多級(jí)壓縮機(jī)氣閥壽命評(píng)估與極限含水量預(yù)測(cè)

基金項(xiàng)目：西安交通大學(xué)-中石化股份有限公司西北油田分公司校企合作項(xiàng)目“多介質(zhì)條件下高壓注氣工藝研究”（20211182）。

針對(duì)目前油田天然氣回注具有介質(zhì)含水多、壓力高且變化范圍寬等特點(diǎn)，多級(jí)往復(fù)式壓縮機(jī)容易產(chǎn)生水擊破壞，如何預(yù)測(cè)極限含水量以有效防止水擊是亟需解決的關(guān)鍵問題。采用計(jì)算流體力學(xué)方法，數(shù)值模擬并分析了多級(jí)壓縮機(jī)注入濕氣條件下各級(jí)氣閥閥片的動(dòng)力學(xué)特性，得到了不同天然氣含水量的氣閥閥片載荷分布。進(jìn)一步結(jié)合nCode計(jì)算疲勞，預(yù)測(cè)了多級(jí)壓縮機(jī)氣閥服役壽命與極限含水量。JGC-4型壓縮機(jī)模擬計(jì)算結(jié)果表明：隨著進(jìn)氣含水量增大，壓縮機(jī)排氣壓力提高，氣缸內(nèi)不斷析出水滴，致使水擊產(chǎn)生，且對(duì)高壓級(jí)影響更為顯著，壓縮機(jī)整機(jī)進(jìn)氣含水體積分?jǐn)?shù)上限為0.43%。研究結(jié)果可為多級(jí)往復(fù)式壓縮機(jī)的應(yīng)用提供技術(shù)支撐。

注氣用壓縮機(jī)；往復(fù)式壓縮機(jī)；水擊破壞；VOF模型；疲勞壽命

TE974

A

015

Service Life Evaluation and Ultimate Water Content

Prediction on Gas Valve of Multistage Compressor

Li Peng^1，2 Zhang Tonghe³ Gao Qiuying^1，2 Sun Yongyao^1，2 Sun Jinju³

（1.SINOPEC Northwest Company of China Petroleum and Chemical Corporation; 2.Key Laboratory for Enhanced Oil Recovery of Carbonate Fractured-Vuggy Reservoir， Sinopec; 3.School of Energy and Power Engineering， Xi’an Jiaotong University）

Gas reinjection in oilfields has the characteristics such as water contained in medium， high and wide variable range of pressure， the multistage reciprocating compressor is easily damaged by water hammer. How to predict the ultimate water content to effectively prevent water hammer is a key issue that urgently needs to be solved. In this paper， with the help of the computational fluid dynamics method， the dynamic characteristics of all levels of gas valve plates in multistage compressor under wet gas injection conditions were numerically simulated and analyzed， obtaining the load distribution of gas valve plates under different water contents of natural gas. Then， using the nCode software， the service life and ultimate water content of gas valves in multistage compressor were predicted. The simulation calculation results of JGC-4 compressor show that as the water content of incoming gas increases， the discharge pressure of the compressor increases， and water droplets continuously separates in the cylinder， causing water hammer to occur， which has more obvious influence on high pressure stage. The upper limit of water content in incoming gas of the compressor is 0.43%. The research results provide technical support for the application of multistage reciprocating compressors.

gas injection compressor; reciprocating compressor; water hammer damage; VOF model; fatigue life evaluation

0 引 言

隨著西北油田的不斷開發(fā)，該區(qū)域平均井口壓力不斷下降，為了提升西北油氣田的采收率，需要利用增壓設(shè)備回注天然氣。但該區(qū)塊的天然氣注入方式復(fù)雜、介質(zhì)壓力高且變化范圍寬，具體表現(xiàn)為部分井中天然氣含有水、硫化氫、二氧化碳等物質(zhì)^［1-2］。在實(shí)際注氣中天然氣經(jīng)壓縮機(jī)壓縮后壓力極高，最高可達(dá)60 MPa。在此工況下，若缸內(nèi)存在液滴將會(huì)隨著往復(fù)活塞共同運(yùn)動(dòng)，壓縮機(jī)部件尤其是壓縮機(jī)氣閥會(huì)受到水擊而產(chǎn)生破壞^［3-4］，該問題亟需解決。

