杜 鑫 燕 翌 李 云

(西安交通大學(xué)化學(xué)工程與技術(shù)學(xué)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(wěn)定工況下將會形成高達數(shù)十攝氏度的溫度梯度。氣缸各部位將產(chǎn)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(xué)力學(xué)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(yù)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(tài)，壓縮機零負載運轉(zhuǎn)，待缸內(nèi)溫度穩(wěn)定后再帶載運行。

現(xiàn)有一種新的啟動方式，即-40℃預(yù)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(wěn)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(wěn)性的影響。

現(xiàn)有文獻對BOG壓縮機啟動過程中的瞬態(tài)和穩(wěn)態(tài)溫度場、缸蓋螺栓連接件的靜態(tài)力學(xué)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(jīng)歷劇烈的溫度變化，在啟動過程中缸蓋螺紋連接件的瞬態(tài)力學(xué)特性尚未得到關(guān)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(chǔ)上，改善氣缸溫度場模擬邊界條件設(shè)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(jié)果加載至瞬態(tài)應(yīng)力分析，研究缸蓋螺紋連接件在不同啟動方式中的應(yīng)力特性。

1 模型簡介與網(wǎng)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(cè)與活塞桿、中體隔熱腔連接，正側(cè)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(jié)構(gòu)示意圖

由于氣缸結(jié)構(gòu)不規(guī)則，全六面體網(wǎng)格劃分難度很大，因此在保證大部分網(wǎng)格為六面體的情況下允許少部分網(wǎng)格為四面體，利用較密的網(wǎng)格優(yōu)化網(wǎng)格形狀使計算更加精確。網(wǎng)格劃分如圖2所示，氣缸沿軸向?qū)ΨQ，因此只取一半體積計算以減少計算時間，分析時間設(shè)置為10h。

圖2 BOG壓縮機氣缸溫度場模擬網(wǎng)格劃分

2 氣缸瞬態(tài)溫度場分析

氣缸的瞬態(tài)熱學(xué)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(shè)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(shè)置均包含流體溫度與換熱系數(shù)兩組數(shù)據(jù)。

2.1 邊界條件設(shè)置

2.1.1氣缸外壁邊界條件設(shè)置

氣缸外壁與環(huán)境接觸，已有的文獻大多將它設(shè)置為自然對流邊界條件，因此流體溫度全部設(shè)置為環(huán)境溫度，即33℃(參考試車環(huán)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(xiàn)逐漸增厚的冰層，冰層的存在會使氣缸外壁的傳熱條件變?yōu)樽匀粚α?、冰層?dǎo)熱和缸壁導(dǎo)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(dǎo)熱熱阻不斷增加，而缸壁導(dǎo)熱熱阻相對于其他兩個可以忽略，因此，筆者將冰層導(dǎo)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(shù)。其中自然對流換熱系數(shù)，取值于參考文獻[3]。文中，啟動時間設(shè)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(shù)由23W/(m2·K)降至5W/(m2·K)左右。

對于-40℃預(yù)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(jié)冰較為困難，由于缺乏數(shù)據(jù)支撐，對于本工況，設(shè)置前5h的自然對流換熱系數(shù)為恒定值23W/(m2·K)，在后5h換熱系數(shù)仍然按照公式計算。

2.1.2進排氣通道邊界條件設(shè)置

進排氣通道內(nèi)的換熱系數(shù)計算可使用管內(nèi)強制對流換熱關(guān)聯(lián)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(jié)果見表1。

表1 進排氣通道內(nèi)對流換熱系數(shù) W/(m2·K)

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

進排氣通道的流體溫度設(shè)置文中采用指數(shù)型溫度關(guān)聯(lián)式，表達式為：

其中，T∞為穩(wěn)態(tài)溫度，T0為啟動初始時氣體溫度，單位均為熱力學(xué)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(shè)置簡化為初始溫度T0和穩(wěn)態(tài)溫度T∞兩個溫度的設(shè)定。首先對于進氣通道，認為氣體在進氣通道內(nèi)的溫升很有限，設(shè)置初始溫度與穩(wěn)態(tài)溫度均為-160℃；對于排氣通道，氣體的溫升包括壓縮腔內(nèi)氣體壓縮的溫升和與缸壁換熱的溫升兩部分。

