(jìn)氣予以緩沖穩(wěn)壓。此時(shí)，增壓橇、背壓閥、減壓閥與儲(chǔ)氣罐構(gòu)成了一個(gè)完整內(nèi)循環(huán)系統(tǒng)，外置空壓機(jī)則會(huì)在管路泄漏造成一定氣量損失時(shí)進(jìn)行適時(shí)補(bǔ)氣，保證了試驗(yàn)平臺(tái)的運(yùn)行可靠性。

圖3 PXBQ6330D型滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇試驗(yàn)平臺(tái)方案設(shè)計(jì)Fig.3 Scheme design of the booster skid experimental platform of PXBQ6330D rolling rotor pump

2.2 設(shè)備介紹與參數(shù)說明

PXBQ6330D型滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇主要技術(shù)參數(shù)見表1。因進(jìn)氣壓力范圍大，泵頭排量和脈動(dòng)特性分析尤為重要，試驗(yàn)過程中各溫度、壓力測(cè)點(diǎn)設(shè)置在泵頭進(jìn)、出口以及后置油氣分離器出口。

表1 PXBQ6330D型滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇技術(shù)參數(shù)Table 1 Technical parameters of the booster skid for PXBQ6330D rolling rotor pump

泵頭性能測(cè)試過程中，溫度測(cè)量采用LED一體式溫度變送器，量程-50～150 ℃，精度0.2% FS。低頻壓力測(cè)量采用常規(guī)壓力變送器，型號(hào)為Hosswill HCP400，量程0～10 MPa，精度0.5%FS，采樣頻率600 Hz。高頻壓力測(cè)量則采用了高頻數(shù)采與動(dòng)態(tài)壓力傳感器，其中高頻數(shù)采型號(hào)為HBM QuantumX-MX840B，共8通道，24位分辨率，最高采樣頻率40 kS/s。動(dòng)態(tài)壓力傳感器型號(hào)為UNIK5000，量程0～10 MPa，精度±0.2%FS，頻響3.5 kHz，實(shí)際試驗(yàn)所采用的采樣頻率為1 200 Hz。

3 試驗(yàn)結(jié)果分析

3.1 泵頭溫升特性

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵配置了壓差循環(huán)自潤(rùn)滑系統(tǒng)，并利用多通道潤(rùn)滑設(shè)計(jì)，基本達(dá)到了與缸內(nèi)噴油相同的冷卻效果，使腔內(nèi)工質(zhì)增壓成為一種準(zhǔn)等溫壓縮過程。

試驗(yàn)結(jié)果表明，在不同進(jìn)出口壓差和轉(zhuǎn)速工況下，空冷器只需間歇啟停，即可使泵頭排氣溫度持續(xù)維持在55 ℃以下，從而為泵頭長(zhǎng)期穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)提供有力保證。顯然，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子混輸泵的小溫升工作特性較往復(fù)式天然氣壓縮機(jī)(出口溫度普遍高于100 ℃)體現(xiàn)出顯著優(yōu)勢(shì)。

3.2 泵頭排量特性

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵的工作排量QV(m3/h)可表示為：

(1)

式中：Vs表示泵頭工作腔最大可用容積，m3；n表示主軸轉(zhuǎn)速，r/min；p1表示入口絕對(duì)壓力，MPa；p0表示標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，取0.1 MPa；ηV表示泵頭容積效率，可以是任意結(jié)構(gòu)參數(shù)與工作參數(shù)的組合函數(shù)，但主要受泵頭工作參數(shù)(轉(zhuǎn)速、進(jìn)氣壓力、進(jìn)出口壓差等)影響。

根據(jù)PXBQ6330D型泵頭結(jié)構(gòu)參數(shù)，上式可簡(jiǎn)化為：

QV=0.65np1ηV

(2)

泵頭排量性能測(cè)試的主要目標(biāo)便是揭示排量QV和容積效率ηV的統(tǒng)計(jì)規(guī)律，建立泵頭排量預(yù)測(cè)機(jī)制。