T.RICCARDO等^［5］采用CFD（計(jì)算流體力學(xué)）方法預(yù)測(cè)了往復(fù)式壓縮機(jī)內(nèi)吸入介質(zhì)帶水對(duì)壓縮機(jī)各部件的影響，采用流固耦合方法預(yù)測(cè)隨著進(jìn)氣介質(zhì)含水量增加，壓縮機(jī)連桿曲柄活塞等部件受應(yīng)力變化。甘慶明等^［6］研究往復(fù)式壓縮機(jī)進(jìn)氣閥的多物理場(chǎng)變化特點(diǎn)，運(yùn)用CFD和動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)模擬進(jìn)氣閥從膨脹到進(jìn)氣的整個(gè)過程。通過模擬流場(chǎng)計(jì)算閥片壁面上的壓力，然后求解閥片運(yùn)動(dòng)方程，獲得了閥片的運(yùn)動(dòng)規(guī)律以及瞬時(shí)溫度場(chǎng)和流場(chǎng)。劉德基等^［7］運(yùn)用往復(fù)式壓縮機(jī)理論研究了不同彈簧剛度、曲軸轉(zhuǎn)速和升程時(shí)的進(jìn)氣閥運(yùn)動(dòng)規(guī)律，通過閥片位移曲線分析了彈簧剛度、曲軸轉(zhuǎn)速和升程對(duì)滯后關(guān)閉與顫振的影響。馬晶晶等^［8］通過圓弧與直線的曲線擬合逼近閥片變形曲線，進(jìn)而獲得復(fù)合型限制器型線；分別對(duì)新設(shè)計(jì)的圓弧和直線型限制器和傳統(tǒng)直線型限制器及圓弧型限制器的閥片動(dòng)應(yīng)力進(jìn)行模擬預(yù)測(cè)，得到其使用壽命。慕光宇等^［9］通過不同模型分析舌簧排氣閥運(yùn)動(dòng)規(guī)律，得到單質(zhì)點(diǎn)模型相比懸臂梁模型能更準(zhǔn)確地反映舌簧排氣閥的運(yùn)動(dòng)規(guī)律這一結(jié)論。WANG S.L.等^［10-11］ 在往復(fù)式壓縮機(jī)數(shù)值模擬方面開展了有意義的研究，結(jié)合擠壓動(dòng)態(tài)網(wǎng)格和流體結(jié)構(gòu)相互作用進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，模擬了壓縮機(jī)的氣門動(dòng)力學(xué)、氣缸蓋散熱表現(xiàn)出了內(nèi)部和外部熱流行為。結(jié)果表明，排放閥的最大沖擊速度是吸入閥的4.8倍，意味著排放閥更容易疲勞損壞，氣缸蓋的預(yù)測(cè)外表面溫度與試驗(yàn)測(cè)量值偏差小于6.9%，從而驗(yàn)證了所提出的方法。YUAN W.等^［12］采用流固耦合方法研究了壓縮機(jī)內(nèi)流體對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路的影響。黃日寧等^［13］采用應(yīng)力疲勞曲線來預(yù)估壓縮機(jī)氣閥壽命，針對(duì)某往復(fù)式壓縮機(jī)排氣閥，探究不同載荷對(duì)氣閥應(yīng)力分布的影響。WU W.F.等^［14］利用ADINA建立了經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證的三維流體-結(jié)構(gòu)相互作用（FSI）模型，以研究壓縮機(jī)氣閥的振蕩運(yùn)動(dòng)。馬元等^［15］采用試驗(yàn)方法研究了跨臨界CO₂活塞壓縮機(jī)閥片運(yùn)動(dòng)特性。鄭詔星等^［16］研究了往復(fù)壓縮機(jī)網(wǎng)狀閥閥片運(yùn)動(dòng)規(guī)律及應(yīng)力。

