頁巖氣壓縮機撬裝模塊系統散熱分析及布局優化

黃志強，王智勇，黃 山，秦飛虎，楊 金

（1.西南石油大學 機電工程學院，四川成都 610500；2.石油天然氣裝備技術四川省科技資源共享服務平臺，四川成都 610500；3.中國石油集團濟柴動力有限公司成都壓縮機分公司，四川成都 610100）

目前，我國高碳的化石能源占能源消耗總量的84%[1]，意味著我國要在2060年前實現碳中和的節能減排目標面臨極大挑戰。同時，天然氣消費量逐年攀升[2]，2020年我國天然氣對外依存度達到了45.1%[3]。因此，開發清潔低碳能源是必然趨勢。頁巖氣是一種清潔能源，大力開發頁巖氣不僅有利于發展低碳經濟，而且能保障我國能源安全。

頁巖氣壓縮機是頁巖氣開采中后期重要的增壓設備，廣泛應用于頁巖氣增壓外輸工藝中[4]。為了滿足頁巖氣高效快速開采的需求，采用模塊化隔聲罩進行降噪及通風散熱，但由于壓縮機服役地區夏季的最高環境溫度可達40℃，且壓縮機內部電機及高溫氣體等熱源不斷產生熱量，熱量積聚在隔聲罩的狹小空間內，導致壓縮機撬裝模塊系統長期處于“外烤內烘”的悶熱狀態，壓縮機散熱不佳，電機、壓縮缸、進排氣管道、空冷器等主要部件溫度較高，嚴重影響了壓縮機的正常運行及操作人員的作業安全。

近些年來，國內外學者主要從數值模擬和現場實驗兩方面對大型封閉空間的通風散熱問題進行了研究[5-7]。此外，牛萌萌[8]開展了天然氣壓縮機房通風系統速度場和溫度場的研究，基于此優化設計了通風系統。萬鑫[9]、劉權[10]等運用計算流體力學（computational fluid dynamics，CFD）數值模擬方法，開展了不同類型工業廠房通風的氣流流動與傳熱研究。劉水長等[11]開展了自卸車發動機艙內熱流場的散熱特性研究。Wang等[12]分別對不同小型機艙的結構開展了散熱特性與氣流分布研究。張樹峰[13]利用Fluent軟件研究了不同通風口位置對隔聲罩內柴油發電機組速度場和溫度場的影響。楊曉[14]開展了通風管自身結構對隔聲罩內發電機組流場影響的研究。Dou等[15]研究了高于地面的進氣口的高度對封閉空間通風散熱性能的影響。

目前，對大型工業廠房環境中壓縮機的通風散熱研究較多，對隔聲罩等小型空間內頁巖氣壓縮機撬裝模塊系統的散熱研究較少。實際上，進入隔聲罩的冷風具有一定的熱量，且在不同通風散熱方案下風量略有差異，會導致從進風口進入系統的外界熱量存在差異，因此可以將一定時間內進、排風口流體的熱量差即相對散熱量作為散熱效果的評價指標之一。本文采用CFD數值模擬與現場實驗相結合的方法，研究頁巖氣壓縮機撬裝模塊系統速度場、溫度場的分布規律，并根據散熱效果的主要影響因素確定評價指標，來評價、分析壓縮機的散熱效果；結合仿真與實驗結果，優化設計原撬裝模塊系統的布局，以提升壓縮機散熱效果。

1 壓縮機撬裝模塊系統組成

壓縮機撬裝模塊系統主要由電機、壓縮缸、緩沖罐、進排氣管道和空冷器等部件組成，如圖1所示。

圖1 壓縮機撬裝模塊系統的組成Fig.1 Composition of compressor skid mounted module system

2 壓縮機撬裝模塊系統散熱仿真分析

2.1 仿真模型的建立

壓縮機撬裝模塊系統中螺栓等細微結構對計算結果影響較小，因此對撬裝模塊進行適當簡化。抽取計算流體域，得到撬裝模塊系統散熱仿真模型，如圖2所示。

圖2 壓縮機撬裝模塊系統散熱仿真模型Fig.2 Heat dissipation simulation model of compressor skid mounted module system

2.2 數學模型及控制方程的建立

考慮到壓縮機的主要熱源為電機和高溫管道，忽略摩擦產生的熱量，確定流體物理屬性為不可壓縮、湍流、定常的理想流體。符合Boussinesq密度假設，流體流動與換熱過程遵守流體力學的質量守恒、動量守恒和能量守恒等定律[16-17]。