3.2.1 轉(zhuǎn)速影響

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式混輸泵以變頻電機(jī)作為動(dòng)力來源，在來氣壓力不變的條件下，可通過增大電機(jī)轉(zhuǎn)速直接提升整機(jī)排量。給定進(jìn)氣壓力1.0 MPa，試驗(yàn)獲得不同進(jìn)排氣壓差下泵頭排量隨主軸轉(zhuǎn)速變化關(guān)系，如圖4所示。由圖4可知：隨主軸轉(zhuǎn)速增大，泵頭排量均不斷增長(zhǎng)；進(jìn)一步作出二者線性擬合曲線可知，各曲線幾乎均與y軸交于零點(diǎn)，故可認(rèn)為泵頭排量QV與轉(zhuǎn)速呈正比，但增長(zhǎng)比例與進(jìn)、排氣壓力有關(guān)。

圖4 泵頭排量隨轉(zhuǎn)速變化關(guān)系(進(jìn)氣壓力1.0 MPa)Fig.4 Relationship between pump head displacement and rotational speed (with intake pressure of 1.0 MPa)

同時(shí)注意到，上述泵頭排量與轉(zhuǎn)速成正比的結(jié)論從側(cè)面表明，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵的工作腔容積效率ηV基本不受轉(zhuǎn)速影響。

3.2.2 進(jìn)氣壓力影響

保持來氣溫度不變，進(jìn)氣壓力的增長(zhǎng)意味著單位容積內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量流量的增長(zhǎng)。給定主軸轉(zhuǎn)速500 r/min，試驗(yàn)獲得不同進(jìn)排氣壓差下泵頭排量隨進(jìn)氣壓力變化關(guān)系及其線性擬合曲線，如圖5所示。由圖5可知，與主軸轉(zhuǎn)速影響規(guī)律類似，泵頭排量QV隨進(jìn)氣壓力同樣呈正比例放大關(guān)系，但放大比例由壓差決定，故工作腔容積效率ηV基本與進(jìn)氣壓力無關(guān)。

圖5 泵頭排量隨進(jìn)氣壓力變化關(guān)系(轉(zhuǎn)速500 r/min)Fig.5 Relationship between pump head displacement and intake pressure (with rotational speed of 500 r/min)

3.2.3 進(jìn)排氣壓差影響

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵以油氣混輸?shù)男问焦ぷ?，工作腔?nèi)的潤(rùn)滑油與氣體工質(zhì)(如天然氣)混合后共同參與增壓熱力過程，可同時(shí)起到潤(rùn)滑、冷卻和密封作用，能夠使增壓后的氣體溫升得以控制，基本實(shí)現(xiàn)等溫壓縮。此外，由于泵頭不含排氣閥門，壓縮腔內(nèi)實(shí)際發(fā)生的更多是一種大容積高壓氣體與小容積低壓氣體瞬時(shí)摻混增壓過程，故滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵雖然可作為壓縮機(jī)用于氣體增壓，但采用的是泵類設(shè)計(jì)方法，體現(xiàn)出的更多是泵的工作特性。因此，進(jìn)排氣壓差對(duì)該型泵的排量影響更為顯著，而進(jìn)排氣壓比的影響則相對(duì)微弱，并無明顯規(guī)律。

給定主軸轉(zhuǎn)速500 r/min，試驗(yàn)獲得不同進(jìn)氣壓力下泵頭排量隨進(jìn)排氣壓差的變化關(guān)系及其線性擬合曲線，如圖6所示。圖6中各曲線表明，對(duì)任意進(jìn)氣壓力，泵頭排量QV均會(huì)隨進(jìn)排氣壓差的增大而逐漸下降，且下降斜率保持不變，二者基本呈線性負(fù)相關(guān)關(guān)系。

