BOG壓縮機不同啟動方式熱分析及缸蓋螺栓預緊力分析①

杜 鑫 燕 翌 李 云

(西安交通大學化學工程與技術學院)

LNG用BOG壓縮機進氣溫度一般在-160～-120℃，氣缸由進氣端至排氣端在穩定工況下將會形成高達數十攝氏度的溫度梯度。氣缸各部位將產生嚴重的熱變形，對壓縮機的安全運行造成一定的影響，因此對BOG壓縮機的啟動方式和啟動過程中氣缸部位的熱學力學研究是極其必要的。目前BOG壓縮機主要存在兩種啟動工況：一種是常溫直接啟動，在常溫下壓縮機即開始啟動進行氣體壓縮；另一種是預冷啟動，啟動過程中只通入低溫氣體，進排氣閥處在強制開啟狀態，壓縮機零負載運轉，待缸內溫度穩定后再帶載運行。

現有一種新的啟動方式，即-40℃預進氣啟動方式，該方案是先給壓縮機通入-40℃低溫氣體進行壓縮，待氣缸溫度穩定后再通入-160℃氣體壓縮。筆者將評估這種新的啟動方式對壓縮機啟動過程平穩性的影響。

現有文獻對BOG壓縮機啟動過程中的瞬態和穩態溫度場、缸蓋螺栓連接件的靜態力學特性進行了一定研究[1～4]。然而，BOG壓縮機常溫下啟動至超低溫工作溫度的過程中，氣缸缸蓋均會經歷劇烈的溫度變化，在啟動過程中缸蓋螺紋連接件的瞬態力學特性尚未得到關注。因此，本研究主要分為兩部分，第1部分主要利用有限元方法進行溫度場模擬，在前人分析的基礎上，改善氣缸溫度場模擬邊界條件設置，比較BOG壓縮機在各種啟動方式下氣缸溫度場的特點；第2部分將溫度場分析結果加載至瞬態應力分析，研究缸蓋螺紋連接件在不同啟動方式中的應力特性。

1 模型簡介與網格劃分

圖1中主體為BOG壓縮機氣缸，上端為進氣管接管法蘭和進氣閥閥孔，下端為排氣管接管法蘭和排氣閥閥孔。氣缸軸向背側與活塞桿、中體隔熱腔連接，正側由一塊缸蓋密封，沿缸蓋軸向均勻布置12個M36螺栓。氣缸和缸蓋材料相同，為高鎳球墨鑄鐵QTiNi35；螺栓材料為304不銹鋼。

圖1 BOG壓縮機氣缸缸蓋結構示意圖

由于氣缸結構不規則，全六面體網格劃分難度很大，因此在保證大部分網格為六面體的情況下允許少部分網格為四面體，利用較密的網格優化網格形狀使計算更加精確。網格劃分如圖2所示，氣缸沿軸向對稱，因此只取一半體積計算以減少計算時間，分析時間設置為10h。

圖2 BOG壓縮機氣缸溫度場模擬網格劃分

2 氣缸瞬態溫度場分析

氣缸的瞬態熱學分析主要模擬氣缸在啟動過程中的溫度場變化情況，先對氣缸熱分析的邊界條件進行設置，主要可分為氣缸外壁、進排氣通道和氣體壓縮腔3部分。其中各個邊界條件設置均包含流體溫度與換熱系數兩組數據。

2.1 邊界條件設置

2.1.1氣缸外壁邊界條件設置

氣缸外壁與環境接觸，已有的文獻大多將它設置為自然對流邊界條件，因此流體溫度全部設置為環境溫度，即33℃(參考試車環境)[1，3]。但對于BOG壓縮機，由于氣缸工作溫度極低，隨著啟動過程的進行，氣缸外壁出現逐漸增厚的冰層，冰層的存在會使氣缸外壁的傳熱條件變為自然對流、冰層導熱和缸壁導熱3部分。

冰層厚度隨著時間增長不斷增加，對于氣缸外壁面，初始時熱阻主要為自然對流換熱熱阻，隨時間增長冰層導熱熱阻不斷增加，而缸壁導熱熱阻相對于其他兩個可以忽略，因此，筆者將冰層導熱熱阻和自然對流換熱熱阻疊加，得出氣缸外壁面的等效對流換熱系數。其中自然對流換熱系數，取值于參考文獻[3]。文中，啟動時間設置為10h，冰層增長速度為8.35×10-6m/s。由計算可知，在啟動過程中氣缸與外壁的總換熱系數由23W/(m2·K)降至5W/(m2·K)左右。