1）質量守恒方程為：

式中：ρ為流體密度，kg/m3；t為時間，s；u、ν、w分別為流體在x、y、z方向的速度分量，m/s。

2）動量守恒方程為：

式中：Fx、Fy、Fz分別為單位質量流體的體積力在x、y、z方向的分量，N；μ為流體動力黏度，Pa·s；p為靜壓，Pa。

3）能量守恒方程為：

式中：h為流體的比焓，J/kg；U為流體微元的速度，m/s；λ為流體導熱系數，W/（m·K）；T為熱力學溫度，K；φ為黏性力所做的功，J；Sh為流體內熱源項，W/m3。

2.3 網格劃分及邊界條件設置

由于模型結構復雜，采用Fluent軟件的多面體網格劃分方法。網格外觀呈蜂窩狀，在流域與壁面接觸部分進行局部網格加密，設置5層增長率為1.2的邊界層。在不影響計算結果的前提下，綜合考慮計算精度和計算時間后進行網格劃分，劃分后模型總網格數為10 042 498個。

湍流模型選用Realizablek-ε模型[18]。進風口邊界條件選擇壓力入口邊界，壓力為0 Pa，溫度為40℃；排風口邊界條件選擇排風扇（exhaust fan），根據CBF-600型軸流風機的設計壓力設置出口壓力為75 Pa；其他邊界設置為無滑移壁面邊界條件。材料均設置為鋼結構?？紤]到夏季高溫影響，采用太陽射線跟蹤算法[19]，輸入四川威遠地區的經緯度坐標（東經104.3°，北緯29.4°，與壓縮機撬裝模塊系統散熱實驗地點的地理位置相同），結合夏季最高溫度出現的時間，計算太陽輻射強度。根據壓縮機應用現場環境，其主要熱源邊界條件的設置如表1所示。

表1 壓縮機主要熱源邊界條件設置Table 1 Boundary condition setting of main heat source of compressor

考慮到在極端高溫環境中管道實際溫度高于外界溫度40℃，且須保證電機在正常工作溫度20～50℃內工作，因此取溫度高于45℃的為高溫區，低于45℃的為低溫區。另外，由于散熱效果較好區域的流速普遍高于0.75 m/s，取流速高于0.75 m/s的為高流速區，低于0.75 m/s的為低流速區。

2.4 仿真結果分析

2.4.1 速度場特性分析

1）壓縮機整體速度場特性分析。

壓縮機整體高流速區如圖3所示。分析圖3可知：在風機壓力及進氣分離器固體結構的阻擋作用下，高流速區主要分布在進風口到前側壓縮缸的水平區域，以及流體分流后從右側流向排風口和從左側流向空冷器的區域，其體積約占整個熱源區域體積的15%。除前側壓縮缸和進氣分離器外，電機、壓縮缸后側、底部管道和空冷器等均未被高流速區覆蓋，這不利于部件的對流換熱。壓縮機整體相對散熱量為12 430.7 W。

圖3 壓縮機整體高流速區Fig.3 Overall high flow rate area of compressor

2）熱源特征截面速度場特性分析。

根據壓縮機撬裝結構的尺寸及主要熱源的分布位置，選取電機長軸截面、電機短軸截面和后側壓縮缸短軸截面作為熱源特征截面，如圖4所示。

圖4 壓縮機熱源特征截面示意Fig.4 Schematic of characteristic section of compressor heat source

所選取的熱源特征截面的速度場如圖5所示。分析圖5可知：流體在電機長軸截面、電機短軸截面、后側壓縮缸短軸截面的平均速度分別為0.57，0.51，0.42 m/s，平均速度較低；高流速區的面積占比遠小于低流速區，高流速區的面積占比分別為14.36%，16.11%，16.39%；高流速區主要分布在進風口到前側壓縮缸的水平區域，電機、壓縮缸后側及管道區域均處于低流速區，導致其散熱效果不佳。

圖5 壓縮機熱源特征截面速度場Fig.5 Characteristic section velocity field of compressor heat source

2.4.2 溫度場特性分析

1）壓縮機整體溫度場特性分析。

壓縮機整體高溫區如圖6所示。分析圖6可知：高溫區在整個區域的體積占比為9.38%，且主要分布在壓縮缸后側與電機熱源交互作用的區域和底部高溫管道所在的區域；在電機周圍區域多熱源熱堆積，對空冷器影響較大，導致空冷器附近高溫區體積占比較大。因此，須提升電機、底部管道和空冷器所在區域的整體散熱效果。