對于-160℃預(yù)冷工況，不存在壓縮過程，根據(jù)實驗數(shù)據(jù)，設(shè)置初始溫度為-100℃，穩(wěn)態(tài)溫度為-160℃。

a. 預(yù)冷啟動工況

b. 直接啟動工況

c. -40℃預(yù)進氣啟動工況

2.1.3缸內(nèi)壓縮腔邊界條件設(shè)置

缸內(nèi)壁面邊界條件的設(shè)置與進排氣通道有所不同，由于缸內(nèi)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(shù)也隨時間作劇烈變化。目前尚未查找到專用于壓縮機的內(nèi)壁面對流換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式，相關(guān)文獻均利用內(nèi)燃機氣缸內(nèi)壁面對流換熱系數(shù)關(guān)聯(lián)式進行替代[1,3]。筆者采用其中應(yīng)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(nèi)氣體的瞬時壓力和溫度，Vg為瞬時壓縮腔容積，均可根據(jù)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(shù)，即107.67W/(m2·K)。

對于預(yù)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(shù)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(jié)果與分析

由于氣缸溫度場模擬邊界條件設(shè)置較多，且屬于以設(shè)計參數(shù)為基準的假設(shè)性條件。因此必須與實驗數(shù)據(jù)對比以驗證計算結(jié)果的可靠性。此處使用的實驗數(shù)據(jù)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(shù)據(jù)。壓縮機設(shè)計參數(shù)與尺寸結(jié)構(gòu)均與模擬一致，保證了模型的一致性。對比結(jié)果如圖4所示，用作對比的模擬計算參數(shù)分別是缸內(nèi)與缸蓋平均溫度。

圖4 預(yù)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(shù)據(jù)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(guī)律。而后半段實驗數(shù)據(jù)出現(xiàn)了波動和反升的狀況。這是由于預(yù)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(wěn)定，在后半段進氣溫度顯著高于了設(shè)計值?？傊?，對比結(jié)果能夠初步定性地證明模擬邊界條件設(shè)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(nèi)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(yù)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(xiàn)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(yù)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(nèi)最高溫度出現(xiàn)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(guī)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(yù)冷工況

c. -40℃預(yù)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(yù)冷啟動，最大溫差仍然出現(xiàn)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(yù)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(guī)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(xiàn)在階段二開始不久，達到67℃。

從溫度場的變化可以看出，-40℃預(yù)進氣工況下，氣缸內(nèi)的溫差情況并不優(yōu)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(xiàn)很大的溫差。

3 缸蓋螺栓預(yù)緊力分析

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

由于本節(jié)分析與上節(jié)中氣缸瞬態(tài)溫度場分析屬于承接關(guān)系，因此模型與網(wǎng)格劃分情況之前一致。為了使結(jié)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(nèi)的壓縮力，以模擬螺栓在預(yù)緊狀態(tài)下的受力。初始預(yù)緊力為250kN。分析共取兩個載荷步，第1個載荷步加載螺栓預(yù)緊力載荷，在第2個載荷步中將第1個載荷步中的預(yù)緊力引起的形變導(dǎo)入，以此模擬整體預(yù)緊狀態(tài)，并逐步導(dǎo)入瞬態(tài)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(yù)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(yù)緊力變化圖。

a. 直接啟動工況

b. 預(yù)冷啟動工況

c. -40℃預(yù)進氣啟動工況

圖7 3種工況下沿缸蓋螺栓的預(yù)緊力變化情況

可以看出，各個工況下螺栓預(yù)緊力在低溫均出現(xiàn)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(jié)束時最大預(yù)緊力分別為342、368、371kN。較常溫預(yù)緊力226kN分別上升了51.3%、62.8%和64.2%。相當于螺栓內(nèi)平均拉應(yīng)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(yù)緊力還都出現(xiàn)了顯著的分布不均勻的現(xiàn)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(yù)緊力不均勻度如下式：

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

圖8 3種工況下缸蓋螺栓預(yù)緊力不均勻度

4 結(jié)論

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

4.2常溫直接啟動、-160℃預(yù)冷啟動和-40℃預(yù)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(yù)緊力不均勻度分別為22.5%、20.4%和25.4%?？梢钥闯?160℃預(yù)冷啟動方式的氣缸最大溫差和螺栓預(yù)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(jīng)-160℃預(yù)冷啟動進入正常工作狀態(tài)，在最惡劣工況的表現(xiàn)優(yōu)于其他兩種啟動工況，壓縮機啟動過程更加平穩(wěn)。

4.3-40℃預(yù)進氣啟動過程中的氣缸最大溫差和最大螺栓預(yù)緊力均高于常溫直接啟動方式和-160℃預(yù)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(wěn)。

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