圖6 泵頭排量隨進(jìn)排氣壓差變化關(guān)系(轉(zhuǎn)速500 r/min)Fig.6 Relationship between pump head displacement and intake-exhaust pressure difference (with rotational speed of 500 r/min)

根據(jù)式(2)和以上試驗(yàn)結(jié)果，得到不同進(jìn)氣壓力下泵頭容積效率ηV隨進(jìn)排氣壓差的變化關(guān)系及其線性擬合曲線，如圖7所示。由圖7可知，泵頭容積效率ηV與進(jìn)氣壓力無關(guān)，僅由進(jìn)排氣壓差Δp決定，且為典型的線性負(fù)相關(guān)關(guān)系。

圖7 泵頭容積效率隨進(jìn)排氣壓差變化關(guān)系(轉(zhuǎn)速500 r/min)Fig.7 Relationship between pump head volumetric efficiency and intake-exhaust pressure difference (with rotational speed of 500 r/min)

3.3 泵頭功耗特性

如上所述，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵呈現(xiàn)出典型泵類工作特性，泵頭消耗功率與進(jìn)排氣壓差和工作轉(zhuǎn)速密切相關(guān)，而與外輸氣體排量(對(duì)應(yīng)進(jìn)氣壓力這一參數(shù))無關(guān)。

試驗(yàn)過程中，泵頭功耗直接以電機(jī)實(shí)際消耗電功率予以監(jiān)測(cè)。給定進(jìn)氣壓力1 MPa，試驗(yàn)獲得不同轉(zhuǎn)速下泵頭功耗隨進(jìn)排氣壓差的變化關(guān)系及其線性擬合曲線，如圖8所示。由圖8可知，對(duì)任意轉(zhuǎn)速，泵頭功耗Pe均會(huì)隨進(jìn)排氣壓差的增大而逐漸上升，且上升斜率保持不變，二者基本呈線性正相關(guān)關(guān)系。

圖8 泵頭功耗隨進(jìn)排氣壓差變化關(guān)系(進(jìn)氣壓力1 MPa)Fig.8 Relationship between pump head power consumption and intake-exhaust pressure difference (with intake pressure of 1 MPa)

進(jìn)一步分析各曲線變化規(guī)律可知，在相同壓差下，泵頭功耗并未隨轉(zhuǎn)速的增大而成比例放大。分析其原因?yàn)?，主軸轉(zhuǎn)速提升后，泵頭運(yùn)轉(zhuǎn)不穩(wěn)定性增大，導(dǎo)致各相對(duì)運(yùn)動(dòng)部位摩擦因數(shù)變大，故摩擦功耗上升，整機(jī)功耗相對(duì)轉(zhuǎn)速增長(zhǎng)也更快。

3.4 泵頭進(jìn)、出口壓力脈動(dòng)特性

3.4.1 泵頭進(jìn)口壓力變化特性

增壓橇中的前置氣液分離器雖然可使?jié)L動(dòng)轉(zhuǎn)子泵的進(jìn)口壓力穩(wěn)定性得以保證，但由于不含進(jìn)氣閥門，受泵頭工作腔周期性容積變化影響，其進(jìn)口壓力將不可避免出現(xiàn)微弱波動(dòng)。

以采樣時(shí)間1 s為例，試驗(yàn)獲得不同轉(zhuǎn)速下泵頭進(jìn)口壓力時(shí)域變化曲線，如圖9所示。由圖9可知，泵頭轉(zhuǎn)速越高，進(jìn)口壓力波動(dòng)愈密集，壓力脈動(dòng)峰峰值愈小。最小轉(zhuǎn)速(300 r/min)時(shí)，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵進(jìn)口壓力脈動(dòng)峰峰值最大，但仍不足0.004 MPa，相對(duì)壓力平均值的占比在0.8%以下。

圖9 不同轉(zhuǎn)速下泵頭進(jìn)口壓力時(shí)域變化曲線Fig.9 Time-domain Variation Curve of Pump Head Inlet Pressure at Different Rotational Speeds