對于-40℃預進氣啟動工況，情況稍有不同，第1階段由于進氣溫度較高，排氣溫度將高于常溫。此時氣缸外結冰較為困難，由于缺乏數據支撐，對于本工況，設置前5h的自然對流換熱系數為恒定值23W/(m2·K)，在后5h換熱系數仍然按照公式計算。

2.1.2進排氣通道邊界條件設置

進排氣通道內的換熱系數計算可使用管內強制對流換熱關聯式進行計算，筆者使用D-B公式和Gnielinski公式分別進行計算，計算結果見表1。

表1 進排氣通道內對流換熱系數 W/(m2·K)

兩種公式計算結果差距較小，在此選用Re數范圍更廣、精度更高的Gnielinski公式結果作為模擬邊界條件[5]。

進排氣通道的流體溫度設置文中采用指數型溫度關聯式，表達式為：

其中，T∞為穩態溫度，T0為啟動初始時氣體溫度，單位均為熱力學溫標，tmax為總試車時間，本例中為10h，γ反映溫度的下降速度。

采用上式，可以將流體溫度設置簡化為初始溫度T0和穩態溫度T∞兩個溫度的設定。首先對于進氣通道，認為氣體在進氣通道內的溫升很有限，設置初始溫度與穩態溫度均為-160℃；對于排氣通道，氣體的溫升包括壓縮腔內氣體壓縮的溫升和與缸壁換熱的溫升兩部分。

對于-160℃預冷工況，不存在壓縮過程，根據實驗數據，設置初始溫度為-100℃，穩態溫度為-160℃。

a. 預冷啟動工況

b. 直接啟動工況

c. -40℃預進氣啟動工況

2.1.3缸內壓縮腔邊界條件設置

缸內壁面邊界條件的設置與進排氣通道有所不同，由于缸內氣體在壓縮機工作時，其溫度、壓力均處在變化之中，瞬時對流換熱系數也隨時間作劇烈變化。目前尚未查找到專用于壓縮機的內壁面對流換熱系數關聯式，相關文獻均利用內燃機氣缸內壁面對流換熱系數關聯式進行替代[1,3]。筆者采用其中應用較為廣泛的Hohenberg公式[6,7]：

αg=130·Vg-0.06·pg0.8·Tg-0.4·(Cm+1.4)0.8

其中，Cm為活塞平均速度，pg和Tg分別為氣缸內氣體的瞬時壓力和溫度，Vg為瞬時壓縮腔容積，均可根據壓縮機的計算得出。為簡化計算，最終使用平均對流換熱系數，即107.67W/(m2·K)。

對于預冷啟動工況，由于不存在壓縮過程，可按照強制對流換熱模型，換熱系數采用表1所計算的值。各工況壓縮腔流體溫度為進排氣腔的平均值，如圖3所示。

2.2 計算結果與分析

由于氣缸溫度場模擬邊界條件設置較多，且屬于以設計參數為基準的假設性條件。因此必須與實驗數據對比以驗證計算結果的可靠性。此處使用的實驗數據是浙江強盛壓縮機制造有限公司BOG壓縮機樣機空載試車時的溫度實時數據。壓縮機設計參數與尺寸結構均與模擬一致，保證了模型的一致性。對比結果如圖4所示，用作對比的模擬計算參數分別是缸內與缸蓋平均溫度。

圖4 預冷工況下壓縮腔與缸蓋溫度

首先從趨勢上說模擬值與實驗值之間保持了較好的一致性。特別是前半段數據十分吻合，說明模擬能夠較好地反映壓縮機啟動過程中溫度變化規律。而后半段實驗數據出現了波動和反升的狀況。這是由于預冷試車時，壓縮機進氣溫度是由液氮與常溫氮氣混合而保證的，二者流量的波動會影響混合氣體的溫度，從而無法滿足進氣溫度的穩定，在后半段進氣溫度顯著高于了設計值。總之，對比結果能夠初步定性地證明模擬邊界條件設置的合理性，但仍然存在進一步驗證考察的空間。

圖5展示出了3種工況下氣缸組件內溫度極值和差值隨時間變化的情況。可以看出，直接啟動工況和預冷工況的最低溫度在啟動后不久即接近-160℃，而最高溫度在啟動過程中緩慢下降，因此最大溫差出現在啟動初始階段，可達160℃左右。

a. 最小值

b. 最大值

c. 溫度差

而對于-40℃預進氣工況，由于啟動初始通入的氣體溫度較高，在受到壓縮功和缸壁傳熱的雙重影響下溫度高于常溫，因此氣缸內最高溫度出現了短暫的上升，最高達60℃，而后緩慢下降。在通入-160℃低溫氣體后氣缸快速冷卻，其規律接近前兩種工況。圖6展示出了3種工況下沿缸蓋螺栓的溫度變化情況。