圖6 壓縮機整體高溫區Fig.6 Overall high temperature area of compressor

2）熱源特征截面溫度場特性分析。

壓縮機熱源特征截面的溫度場如圖7所示。分析圖7可知：電機長軸截面、電機短軸截面、后側壓縮缸短軸截面的平均溫度分別為46.28，48.03，55.02℃，高溫區面積占比分別為20.72%，25.61%，13.60%；各截面的平均溫度較高，結合速度場特性分析結果，各熱源區域流速較慢，熱源產生的大量熱量未能及時排出，導致散熱效果不佳，影響關鍵部件的安全可靠性。

圖7 壓縮機熱源特征截面溫度場Fig.7 Characteristic section temperature field of compressor heat source

通過壓縮機撬裝模塊系統速度場和溫度場的仿真分析可知：由于隔聲罩進風口布置于管道平面之上，進入的冷空氣未能有效覆蓋底部高溫管道，而排風口布置在電機靠前位置的上部區域，導致大部分進口的高速流體水平運動到前側壓縮缸區域后以斜直線的方式從排風口排出，并未覆蓋電機、壓縮缸后側和空冷器等熱源區域。因此，可以通過降低進風口位置及后移出風口位置，改善氣流組織設計，提高熱源區域的對流換熱強度，從而達到增強散熱的目的。

3 壓縮機撬裝模塊系統散熱實驗

3.1 實驗對象及儀器

實驗對象為服役于四川威遠地區的DTY500型頁巖氣壓縮機，如圖8所示。

圖8 DTY500型頁巖氣壓縮機Fig.8 DTY500 shale gas compressor

由于隔聲罩內流速和溫度處于動態變化中，采用具有連續測試及存儲功能的熱敏式風速儀進行測量。在正常工作條件下，將熱敏式風速儀放到各測點上，通過熱敏探頭采集流速和溫度，如圖9所示。每個測點的測量時間為2 min，取測量值的平均值作為測試結果。

圖9 壓縮機測點流速和溫度的采集Fig.9 Collection of flow rate and temperature at the measuring point of compressor

3.2 測點布局

為了準確反映壓縮機正常工作時隔聲罩內流速和溫度的分布規律，根據仿真分析結果，結合測試的便捷性以及測試數據的完整性，將測點布置在距進風口4 600 mm的截面A和電機與空冷器之間距進風口9 200 mm的截面B上。選取壓縮機短軸方向的四等分截面以及在上部低溫區和下部高溫區豎直方向的三等分截面，將該截面與A、B截面的交點作為測點。具體測點的布局如圖10所示。

圖10 壓縮機測點布局Fig.10 Layout of compressor measuring points

3.3 實驗結果及其與仿真結果的對比

以測試當天的環境參數為邊界條件，進行仿真計算。將各測點流速和溫度的測試值與仿真值進行對比，如圖11所示。分析圖11可知：

圖11 壓縮機各測點流速和溫度測試值與仿真值的對比Fig.11 Comparison between flow rate and temperature test values and simulation values at each measuring point of compressor

1）截面B上各測點的流速較低，溫度較高，而截面A整體流速較高，溫度較低。

2）截面A和B上各測點流速和溫度測試值與仿真值的變化規律基本一致。各截面上測點流速測試值與仿真值的平均誤差約為13.39%。

3）截面A上各測點溫度仿真值與測試值的誤差基本在5%以下，平均誤差為3.86%，可見仿真計算精度較高。截面B上各測點溫度的測試值略高于仿真值，主要原因是在空冷器內部管線降溫過程中部分熱量傳遞到管線周圍區域，導致該周圍區域的溫度有所上升。截面B上各測點溫度仿真值與測試值的平均誤差為13.28%。

綜上所述，各截面上測點流速和溫度測試值與仿真值的變化規律基本一致，所有測點流速和溫度仿真值與測試值的平均誤差分別為13.39%、8.57%，均在工程允許范圍內，驗證了壓縮機散熱仿真分析方法及結果的正確性。

4 壓縮機撬裝模塊系統布局優化

4.1 優化方案設計

根據仿真和實驗結果，為了提升壓縮機的散熱效果，須改善其氣流組織設計[20-22]。因此，對撬裝模塊系統的進排風口位置進行優化。通過測量得到進風口與底部管線的安全距離約為308 mm，排風口與空冷器的安全距離約為1 383 mm，據此進行進排風口布局優化，結果如圖12所示。