如上所述，之前的研究人員對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)開展了很有價(jià)值的研究且取得重要進(jìn)展。但是，有關(guān)水擊對(duì)壓縮機(jī)氣閥服役壽命影響的研究卻少有報(bào)道。因此，筆者重點(diǎn)研究了濕氣注入情況下注氣用壓縮機(jī)不可避免的水擊現(xiàn)象。結(jié)合CFD計(jì)算、動(dòng)力學(xué)計(jì)算以及疲勞壽命預(yù)測(cè)方法，研究了氣閥壽命與含水量的關(guān)系，評(píng)估了不同進(jìn)氣含水量時(shí)壓縮機(jī)氣閥服役壽命，探究了允許含水量的上限。研究結(jié)果可為多級(jí)往復(fù)式壓縮機(jī)的應(yīng)用提供技術(shù)支撐。

1 數(shù)值模型

1.1 研究對(duì)象

壓縮機(jī)工作過程中，氣缸內(nèi)部壓力、溫度不斷變化影響著閥片運(yùn)動(dòng)，因此，整個(gè)工作過程的模擬較為復(fù)雜。將壓縮機(jī)整體模型分為流體域和結(jié)構(gòu)域，采用ANSYS平臺(tái)中的Fluent和 Transient Structural模塊進(jìn)行計(jì)算。選取壓縮機(jī)氣缸內(nèi)流場(chǎng)、氣閥流道和該氣閥的固體區(qū)域進(jìn)行耦合計(jì)算。實(shí)際的壓縮機(jī)流道部件多且較為復(fù)雜，所以在建立壓縮機(jī)流體域模型時(shí)，需要對(duì)其進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化。將氣缸容積和曲柄轉(zhuǎn)角、活塞運(yùn)動(dòng)之間的關(guān)系采用動(dòng)網(wǎng)格方法表達(dá)，其在上下止點(diǎn)之間運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生網(wǎng)格，運(yùn)動(dòng)公式為：

X=r1－cosnπ30t+r2λ1－cosnπ15t （1）

式中：X為活塞位移，mm；r為曲柄半徑，mm；n為轉(zhuǎn)速，r/min；t為運(yùn)動(dòng)時(shí)間，s；λ為曲柄半徑與連桿長(zhǎng)之比。

根據(jù)表1數(shù)據(jù)建立計(jì)算域，如圖1所示。其中，圖1右側(cè)所示氣閥流道連接著壓縮機(jī)氣缸上表面，活塞上表面做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，造成氣閥流體域入口處溫度和壓力的變化。流場(chǎng)計(jì)算采用非定常計(jì)算；經(jīng)過時(shí)間步無關(guān)性驗(yàn)證后，時(shí)間步選取為4.167×10^-5 s（即曲柄轉(zhuǎn)角每旋轉(zhuǎn)0.25°所需的時(shí)間）；用于計(jì)算通量的方法為一階迎風(fēng)格式；采用VOF模型處理壓縮機(jī)工質(zhì)天然氣含水的多相流情況；湍流模型采用k-ε模型，求解方法為PISO。壓縮機(jī)氣缸及氣閥流體域有限元網(wǎng)格模型如圖2所示。

壓縮機(jī)的氣閥運(yùn)動(dòng)隨時(shí)間變化，在仿真中采用瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。根據(jù)經(jīng)典力學(xué)理論可知，瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)問題遵循的平衡方程如下：

Mx″+Cx′+Kx=Ft（2）

式中：M是質(zhì)量矩陣，kg；C是阻尼矩陣，kg/s；K是剛度矩陣，kg/s²；F t是力矢量，N；x是位移矢量，m；x′是速度矢量，m/s；x″是加速度矢量，m/s²。

氣閥固體域中，閥片與閥座、升程限制器等零件之間設(shè)置碰撞接觸，閥片與閥座之間設(shè)置摩擦接觸，閥座和升程限制器外部臺(tái)階面處設(shè)置固定約束。氣閥內(nèi)的彈簧通過彈簧單元設(shè)置在閥片和升程限制器間的對(duì)應(yīng)位置，氣閥閥片有限元網(wǎng)格如圖3所示，閥片參數(shù)如表2所示。本研究中，壓縮機(jī)氣閥閥片材料為30CrMnSiA合金鋼，該材料的屈服強(qiáng)度為835 MPa，抗拉強(qiáng)度為1 080 MPa。