對(duì)上述時(shí)域曲線進(jìn)行濾波和快速傅里葉變換(FFT)，得到不同轉(zhuǎn)速下泵頭進(jìn)口壓力頻譜分布，如圖10所示。由圖10可知：進(jìn)口壓力脈動(dòng)幅值均集中于基頻，即主軸轉(zhuǎn)速的2倍(雙缸結(jié)構(gòu))；隨主軸轉(zhuǎn)速的增大，基頻脈動(dòng)幅值逐漸降低，各倍頻對(duì)應(yīng)的幅值逐漸增加，表明壓力脈動(dòng)向高階頻率的分布緩慢增多。

圖10 不同轉(zhuǎn)速下泵頭進(jìn)口壓力頻譜分析Fig.10 Frequency Spectrum Analysis of Pump Head Inlet Pressure at Different Rotational Speeds

3.4.2 泵頭出口壓力變化特性

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵不含排氣閥門，使得工作腔周期性容積變化對(duì)泵頭出口壓力脈動(dòng)的影響有限。同樣以采樣時(shí)間1 s為例，試驗(yàn)測(cè)得不同轉(zhuǎn)速下泵頭出口壓力時(shí)域變化曲線，如圖11所示。

圖11 不同轉(zhuǎn)速下泵頭出口壓力時(shí)域變化曲線Fig.11 Time-domain variation curve of pump head outlet pressure at different rotational speeds

由圖11可以看出，泵頭出口壓力脈動(dòng)較進(jìn)口壓力脈動(dòng)顯著增強(qiáng)，且隨轉(zhuǎn)速增大，脈動(dòng)峰峰值不斷上升。此外，由圖11還可以看出轉(zhuǎn)速越高，泵頭2個(gè)缸內(nèi)壓力輸出的不同步性愈明顯。如在300 r/min轉(zhuǎn)速下，出口壓力曲線呈現(xiàn)出典型的單周期雙峰值特征，這在一定程度上抑制了壓力脈動(dòng)的程度。

經(jīng)數(shù)據(jù)處理后，不同轉(zhuǎn)速下的出口壓力頻譜如圖12所示。圖12中各頻譜基頻同樣均為主軸轉(zhuǎn)速的2倍，且出口壓力脈動(dòng)特性與轉(zhuǎn)速密切相關(guān)。低轉(zhuǎn)速下(如300 r/min)的壓力脈動(dòng)主要集中于基頻和雙倍頻，且脈動(dòng)幅值較高轉(zhuǎn)速時(shí)顯著減小，這與時(shí)域曲線分析結(jié)果完全一致。而高轉(zhuǎn)速下的壓力脈動(dòng)則僅集中于基頻，且其基頻脈動(dòng)幅值隨轉(zhuǎn)速增大而增大，但增長(zhǎng)幅度會(huì)逐漸降低，如圖13所示。對(duì)于600 r/min轉(zhuǎn)速，即使不加任何措施，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵出口壓力的基頻脈動(dòng)幅值僅占到平均值的2%左右，顯著優(yōu)于當(dāng)前氣田二次增壓廣泛使用的往復(fù)式天然氣壓縮機(jī)。

圖12 不同轉(zhuǎn)速下泵頭出口壓力頻譜分析Fig.12 Frequency spectrum analysis of pump head outlet pressure at different rotational speeds

圖13 主脈動(dòng)幅值隨轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.13 Variation curve of main pulsation amplitude with rotational speed

3.5 橇體外輸壓力變化特性

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇作為一個(gè)整體裝備，整橇壓力外輸特性關(guān)系到外輸管網(wǎng)的工作穩(wěn)定性，是衡量橇裝設(shè)備的重要指標(biāo)。不同轉(zhuǎn)速下的橇體出口壓力測(cè)試結(jié)果如圖14所示。由圖14可知，其脈動(dòng)峰峰值隨轉(zhuǎn)速變化無明顯規(guī)律，始終維持0.003 MPa左右，僅為平均壓力的0.45%。這一結(jié)果表明，泵頭排出氣體經(jīng)后置油氣分離器后，壓力脈動(dòng)得以緩沖，基本達(dá)到消除狀態(tài)。