圖12 撬裝模塊系統進排風口布局優化Fig.12 Layout optimization of air inlet and outlet of skid mounted module system

綜上，將進風口位置優化方案表示為｛I1：原位置；I2：下移154 mm；I3：下移308 mm｝，排風口位置優化方案表示為｛O1：原位置；O2：后移461 mm；O3：后移922 mm｝，據此得出9種優化試驗方案，如表2所示。

表2 進排風口位置優化試驗方案Table 2 Test plan for optimizing the position of air inlet and outlet

4.2 散熱效果評價

由壓縮機撬裝模塊系統的主要散熱方式可知，系統散熱效果的主要影響因素為流體流速和溫度，而散熱效果則由系統被帶走的熱量值來表征。因此，以速度場、溫度場和相對散熱量為指標，來評價和分析系統的散熱效果。首先通過最能直觀體現散熱效果的相對散熱量進行方案的初選。各優化方案下系統相對散熱量如表3所示。由表3可知：進排風口布局優化后壓縮機的整體散熱效果得到提升，而方案I3-O2（進風口下移308 mm，排風口后移461 mm）和方案I3-O3（進風口下移308 mm，排風口后移922 mm）下相對散熱量較大，散熱效果最為顯著，因此，初步優選的方案為I3-O2和I3-O3。在此基礎上，對該方案下熱源特征截面的速度場和溫度場進行分析和評價，從而遴選出散熱效果最佳的進排風口布局方案。方案I3-O2和I3-O3下系統散熱評價指標值如表4所示。

表3 各優化方案下系統相對散熱量Table 3 Relative heat dissipation of the system under each optimization scheme

表4 方案I3-O2和I3-O3下壓縮機熱源特征截面散熱評價指標值Table 4 Evaluation index values of heat dissipation of characteristic section of compressor heat source under I3-O2 and I3-O3 schemes

由表4可知：方案I3-O3下系統散熱評價指標值優于方案I3-O2，電機、壓縮缸等設備的安全性更好，且由于方案I3-O3下相對散熱量為18 192.7 W，大于方案I3-O2下的相對散熱量17 830.9 W，因此方案I3-O3下系統整體散熱效果更佳，確定進排風口布局優化方案為I3-O3。

原方案和I3-O3方案下壓縮機整體高溫區的對比如圖13所示。

圖13 原方案和I3-O3方案下壓縮機整體高溫區的對比Fig.13 Comparison of overall high temperature area of compressor under original scheme and I3-O3 scheme

通過對比分析可知：選用I3-O3方案優化后，壓縮機整體高溫區體積占比為3.65%，相比于優化前的9.38%減少了61.09%；優化后系統相對散熱量達到了18 192.7 W，相比于優化前的12 430.7 W提高了46.34%；優化后各熱源特征截面散熱效果優于優化前，設備安全性更佳。

因此，將進風口下移308 mm，排風口后移922 mm，可以使電機、壓縮缸、管道、空冷器等主要部件的溫度顯著降低，熱源區域的流速更大，對流換熱明顯增強，整體高溫區體積占比及各熱源特征截面高溫面積占比大幅減小，散熱效果得到顯著提升，有效保障了壓縮機的運行安全。

5 結 論

1）建立了頁巖氣壓縮機撬裝模塊系統散熱仿真模型并進行散熱仿真。結果表明：高流速區主要分布在進風口到前側壓縮缸的水平區域，未實現對電機、管道、空冷器等熱源區域的大范圍覆蓋，導致系統整體散熱效果不佳。

2）開展了壓縮機撬裝模塊系統散熱實驗。結果表明：截面B上各測點流速較低，溫度較高，而截面A整體流速較高，溫度較低；所有測點流速和溫度測試值與仿真值的變化趨勢一致，仿真值與測試值的平均誤差分別為13.39%、8.57%，均在工程允許范圍內，驗證了壓縮機撬裝模塊系統散熱仿真分析方法的正確性。

3）運用全面試驗法，開展了9種進排風口布局優化方案的對比分析。結果表明，最終的布局優化方案為I3-O3，即進風口下移308 mm，排風口后移922 mm。優化后系統的相對散熱量達到了18 192.72W，相比優化前提高了46.34%，通風散熱效果顯著提升。研究結果對壓縮機撬裝模塊系統的優化設計提供了理論依據。