1.2 數(shù)值計(jì)算方法

往復(fù)式壓縮機(jī)內(nèi)介質(zhì)為氣液混合物，在模擬中需要采用數(shù)值模型表達(dá)工質(zhì)的氣液兩相狀態(tài)^［17-18］，采用VOF模型處理壓縮機(jī)天然氣含水的多相流情況，模擬壓縮機(jī)內(nèi)部介質(zhì)流動(dòng)以捕捉水擊點(diǎn)。VOF 方法基于歐拉法描述輸運(yùn)方程，假設(shè)多種流體（或相）互不相溶，引入相體積分?jǐn)?shù)來實(shí)現(xiàn)對(duì)每一個(gè)計(jì)算單元相界面的追蹤。

在 VOF 方法中，相分?jǐn)?shù)α_g和 α₁分別表示氣相與液相在網(wǎng)格單元中的體積分?jǐn)?shù)。建立并求解相分?jǐn)?shù)輸運(yùn)方程獲得氣液兩相體積分?jǐn)?shù)，可以實(shí)現(xiàn)對(duì)氣液相界面的捕捉。當(dāng)系統(tǒng)中只存在氣液兩相時(shí)，僅考慮其中一相的相體積分?jǐn)?shù)方程即可，另一相體積分?jǐn)?shù)通過關(guān)系式α_g+α₁=1求得。以液相的相體積分?jǐn)?shù)輸運(yùn)方程為例，其計(jì)算式為：

式中：U為速度矢量，m/s。

壓縮機(jī)內(nèi)氣閥和活塞都在運(yùn)動(dòng)，CFD模擬中耦合了氣閥和活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的壓縮機(jī)復(fù)雜內(nèi)流場(chǎng)計(jì)算^［19］，由于氣閥水平放置，閥片重力的影響可以忽略。假設(shè)閥片在每個(gè)時(shí)間步中均以恒定速度運(yùn)動(dòng)，則2個(gè)相鄰時(shí)間步間的速度關(guān)系可表示為：

v_n=v_n－1+d²Ldt²dt=v_n－1+F_g－F_S－F_cmdt（4）

式中：v_n、v_n-1 為相鄰2個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)內(nèi)的閥片速度，m/s；dt 為時(shí)間步長(zhǎng)，s；F_g 為氣缸側(cè)作用在氣閥上的氣體力，N；F_S 為彈簧預(yù)緊力，N；F_c為閥腔側(cè)作用在氣閥上的氣體力，N。

基于擠壓式動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)^{［11，19］}，結(jié)合氣閥和活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的控制方程，實(shí)現(xiàn)往復(fù)壓縮機(jī)流體域中運(yùn)動(dòng)壁面的位置變化和流體域網(wǎng)格的更新，并采用瞬態(tài)計(jì)算方法計(jì)算。

流體域計(jì)算時(shí)用到的三維可壓縮流體控制方程主要包括連續(xù)性方程、動(dòng)量方程及能量方程。

連續(xù)性方程：

動(dòng)量方程：

能量方程：

式中：c為流體比熱容，J/（kg·K）；k為流體導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）；p為流場(chǎng)中的壓力，Pa；S_u、S_v、S_w分別為動(dòng)量方程項(xiàng)在x、y、z 方向的源項(xiàng)，Pa·m；T為流場(chǎng)溫度，K；u、v、w為x、y、z方向的速度分量，m/s；S_T為能量方程的熱能源項(xiàng)，kg·K/（m³·s）;μ為流體動(dòng)力黏度，Pa·s；ρ為流體密度，kg/m³。

