往復式油氣混輸泵組合閥流場數值模擬

張生昌，陳錫棟，鄧鴻英，柯愈龍

（浙江工業大學，杭州310014）①

近年來，油氣混輸技術迅速發展，已成為我國石油工業持續發展的關鍵技術之一，而往復式油氣混輸泵是油氣混輸增壓的一種關鍵設備［1－4］。進出口閥是往復式油氣混輸泵最關鍵的元件，其工作特性將直接影響泵的性能和壽命。目前，國內外對于往復泵閥的研究主要集中在輸送介質為不可壓縮的液體，而且在不考慮介質含氣量的情況下對閥內流場進行分析［5－8］，有關氣液兩相工況下往復泵閥流場的相關研究尚未見報導。

利用Fluent軟件對往復式油氣混輸泵組合閥流場進行仿真研究，分析不同氣液比、不同最大開啟高度對組合閥工作特性的影響，總結出變化趨勢，對于往復式油氣混輸泵進出口閥組的設計計算具有十分重要的理論意義和工程應用價值。

1 建立建模

1.1 工作參數

對往復式油氣混輸泵組合閥進行仿真計算時，相關的工作參數主要包括泵速、活塞行程及活塞直徑。其中：泵速n＝240r／min，行程S＝90mm，活塞直徑D＝150mm，從而可以求得三缸雙作用往復泵的實際流量［9］為

其中：

式中：A為活塞截面積，m2；Z為活塞數；ηV為容積效率；Dr為活塞桿直徑，m。

由于三缸雙作用往復式油氣混輸泵每一個缸都配有2個閥，因此通過每個組合閥的實際流量為m3／h。

1.2 組合閥結構和網格劃分

組合閥主要由閥芯、閥體及附屬的彈簧、螺栓、密封件等構成，結構如圖1所示。該閥采用立式布置方式，閥體外圈為進口，內圈為出口。

圖1 組合閥總體結構

組合閥內部流道的三維幾何模型如圖2。計算區域的主要參數：入口的水力直徑為16mm；閥體內圈8個孔流道的直徑為8mm；出口為8個孔，直徑為15mm；排出閥芯直徑為46mm，厚度為5mm。

圖2 組合閥內部流道幾何模型

利用Gambit軟件對圖2的求解區域進行網格劃分。由于組合閥內流道的復雜性和孔流道、節流口對流場的影響，依照閥的幾何特征，對網格進行了細化。綜合組合閥內部流道的結構，考慮到在閥口和流道拐角處壓力梯度較大，在這2處區域進行了網格細化，而入口處的網格畫得較粗［10］，劃分網格后閥內流場如圖3所示。

圖3 劃分網格后閥內流道幾何結構

1.3 解析條件

進出口邊界條件分別設置為流量入口和壓力出口。其中：入口流量為16.7m3／h，出口壓力為2.0 MPa。在數值模擬時，采用壓力基、隱式、穩態求解器。湍流模型選擇標準的k－ε模型，多相流模型采用兩相的Mixture模型，兩相介質為理想的油和天然氣，油為第1相，天然氣為第2相，壓力和速度的耦合則采用 SIMPLE 算法［11－12］。

2 仿真結果分析

為了研究最大開啟高度、介質氣液比對組合閥工作特性的影響，將最大開啟高度、介質氣液比作為變量。選擇最大開啟高度為3、4、5、6、7mm 5種工況；介質氣液比β0為0、0.2、0.4、0.6、0.8、1.0，觀察最大開啟高度和介質氣液比共同作用所帶來的影響。模擬時保持進口流量和出口壓力不變，然后利用FLUENT軟件對組合閥的排出過程進行仿真計算。

圖4給出了介質氣液比β0＝0.2、閥芯最大開啟高度變化時，閥內流場的壓力分布情況。圖5給出了閥芯處于同一最大開啟高度3mm、介質體積含氣率不同時，閥內流場的壓力分布。受篇幅限制，只給出部分有代表性的仿真計算結果。

圖4 不同最大開啟高度下的壓力云圖

圖5 不同氣液比下的壓力云圖

由圖4～5可以看出，在進口流量以及出口壓力一定的情況下：

1） 由于組合閥流道的復雜性，當氣液兩相介質流經閥時，除了在閥隙處出現壓力值急劇下降的現象外，在介質流入孔流道瞬間，由于過流面積發生突變，導致在該處也出現了較大的壓力變化。

