基于Fluent 的輸液管路壓力波動仿真

朱群偉，張永祥，朱丹宸，劉樹勇

(海軍工程大學 動力與工程學院，湖北 武漢 430033)

0 引 言

隨著現(xiàn)代工業(yè)的不斷發(fā)展，管路被廣泛應用于船舶、大型重裝設備及石油、天然氣等輸送系統(tǒng)。管道的振動不僅對管道的壽命和安全造成一定影響，而且還會破壞與其相連接的儀表、閥口、機械等設備。研究表明，在船舶管系中，潤滑油管路壓力波動是引起潤滑油管道及附屬設備振動的主要原因。管內(nèi)流體在泵的作用下壓力、速度、密度等參數(shù)隨時間呈周期性的脈動[1]。當脈動的流體遇到閥門、法蘭、彎頭等阻抗管路部件時，將產(chǎn)生一定隨時間周期變化的激振力，在激振力的作用下會引起振動和噪聲問題[2]。在我國每年因管道壓力波動而導致管道破壞造成的損失難以估量，因此對管道壓力波動研究具有廣泛的工程背景與經(jīng)濟意義。

為了控制壓力波動帶來的危害，國內(nèi)外學者不斷探究管道流體壓力波動的產(chǎn)生機理，尋找解決降低壓力波動的方法，并取得了一定的成果。黨錫淇[3]介紹了氣流脈動和振動的背景，研究內(nèi)容和基本方法，并對流體的壓力脈動給出了理論分析。周紅等[4]通過分析了管道內(nèi)流體的連續(xù)方程和運動方程，推導了脈動壓力的二階偏微分方程，通過對彎管處的激振力分析，揭示了壓力脈動引起管路系統(tǒng)振動的機理。祁仁俊[5]對液壓系統(tǒng)中壓力產(chǎn)生脈動的機理進行分析，總結(jié)出脈動壓力的基本種類與特征,并對壓力脈動的頻率成分進行了分析。Kanyanta[6]進行了流體數(shù)值模型的驗證試驗研究，模型用于預測管內(nèi)流體脈動。從目前的研究現(xiàn)狀來看對輸液流體壓力脈動的研究較少且只停留在理論分析。

本文以細長復雜彎管為研究對象，采用計算流體動力學軟件Fluent 對管路內(nèi)流場壓力脈動特性進行數(shù)值模擬，分析管道不同位置壓力脈動特性。采用快速傅里葉變換對監(jiān)測點的壓力進行分析，闡明管道布置及運行工況對管道內(nèi)流體壓力脈動特性的影響。并通過試驗驗證仿真結(jié)果的真實性，為減少管道壓力波動、合理的管道布局和工況設置提供理論依據(jù)。

1 建立模型

1.1 幾何建模與網(wǎng)格劃分

該研究模型是由某船柴油機潤滑油系統(tǒng)簡化而來，該系統(tǒng)由雙頭三螺桿泵、管路及其附屬設備組成，幾何模型簡化如圖1 所示，它由9 個彎頭和10 個直管構(gòu)成三維復雜彎管。管道的內(nèi)徑D 為34 mm，壁厚e 為4 mm，90°彎頭的曲率半徑Rc 為34 mm，管道的總長約9.5 m。流體從入口垂直管流入管道后垂直流出。利用前處理軟件ICEM 來繪制管道流體圖形并劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格生成圖如圖2 所示。由于該管道是一個整體性比較好的封閉管道，故采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。考慮到網(wǎng)格尺寸過大會降低模擬精度，無法精確仿真流體的流動過程；網(wǎng)格過密時后期導入Fluent 時因為網(wǎng)格數(shù)量過多迭代速度慢，對計算機配置有很高的要求，計算成本較高。綜合以上因素選取網(wǎng)格總數(shù)為755 282。

圖1 管道的三維模圖Fig. 1 Three-dimensional model of pipeline

1.2 計算模型的建立

圖2 流體域網(wǎng)格劃分Fig. 2 Mesh generation in fluid domain

流體在流經(jīng)管道的過程中必須滿足連續(xù)性方程。本文主要研究潤滑油流經(jīng)復雜彎管時內(nèi)部流體的壓力波動特性，因為所研究流體的初速度遠小于聲速，因此假設潤滑油的流動是不可壓縮流動。本次模擬的是不可壓縮的粘性流體在管道內(nèi)做湍流運動，考慮收斂性和計算精度及工程實際情況，湍流模型采用standard k-ε 雙方程模型，潤滑油在管道流動過程中還要遵守質(zhì)量守恒定律。具體微分公式如下[7]：

連續(xù)性方程

粘性流體動量方程

湍 動能 k 和湍流耗散 ε方 程：

其 中：ρ為流體密度；ux，uy，uz為速度矢量在 x,y和z方向上的速度矢量；μ為流體動力學粘度；μt為湍流粘性；f為切體力；GK，Gb為湍動能項；C1，C2，C3為經(jīng)驗常量，取值分別為1.44，1.92，0.99；σk，σε為湍流prandtl 數(shù)，取值為1.0 和1.3[8]。