1.3 方法實(shí)施流程

往復(fù)式壓縮機(jī)受水擊影響最嚴(yán)重的區(qū)域?yàn)槲⑴艢忾y的閥片。這是因?yàn)槲⑴艢忾y片的彈性與強(qiáng)度按照氣體流動(dòng)設(shè)計(jì)，故需計(jì)算含水注入情況，即氣閥開啟到關(guān)閉時(shí)段內(nèi)的受力情況。壓縮機(jī)氣閥壽命評(píng)估流程如圖4所示。首先，計(jì)算考慮氣閥和活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的往復(fù)壓縮機(jī)復(fù)雜內(nèi)流場(chǎng)得到收斂結(jié)果；其次，將內(nèi)流場(chǎng)載荷作用到氣閥模型上得到收斂結(jié)果，將氣閥的動(dòng)態(tài)應(yīng)力導(dǎo)入到疲勞壽命分析模塊，進(jìn)行易損件疲勞壽命的預(yù)測(cè)，最終得到各級(jí)壓縮機(jī)氣閥服役壽命。

2 結(jié)果與討論

2.1 壓縮機(jī)水擊分析

在天然氣開采過程中，未經(jīng)處理常含有水和其

他成分的天然氣被稱為濕天然氣。濕天然氣注入時(shí)，由于含液態(tài)水，其密度是天然氣的數(shù)十倍甚至數(shù)百倍^［20-21］，所以流動(dòng)時(shí)水產(chǎn)生的動(dòng)量比氣體大得多、產(chǎn)生的沖擊也大得多，故需要對(duì)該情況下氣閥處流場(chǎng)進(jìn)行分析。

相比于吸氣閥開啟瞬間，排氣閥閥片開啟瞬間缸內(nèi)壓力更大，故相較于進(jìn)氣閥，排氣閥受到?jīng)_擊更加嚴(yán)重，故這里主要研究對(duì)象為壓縮機(jī)排氣閥。數(shù)值模擬中考慮到夾雜較多液滴的天然氣在氣缸內(nèi)的流動(dòng)，兩相流在氣閥閥片上產(chǎn)生的沖擊不僅強(qiáng)度大而且頻率高，強(qiáng)大的沖擊力會(huì)使氣閥閥片很快斷裂。

數(shù)值計(jì)算結(jié)果顯示，當(dāng)每級(jí)活塞運(yùn)動(dòng)到曲柄轉(zhuǎn)角300°～380°之間時(shí)（即氣閥排氣階段），排氣閥受到的氣體力和水擊壓力最大。

不同進(jìn)氣含水量第一級(jí)壓縮機(jī)排氣閥閥片處的壓力云圖如圖5所示。上半部分圖片為壓力云圖，下半部分圖片為液滴分布圖。圈中標(biāo)記壓力較高點(diǎn)（即水擊點(diǎn)）隨著含水量不斷增加，壓縮機(jī)受到水擊的頻率越來越高。濕氣注入含水體積分?jǐn)?shù)越大，產(chǎn)生的沖擊壓力越大，各級(jí)均有不同程度的水擊發(fā)生，需對(duì)氣閥閥片進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。

2.2 各級(jí)進(jìn)、排氣氣閥閥片動(dòng)態(tài)應(yīng)力分析

將上述計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入到固體域進(jìn)行動(dòng)力學(xué)計(jì)算，計(jì)算氣閥所受的動(dòng)態(tài)應(yīng)力。

這里展示含水體積分?jǐn)?shù)為1%時(shí)壓縮機(jī)排氣閥閥片所受的動(dòng)態(tài)應(yīng)力。各級(jí)壓縮機(jī)氣閥在曲柄轉(zhuǎn)角約為300°時(shí)打開，截取氣閥開啟到閉合對(duì)應(yīng)曲柄轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)所受到的動(dòng)態(tài)應(yīng)力，得到各級(jí)氣閥應(yīng)力云圖，如圖6所示。

含水體積分?jǐn)?shù)為1%時(shí)氣閥所受到的動(dòng)態(tài)應(yīng)力隨曲柄轉(zhuǎn)角變化見圖7。由圖7可以看出，當(dāng)排氣閥打開時(shí)，排氣閥閥片受到的動(dòng)態(tài)應(yīng)力逐級(jí)增加，第四級(jí)由于受到液體力最大，故閥片運(yùn)動(dòng)速度最快，閥片與行程限制器接觸產(chǎn)生了更大的應(yīng)力。壓縮機(jī)第一級(jí)到第四級(jí)氣閥閥片在工作周期內(nèi)動(dòng)態(tài)應(yīng)力最大值分別為185.81、202.37、233.48、264.41 MPa，壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速較高，故容易產(chǎn)生高周疲勞損壞。