2） 在介質氣液比保持恒定時，隨著閥芯最大開度的增大，閥入口處的壓力開始逐漸減小，而出口壓力不變。因此組合閥進出口壓力差不斷減小，說明最大開啟高度的增大會導致壓降減小。

3） 在閥芯最大開啟高度恒定時，隨著氣液兩相介質氣液比的增大，閥芯底面的壓力不斷減小，同時閥進出口壓差也呈現出減小的趨勢。

圖6為不同最大開啟高度下介質氣液比與組合閥進出口壓差關系曲線。

圖6 組合閥在不同開啟高度時氣液比與進出口壓差關系曲線

3 流量系數

流量系數是泵閥設計計算最重要的特征參數之一，由于閥內流動的復雜性，在閥口處壓力梯度大，反映宏觀流動特性的流量系數很難求取。因此在實際應用中是通過檢測閥進、出口處的壓力來計算流量系數。

對于組合閥流量系數的計算，首先通過模擬得到閥進出口壓差，然后根據下式進行求解［6］，即

式中：Cd為閥口流量系數；qV為閥的體積流量，m3／s；Δp 為閥進出口壓差，Pa；ρ為介質密度，kg／m3；A（h）為閥隙過流面積，m2。

組合閥的閥隙過流面積為

式中：d為排出閥芯直徑，m；h為閥芯最大開啟高度，m。

油氣兩相介質的密度為［13］

式中：β0為介質氣液比；ρg為天然氣密度，kg／m3；ρl為油液密度，kg／m3。

為確定不同最大開啟高度、不同介質氣液比下的流量系數，將流量、密度和仿真計算得到的壓差代入式（2）進行計算，得到流量系數與不同最大開度、不同氣液比的關系，曲線如圖7所示。

由圖7可知：在最大開啟高度一定時，隨著介質氣液比的增大，流量系數基本保持不變，說明介質氣液比對流量系數的影響很小；當介質氣液比一定時，隨著最大開啟高度的增大流量系數減小，說明最大開度對組合閥流量系數的影響較大。

圖7 組合閥在不同開啟高度時氣液比與流量系數關系曲線

4 結論

1） 當介質氣液比保持恒定時，隨著閥芯最大開度的增大，閥入口處的壓力減小，進出口壓差減小；而當閥芯最大開啟高度恒定時，隨著介質氣液比的增大，閥芯底面的壓力減小，同時閥進出口壓差也呈現出減小的趨勢。

2） 在最大開啟高度一定時，隨著介質氣液比的增大，流量系數基本保持不變；當介質氣液比一定時，流量系數隨著最大開啟高度的增大而減小。

［1］Schoener H J.Multiphase help for gas reduction［J］.Word Pumps，2009（9）：24－28.

［2］宮 敬.混相輸送技術與應用［J］.油氣儲運，2003，22（9）：35－38.

［3］高文凱，梁 政，鐘功祥，等.往復泵自動球閥運動規律研究［J］.流體機械，2007，35（11）：37－41.

［4］董世民，王尊策，李德富，等.往復泵自動球閥的精確運動微分方程及其數值解［J］.力學與實踐，1999，21（5）：28－31.

［5］楊國安，黃 聰，于 麗.基于FLUENT的鉆井泵閥隙流場仿真計算［J］.石油礦場機械，2008，37（3）：41－44.

［6］鄭淑娟，權 龍，陳 青.閥芯運動過程液壓錐閥流場的CFD計算與分析［J］.農業機械學報，2007，38（1）：169－172.

［7］Davis J A，Stewart M.Predicting Globe Control Valve Performance—Part I：CFD Modeling ［J］.Journal of Fluids Engineering，2002，124（3）：772－777.

［8］鮑慧梅.高精度計量泵的泵閥運動規律分析及優化設計［D］.杭州：浙江工業大學，2008.

［9］《往復泵設計》編寫組.往復泵設計［M］.北京：機械工業出版社，1987.

［10］張曉東，李俊華.基于Fluent的錐形節流閥流場數值模擬［J］.石油礦場機械，2009，38（9）：50－52.

［11］Chen Q，Stoffel B.CFD simulation of a hydraulic servo valve with turbulent flow and cavitation［J］.ASME，PVP，2004，491（1）：197－203.

［12］于 勇，張俊明，姜連田.FLUENT入門與進階教程［M］.北京：北京理工大學出版社，2010.

［13］李寶寬，霍慧芳，欒葉君，等.RH真空精煉系統氣液兩相循環流動的均相流模型［J］.金屬學報，2005，41（1）：61－63.