圖14 不同轉(zhuǎn)速下增壓橇排氣壓力時(shí)域變化曲線Fig.14 Time-domain variation curve of the exhaust pressure of booster skid at different rotational speeds

進(jìn)一步分析增壓橇出口壓力頻譜(見圖15)可知，其主頻分布無明顯規(guī)律，脈動(dòng)幅值主要集中于泵頭基頻和50 Hz附近，表明橇體出口壓力脈動(dòng)除受主軸轉(zhuǎn)速影響外，還與增壓橇外輸管路密切相關(guān)。但各階脈動(dòng)幅值與平均出口壓力相比，基本可忽略不計(jì)。

圖15 不同轉(zhuǎn)速下增壓橇排氣壓力頻譜分析Fig.15 Frequency spectrum analysis of the exhaust pressure of booster skid at different rotational speeds

綜上，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵自身氣流脈動(dòng)微弱，合理的橇裝設(shè)計(jì)使之得到進(jìn)一步削減，使得整橇外輸氣體的壓力脈動(dòng)基本被完全抑制，這與往復(fù)壓縮機(jī)增壓橇相比體現(xiàn)出重大性能優(yōu)勢(shì)。

4 結(jié) 論

作為一種新型多相混輸泵，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵理論分析匱乏，通過開展泵頭性能試驗(yàn)充分研究泵頭特性，能夠?yàn)楦咝阅鼙妙^研發(fā)提供堅(jiān)實(shí)技術(shù)支撐，對(duì)于推動(dòng)我國(guó)天然氣高效開發(fā)具有重大意義。本文基于滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵地面工藝，針對(duì)某型滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇搭建了高穩(wěn)定性內(nèi)循環(huán)試驗(yàn)平臺(tái)，完成了泵頭溫度、壓力、排量和功耗測(cè)試，揭示了滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵典型工作特性。

(1)泵頭始終以油氣混輸形式工作，工作腔內(nèi)潤(rùn)滑油同時(shí)起到冷卻和密封作用，使工質(zhì)增壓成為一種準(zhǔn)等溫壓縮過程，增壓后的氣體溫升被有效控制，出口溫度維持在55 ℃左右。

(2)雖然能夠以壓縮機(jī)的形式工作，但滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式油氣混輸泵更多地體現(xiàn)了泵的工作屬性。其實(shí)際排量與轉(zhuǎn)速和進(jìn)氣壓力均呈正比，與進(jìn)排氣壓差線性負(fù)相關(guān)；泵頭工作腔容積效率則僅與進(jìn)排氣壓差有關(guān)，且為線性負(fù)相關(guān)關(guān)系。

(3)泵頭功耗與進(jìn)排氣壓差線性正相關(guān)，但與泵頭實(shí)際排量(或進(jìn)氣壓力)無關(guān)；轉(zhuǎn)速增大后，泵頭功耗隨之增大，且增幅逐漸變大。

(4)泵頭進(jìn)出口均出現(xiàn)一定的壓力脈動(dòng)，且出口脈動(dòng)效應(yīng)相對(duì)更為顯著，二者基頻均為2倍轉(zhuǎn)速；出口壓力脈動(dòng)峰峰值及各階脈動(dòng)幅值均會(huì)隨主軸轉(zhuǎn)速的增大而上升，但遠(yuǎn)低于往復(fù)式天然氣壓縮機(jī)。滾動(dòng)轉(zhuǎn)子泵增壓橇外輸氣體的壓力脈動(dòng)則基本被消除，體現(xiàn)出了重大設(shè)備優(yōu)勢(shì)。