a. 直接啟動工況

b. -160℃預冷工況

c. -40℃預進氣工況

圖6 3種工況下沿缸蓋螺栓的溫度變化情況

可以看出，對于直接啟動和預冷啟動，最大溫差仍然出現在啟動初始階段，而后溫差逐漸縮小，兩種工況下最大溫差分別為62℃和52℃。而對于-40℃預進氣工況，在啟動階段一，各個螺栓由于其位置不同，溫度變化規律截然不同，接近低溫進氣腔的螺栓溫度下降，而接近排氣腔的螺栓溫度上升；在啟動階段二，所有螺栓溫度都快速上升。最大溫差出現在階段二開始不久，達到67℃。

從溫度場的變化可以看出，-40℃預進氣工況下，氣缸內的溫差情況并不優于其余兩種啟動方式，這是由于-40℃的進氣溫度過高，在階段一氣缸相當一部分部位溫度均處在常溫范圍(可從圖6c看出)，甚至高于常溫。再通入-160℃低溫氣體，氣缸溫度仍然急劇降低，出現很大的溫差。

3 缸蓋螺栓預緊力分析

本節對BOG壓縮機啟動過程中氣缸缸蓋螺栓的預緊力進行了分析，將上述氣缸瞬態溫度場的計算結果加載至瞬態力學分析中，模擬螺栓在受到氣缸溫度變化所引起的熱應力下預緊情況的變化。

由于本節分析與上節中氣缸瞬態溫度場分析屬于承接關系，因此模型與網格劃分情況之前一致。為了使結果更清晰有序，按照空間位置將沿缸蓋半周螺栓從上到下依次編號1#～12#，在螺栓的中部截面施加一個向內的壓縮力，以模擬螺栓在預緊狀態下的受力。初始預緊力為250kN。分析共取兩個載荷步，第1個載荷步加載螺栓預緊力載荷，在第2個載荷步中將第1個載荷步中的預緊力引起的形變導入，以此模擬整體預緊狀態，并逐步導入瞬態溫度場載荷，共10h。

計算可得3種啟動方式下沿缸蓋螺栓的預緊力變化如圖7所示，圖中各線表示缸蓋12個不同螺栓的預緊力變化圖。

a. 直接啟動工況

b. 預冷啟動工況

c. -40℃預進氣啟動工況

圖7 3種工況下沿缸蓋螺栓的預緊力變化情況

可以看出，各個工況下螺栓預緊力在低溫均出現快速上升，這是由于缸蓋組件螺栓材料熱膨脹率遠大于缸蓋和氣缸所致。3種工況下啟動結束時最大預緊力分別為342、368、371kN。較常溫預緊力226kN分別上升了51.3%、62.8%和64.2%。相當于螺栓內平均拉應力由材料屈服強度的50%上升到75.6%、81.4%和82.1%。

3種工況下螺栓預緊力還都出現了顯著的分布不均勻的現象，這是由于各個螺栓在啟動過程中溫度不均勻引起的，定義預緊力不均勻度如下式：

可以看出，-40℃時預進氣工況最大預緊力不均勻度最高，達到25.4%，預冷工況時最低，為20.4%。

圖8 3種工況下缸蓋螺栓預緊力不均勻度

4 結論

4.13種啟動方式對于BOG壓縮機來說是殊途同歸的關系，最終都要使壓縮機進入正常運轉狀態。通過對壓縮機溫度場以及螺栓預緊力的分析可以看出，對于常溫直接啟動和-160℃預冷啟動，壓縮機氣缸部位最大溫差發生在啟動伊始階段(0.2～3.0h)，缸蓋螺栓預緊力不均勻度也因此在此時最大。而-40℃預進氣啟動的最大溫差和最大螺栓預緊力均發生在啟動即將結束階段(6～8h)。

4.2常溫直接啟動、-160℃預冷啟動和-40℃預進氣啟動3種啟動方式的氣缸最大溫差分別為62、52、67℃，最大螺栓預緊力不均勻度分別為22.5%、20.4%和25.4%。可以看出-160℃預冷啟動方式的氣缸最大溫差和螺栓預緊力最大不

均勻度均小于其他兩種啟動方式，因此壓縮機如經-160℃預冷啟動進入正常工作狀態，在最惡劣工況的表現優于其他兩種啟動工況，壓縮機啟動過程更加平穩。

4.3-40℃預進氣啟動過程中的氣缸最大溫差和最大螺栓預緊力均高于常溫直接啟動方式和-160℃預冷啟動方式，分別高出8.1%、28.8%和12.9%、24.5%，啟動過程最不平穩。

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