內(nèi)檢測器調(diào)速旁通閥流場特性仿真

付雙成， 譚 政， 李曉龍， 陳金忠， 孟 濤， 楊緒運

(1.常州大學機械工程學院， 常州 213164； 2.中國特種設(shè)備檢測研究院， 北京 100029)

管道作為世界五大運輸方式之一，在石油天然氣領(lǐng)域具有重要作用。其中，管道安全始終是國家高度重視的基礎(chǔ)設(shè)施安全問題，其不僅關(guān)系到社會、經(jīng)濟秩序的正常運轉(zhuǎn)，也直接影響人民生活質(zhì)量[1]。目前，中國管道保有量和建設(shè)量逐年增長，管道老齡化問題也日益突出。面對嚴峻的管道安全問題，管道內(nèi)檢測技術(shù)作為目前世界范圍內(nèi)效率最高、精度最好的管體缺陷檢測技術(shù)發(fā)揮了重要作用。然而，面對目前中國大口徑、高壓力管道的增多，傳統(tǒng)內(nèi)檢測器存在運行速度過快的問題，不僅影響管道運行的安全性，而且檢測精度也會因速度效應而降低或失效。面對檢測器速度過快的問題，中外展開了關(guān)于內(nèi)檢測速度控制方面的相關(guān)研究[2]。

國外對內(nèi)檢測速度控制方面的研究起步較早，近些年也取得了一定的研究進展。Azevedo等[3]基于流體不可壓縮基本假設(shè)，開展了旁通式清管器動力學模型，并應用于清管器運動預測；Nguyen等[4]基于一維等溫準穩(wěn)態(tài)基本假設(shè)，建立了帶泄流孔式內(nèi)檢測器動力學模型，采用特征線法對模型進行了求解，并基于反步法，利用李雅普諾夫函數(shù)，提出了用于天然氣管道可調(diào)速清管器的控制算法；Rahe[5]提出了一個只能用于描述可調(diào)速清管器在水平氣體管道的單向流模型，該模型將速度控制規(guī)則嵌入，可以預測控制規(guī)律對清管器實際速度的影響，并將模型結(jié)果與實驗結(jié)果進行了對比，在得到驗證的同時，基于已有的結(jié)果又提出了新的控制策略，優(yōu)化了清管器的速度控制；ROSEN公司的 Florian 博士[6]提出了一種速度控制內(nèi)檢測器在天然氣管道內(nèi)運行的瞬態(tài)模型的簡化形式，基于該模型仿真制定了相應的控制策略，并通過實驗驗證了模型的有效性；Hosseinalipour等[7]對內(nèi)檢測器進行了瞬態(tài)模擬研究，將管道內(nèi)流體介質(zhì)假設(shè)為理想流體，采用滑移和交叉網(wǎng)格對模型進行離散化求解，運動模型求解結(jié)果與實驗結(jié)果規(guī)律一致，表明該方法在速度控制內(nèi)檢測器瞬態(tài)動力學研究方面的有效性；Tolmasquim等[8]、Esmaeilzadeh等[9]建立了清管器在管道內(nèi)運動的瞬態(tài)動力學模型，通過有限差分法進行了求解，并進行了實驗驗證； Solghar等[10]就多相流下的可控速內(nèi)檢測器的瞬態(tài)運移模型進行了分析和求解，并采用實驗分析橡膠皮碗對內(nèi)檢測器運移的影響，但實驗數(shù)據(jù)獲取困難。

近些年，中國也開展了相關(guān)研究。白港生等[11]建立了帶泄流孔內(nèi)檢測器運動速度求解公式，并討論了誤差存在原因；楊理踐等[12]利用計算流體動力學(CFD)數(shù)值模擬技術(shù)率先對旁通孔內(nèi)檢測器進行了流場仿真研究，討論了速度及泄流面積與壓差的關(guān)系；Zhu等[13]開展了可調(diào)速內(nèi)檢測器研發(fā)方面工作，并研制樣機；戴波等[14]開展了旁通閥動力學特性相關(guān)實驗研究。