雙頭螺桿泵出口壓力波動頻率是螺桿泵轉(zhuǎn)頻的2 倍[9]。潤滑油速度和壓力隨時間呈周期性變化，但是管道內(nèi)壓力波動主要是壓力的脈動所引起的，速度的脈動所占的比例很小。δ表示管內(nèi)壓力波動率，δ值反映管內(nèi)壓力波動的大小。管內(nèi)流體的瞬時壓力可以看成在平均壓力的基礎上疊加若干脈動分量，所以輸油管進口壓力可以表述成：

式中： P0為管道進口的平均壓力，不隨時間的變化而變化；fi為流體脈動頻率；n為螺桿泵轉(zhuǎn)速；Z1為主動螺桿主的螺旋頭數(shù)；為波動壓力的最大值；Pmin為波動壓力的最小值；P 為平均圧力。

當m=1 時，則

在工程的實際計算中，流體流經(jīng)管道時流體流動的壁面沿程不變或微小變化時產(chǎn)生的阻力為沿程阻力。由沿程阻力引起的能量損失稱為沿程損失 Pf；當固體邊界急劇變化時，如管道彎頭、擴縮、閘閥，在很短的距離流體為了克服邊界發(fā)生的劇變而引起的阻力稱為局部阻力；克服局部阻力的能量損失稱為局部損失 Pm。

式中：l為管長；d為管徑；ν為斷面平均流速；g為重力加速度； λ為沿程阻力系數(shù)；ξ為局部阻力系數(shù)。

整個管道的能量損失等于各管段沿程損失和局部損失的總和[10]。

1.3 邊界條件的設定與監(jiān)測點的布置

選取流體介質(zhì)為4520 合成潤滑油，初始溫度為40 ℃，密度860 kg/m3，運動粘度46 mm2/s。流體入口設定為pressure-inlet，流體出口設定為pressure-out，通過用戶自定義函數(shù)（UDF）的編寫控制管道的出入口壓力。在Fluent 中選擇基于壓力分離式的求解器，離散格式采用2 階離散格式，采用SIMPLE 算法。在計算過程中，根據(jù)收斂情況，可以將松弛因子進行適當調(diào)整，收斂殘差標準均設為10-3。為了充分獲取管道內(nèi)不同位置處的壓力波動情況，在管道流體計算區(qū)域內(nèi)布置了6 個監(jiān)測點，分別為P1～P6，這6 個點布置在管道入口、出口及管道直管處，進而捕獲各個監(jiān)測點瞬態(tài)壓力變化值，監(jiān)測點的位置如圖1 所示。

2 計算結(jié)果與分析

根據(jù)柴油機實際工況，在不同轉(zhuǎn)速下潤滑油管道出口壓力 pb范圍0.2～0.8 MPa，輸油泵的轉(zhuǎn)速范圍 n為1 500～2 400 r/min。經(jīng)實驗測得不同轉(zhuǎn)速下的能量損失如表1 所示。由于管道入口平均壓力 P0由背壓和能量損失共同決定，在仿真分析時選取入口平均壓力為：

表1 不同轉(zhuǎn)速下的能量損失Tab. 1 Energy Loss at different rotational speed

選取 Pt和 Pb作為壓力入口和壓力出口的邊界條件進行仿真，分析不同工況下監(jiān)測點處壓力波動率系數(shù)δ值，進而分析背壓，輸油泵的轉(zhuǎn)速及管道布置對管道流體壓力波動的影響。

轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，1 800 r/min，2 100 r/min 和2 400 r/min時，分別選取4 個工況點作為邊界條件，如表2～表5所示。

表2 1 500 r/min 時仿真工況Tab. 2 1 500 r/min simulation conditions

表3 1 800 r/min 時仿真工況Tab. 3 1 800 r/min simulation conditions

表4 2 100 r/min 時仿真工況Tab. 4 2 100 r/min simulation conditions

表5 2 400 r/min 時仿真工況Tab. 5 2 400 r/min simulation conditions

2.1 壓力波動頻率

圖3 為選取背壓0.8 MPa 時，對不同壓力監(jiān)測點測試的壓力信號進行傅里葉變換（FFT），得到不同壓力監(jiān)測點壓力脈動幅值 P 和頻率 f。當轉(zhuǎn)速是1 500 r/min，1 800 r/min，2 100 r/min 和2 400 r/min時，管道內(nèi)流體的脈動主頻率分別50 Hz，60 Hz，70 Hz 和80 Hz。雖然在4 倍轉(zhuǎn)頻和6 倍轉(zhuǎn)頻處也出現(xiàn)了壓力波動幅值，但幅值相對于波動主頻幅值較小。管道流體的壓力波動主頻率是轉(zhuǎn)頻的2 倍，即管路液體壓力波動頻率就是泵的出口壓力波動頻率，它是由泵對流體的周期性吸排作用引起。

圖3 監(jiān)測點的壓力脈動頻率和幅值分布Fig. 3 Frequency and amplitude distribution of pressure fluctuation at monitoring points