2.3 各級(jí)進(jìn)、排氣氣閥閥片服役壽命研究

在壓縮機(jī)運(yùn)行過程中，氣閥閥片啟閉時(shí)，其在彈簧力、氣體力等共同作用下，與閥座、行程限制器發(fā)生碰撞，易產(chǎn)生疲勞失效。壓縮機(jī)氣閥閥片作為易損件，其壽命直接影響著壓縮機(jī)的使用。故預(yù)測(cè)氣閥閥片的服役壽命對(duì)其安全運(yùn)行有重要指導(dǎo)意義。

采用基于應(yīng)力的疲勞壽命計(jì)算方法，計(jì)算中需要根據(jù)零件上的平均應(yīng)力對(duì)其S-N曲線上不同循環(huán)次數(shù)下的疲勞極限進(jìn)行修正。使用Soderberg方程對(duì)其平均應(yīng)力進(jìn)行修正，修正公式為：

σ_a=σ_－11－σ_mσ_s（10）

式中：σ_a為應(yīng)力幅值，σ_－1為對(duì)稱循環(huán)下的應(yīng)力幅值，σ_m為平均應(yīng)力，σ_s為屈服強(qiáng)度，單位均為Pa。

將上面強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果中閥片受到的動(dòng)態(tài)應(yīng)力的結(jié)果導(dǎo)入到nCode DesignLife中，設(shè)置Soderberg方程修正，評(píng)估服役壽命。將單個(gè)往復(fù)周期疲勞結(jié)果與轉(zhuǎn)速相除，得到氣閥的服役壽命。壓縮機(jī)各級(jí)氣閥閥片經(jīng)疲勞計(jì)算所得到的疲勞運(yùn)行時(shí)間如圖8所示。由圖8可以看出，氣閥壽命隨含水體積分?jǐn)?shù)增加而縮短，特別是高壓級(jí)氣閥隨含水體積分?jǐn)?shù)增加，其服役壽命縮短最為顯著。當(dāng)進(jìn)氣含水體積分?jǐn)?shù)高于0.43%時(shí)，壓縮機(jī)第四級(jí)的疲勞壽命最先低于JBT 2231.4—2013要求的最短服役壽命（4 000 h）。故為確保壓縮機(jī)運(yùn)行壽命滿足要求，該JGC-4壓縮機(jī)的注入介質(zhì)含水體積分?jǐn)?shù)上限為0.43%。

3 結(jié) 論

（1）采用流固耦合方法得到多級(jí)往復(fù)式壓縮機(jī)易損件受到的動(dòng)態(tài)應(yīng)力，并結(jié)合nCode軟件壽命，評(píng)估了易損件氣閥閥片的服役壽命。

（2）與干氣注入相比，在注入濕氣壓縮過程中，介質(zhì)中的水隨著氣缸壓力上升而析出。隨著進(jìn)氣含水量增加，氣閥閥片受到水擊所產(chǎn)生的應(yīng)力增大。

（3）對(duì)JGC-4型壓縮機(jī)的研究結(jié)果表明：隨著進(jìn)氣含水量增加，氣閥服役壽命不斷縮短，而且此變化趨勢(shì)對(duì)高壓級(jí)尤為顯著，其第四級(jí)的進(jìn)氣含水體積分?jǐn)?shù)上限預(yù)測(cè)值為0.43%。

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第一作者簡(jiǎn)介：李鵬，工程師，生于1985年，2008年畢業(yè)于西南石油大學(xué)，現(xiàn)從事油氣儲(chǔ)運(yùn)技術(shù)研究及應(yīng)用工作。地址：（830011）新疆烏魯木齊。電話：（0991）3161025。email：lipeng.xbsj@sinopec.com。

通信作者：孫金菊，教授。email：jjsun@mail.xjtu. edu.cn。