目前，國外知名內(nèi)檢測公司已經(jīng)具有成熟的速度控制技術(shù)，并開發(fā)有相應的可控速內(nèi)檢測器，例如德國ROSEN、美國的GE-PII及Williamson公司、英國的Tuboscope公司等。中國部分企業(yè)和高校也開展了相關(guān)設(shè)備開發(fā)工作，包括中油檢測公司、中國石油大學、沈陽工業(yè)大學、西華大學、中國特檢院等。雖然中國目前已經(jīng)開展內(nèi)檢測速度控制技術(shù)及設(shè)備研發(fā)相關(guān)工作，但相比于國外成熟的技術(shù)和設(shè)備仍有一定差距?；谏鲜霰尘?，現(xiàn)開展內(nèi)檢測器泄流旁通閥流場特性研究，以期為速度控制內(nèi)檢測器旁通閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計及控制策略提供一定的理論基礎(chǔ)。

1 動力學模型

1.1 動力學分析

內(nèi)檢測器在管道內(nèi)運行的動力主要來源于輸送流體介質(zhì)而產(chǎn)生的壓力差，作用于檢測器前后的壓力值大小與多種因素相關(guān)，例如流體流速、密度、黏度、運行壓力等。內(nèi)檢測器實際運行受力分析如圖1所示。內(nèi)檢測器運行阻力主要源于皮碗摩擦阻力及清管雜質(zhì)阻力，其中摩擦阻力按其產(chǎn)生機理可分為皮碗幾何形狀產(chǎn)生的摩擦阻力、流體介質(zhì)壓力作用于皮碗產(chǎn)生的摩擦阻力。此外，對于具有高程差的管段，重力也是檢測器運行外力之一。分析內(nèi)檢測器在管道內(nèi)運行的狀態(tài)，建立其受力分析方程，更能直觀分析各個變量對檢測器運行的影響，有助于控制其速度，為后續(xù)的仿真結(jié)果提供理論依據(jù)。根據(jù)牛頓第二定律可以得到檢測器動力學模型：

(1)

式(1)中：P1為檢測器后端壓力；P2為檢測器前端壓力；S為管道內(nèi)橫截面積；Ff為檢測器受到的摩擦阻力；m為檢測器的質(zhì)量；g為重力加速度；θ為檢測器與水平方向的夾角;v為流體在內(nèi)檢測器中的速度；t為時間。

由分析可知，內(nèi)檢測器前后產(chǎn)生壓差的重要原因是流體流經(jīng)檢測器泄流孔時產(chǎn)生了壓力損失，該壓力損失可借鑒水頭損失進行計算：

(2)

式(2)中：δ總為壓力損失系數(shù)；ρ為流體密度；vd為內(nèi)檢測器的速度。

結(jié)合式(1)、式(2)即可得出帶旁通泄流孔式內(nèi)檢測器動力學模型：

(3)

圖1 內(nèi)檢測器實際運行受力分析圖Fig.1 Force analysis diagram of internal detector in actual operation

1.2 壓力損失系數(shù)

壓力損失系數(shù)是一個用于表述流體壓力損失的無量綱參數(shù)，他的變化與內(nèi)檢測器的泄流閥形狀、結(jié)構(gòu)有關(guān)，分析壓力損失系數(shù)可以研究泄流閥的壓力調(diào)節(jié)能力。目前，對于壓力損失系數(shù)的計算大都在理想假設(shè)前提下結(jié)合實驗的手段給出經(jīng)驗公式，下面介紹兩種典型旁通結(jié)構(gòu)壓力損失系數(shù)的經(jīng)驗公式，以期為復雜轉(zhuǎn)閥式旁通結(jié)構(gòu)做指導。

由式(2)可知，壓力損失系數(shù)直接影響驅(qū)動壓力的大小。對于壓力損失系數(shù)，由流體力學理論可知，主要由泄流孔尺寸及結(jié)構(gòu)所決定。如圖2所示為典型的泄流開孔模型，該模型的壓力損失系數(shù)主要由三部分組成：局部收縮壓力損失σ1、沿程壓力損失σ2、局部擴張壓力損失σ3，由達西公式及伯努利方程推導可知，壓力損失系數(shù)滿足：

(4)

(5)

(6)

式中：d為孔的直徑；D為管道的直徑；L為孔的長度；Re為雷諾數(shù)。

圖2 厚孔模型壓力損失示意圖Fig.2 Pressure loss diagram of the thick hole model

如圖3所示為前端有擋板式泄流開孔模型，該模型的壓力損失系數(shù)主要由三部分組成：局部收縮壓力損失σ1、沿程壓力損失σ2、帶擋板局部擴張壓力損失σ4。其中，σ4滿足：