2.2 背壓和泵轉(zhuǎn)速對管道壓力波動影響

圖4 不同監(jiān)測點的壓力波動率Fig. 4 Pressure fluctuation rate of different monitoring points

圖4 為不同背壓下各監(jiān)測點壓力波動率 大小分布。由圖分析可得管道各監(jiān)測點的壓力波動大小不同，轉(zhuǎn)速為1 500 r/min 時，壓力波動率最大值在p1點，沿管路壓力逐漸減小，當背壓為0.2 MPa 是壓力波動相對其他工況較小；轉(zhuǎn)速為1 800 r/min，2 100 r/min和2 400 r/min 時，點P2處壓力波動率最大，當背壓為0.2 MPa 是壓力波動相對其他工況較大。由于管道或液壓元件的剛度大，振動阻力大且不存在缺陷時，壓力波動將逐漸衰減趨于穩(wěn)定，因此流體沿流動方向監(jiān)測點壓力波動率逐漸減小，在點P3～P5處減小的幅度較小，由于背壓為恒壓，監(jiān)測點P6靠近出口方向，所以P6點的壓力波動率減小顯著。整體來看背壓對壓力波動的影響比較復雜，它受到背壓和轉(zhuǎn)速的耦合作用。在實際工程中，若要減少壓力波動，不能只單一的調(diào)節(jié)背壓來降低壓力波動，需要綜合考慮轉(zhuǎn)速和背壓的影響。

圖5 不同監(jiān)測點的壓力波動率Fig. 5 Pressure fluctuation at different monitoring points

圖5 為相同被壓不同轉(zhuǎn)速下各監(jiān)測點壓力波動率δ的分布。管內(nèi)各點壓力波動率隨轉(zhuǎn)速增加而增加。當轉(zhuǎn)速增加時，管內(nèi)的潤滑油脈動頻率和流動速度增加，流體在管道彎頭處撞擊更加強烈，激振力增大使得管內(nèi)壓力波動率增加。由于該管道彎頭集中在點P2～P5之間，波動的流體遇到彎管后產(chǎn)生反射波，導致P2點的壓力波動最大，流體壓力波動率最大。

通過上述對不同工況下管內(nèi)壓力特性的分析，發(fā)現(xiàn)不同轉(zhuǎn)速下隨著背壓改變，壓力波動呈不同的變化趨勢；背壓相同時，隨著轉(zhuǎn)速的升高管內(nèi)各監(jiān)測點壓力波動增大。

3 試驗驗證

為了驗證所建仿真模型的可行性，搭建試驗臺架對部分試驗進行驗證，通過已驗證仿真結(jié)果的正確性，判斷其他仿真結(jié)果的正確性。

在試驗臺架潤滑油管道的入口、出口及點P1處安裝壓力傳感器，采集各點的壓力信號。把采集的入口和出口壓力信號的時間序列，通過寫入profile 文件作為仿真的出入口邊界條件。通過監(jiān)控記錄P1點壓力信號數(shù)據(jù)，與實驗數(shù)據(jù)相對比判斷仿真模型的可行性。如圖6 是對2 400 r/min 背壓0.8 MPa 的工況下仿真曲線和試驗曲線。

圖6 相同工況下的仿真曲線和試驗曲線Fig. 6 Simulating and testing curves under the same working conditions

通過對比，試驗得到的流體在P1處的壓力變化趨勢及數(shù)值與仿真得到的相近，計算結(jié)果和試驗結(jié)果吻合較好。可以看出試驗和仿真得到的曲線存在誤差，實驗過程中背壓的不穩(wěn)定也會導致實驗值略大于仿真值。計算誤差在可接受范圍內(nèi)，表明仿真模擬與試驗結(jié)果反映的規(guī)律基本一致，計算結(jié)果是可靠的。

4 結(jié) 論

1）利用計算流體力學軟件Fluent，對潤滑油管道內(nèi)部流場壓力波動規(guī)律進行了探索，通過對各監(jiān)測點數(shù)據(jù)的傅里葉變換，發(fā)現(xiàn)管道流體脈動的頻率和輸液泵的激勵頻率相同，輸液泵周期性吸排作用是導致管內(nèi)壓力波動的主要原因。

2）對不同工況下管內(nèi)壓力特性的分析，發(fā)現(xiàn)相同轉(zhuǎn)速下隨著背壓的改變，壓力波動呈不同的變化趨勢，即背壓是影響管路壓力波動的重要因素；背壓相同時，隨著轉(zhuǎn)速的升高管內(nèi)壓力波動增大。

3）流體在流經(jīng)管道彎頭密集區(qū)域時，產(chǎn)生的激振力增大較為明顯；流體速度越大遇到彎管時所產(chǎn)生的激振力越大。因此在管道設計的過程中應盡量減小彎頭的數(shù)量。

以上結(jié)論將有助于在工程實際中更好地進行液壓系統(tǒng)管道的結(jié)構(gòu)設計和管線的布局設計，為液壓系統(tǒng)減振降噪的實現(xiàn)提供參考。