(7)

圖3 厚孔圓盤模型壓力損失示意圖Fig.3 Pressure loss diagram of the thick hole disk model

2 流場仿真

2.1 流場理論基礎(chǔ)

為了便于計算分析內(nèi)檢測器附近流場對其影響，作出如下假設(shè)：

(1)所研究流體為不可壓縮牛頓流體。

(2)忽略溫度和壓力變化對流體的黏度影響。

(5)氣體為連續(xù)穩(wěn)態(tài)。

N-S方程對于湍流流動，采用k-ε雙方程來進行數(shù)值計算，其控制方程為

(8)

(9)

(10)

(11)

式中：ux、uy球心微團質(zhì)點在x、y方向的速度分量；ρ為流體密度；ε為變形速率張量；r為球形微團半徑；μt為湍流黏性系數(shù)；k為湍流脈動動能；Ck為湍動能在平均運動軌跡上的增長率。k-ε方程中各相參數(shù)取值為Ck=0.09,σk=1.0,σε=1.3,Gε1=1.44,Gε2=1.92。

2.2 邊界條件及仿真參數(shù)

在下面不同模型的仿真中，應用相同的邊界條件，采用標準k-ε方程計算，進口為速度進口，流體垂直于管道進口流入，出口為壓力出口。 具體參數(shù)設(shè)置如表1所示。

2.3 結(jié)果及討論

2.3.1 厚孔模型

為了使流體在管內(nèi)充分流動，厚孔泄流孔前端管道與后端管道設(shè)置足夠長，前端管道為 1 000 mm，后端管道為5 000 mm，檢測器長800 mm，管道直徑為660 mm。網(wǎng)格劃分采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，共有 136 498 個網(wǎng)格，其中網(wǎng)格質(zhì)量大于0.9的有 1 140 719 個，占比84%。厚孔模型及仿真模型如圖4所示。

表1 邊界條件參數(shù)

圖4 厚孔仿真模型Fig.4 Thick hole simulation model

通過改變泄流孔直徑來調(diào)節(jié)泄流孔面積大小，仿真過程中泄流孔截面與管道截面的面積比分為0.1、0.15、0.2、0.25、0.3,分別得到此條件下的流場分布特性，進而分析壓力損失系數(shù)以及壓差與流場及泄流孔結(jié)構(gòu)的關(guān)系。

圖5 厚孔模型速度仿真云圖和流線圖Fig.5 Simulation cloud diagram and flow diagram of the velocity of thick hole model

圖6 厚孔模型泄流面積比與前后壓差和壓力損失系數(shù)關(guān)系Fig.6 Relationship between discharge area ratio of thick hole model, pressure difference before and after and pressure loss coefficient

圖5所示為泄流面積為10%的速度仿真云圖，由圖5(b)中可以直觀看出，旁通泄流孔道內(nèi)流速陡增。圖6所示為不同入口速度和出口壓力下泄流面積比于壓力損失系數(shù)和前后壓差的關(guān)系，可以看出泄流面積比與壓差和壓力損失系數(shù)均成反比關(guān)系。隨著泄流面積比增大，壓差逐漸減小且減小趨勢趨于平緩，流速越大，其壓差變化量越大。對于壓力損失系數(shù)而言，隨著泄流面積比增大，壓力損失系數(shù)亦逐漸減小，但受進口流速邊界條件影響較小。

2.3.2 厚孔圓盤模型

如圖7所示為厚孔圓盤模型，其與厚孔模型區(qū)別為在出口位置安裝有一圓盤。前端管道為 1 000 mm，后端管道為5 000 mm，檢測器長800 mm，管道直徑為660 mm。圖8所示為泄流面積為10%的速度仿真云圖和流線圖。由式(8)中對圓盤直徑和圓盤距孔距離有要求，此處取圓盤直徑與孔的直徑比值為1.4，圓盤與孔距比值為0.2，改變孔的直徑來改變泄流面積，仿真泄流面積比為0.1、0.15、0.2、0.25、0.3五種情況下流場特性分布特性，進而分析壓力損失系數(shù)以及壓差與流場及泄流孔結(jié)構(gòu)的關(guān)系。

圖7 厚孔圓盤仿真模型Fig.7 Thick hole disk simulation model

圖8 厚孔圓盤模型速度仿真云圖和流線圖Fig.8 Simulation cloud diagram and flow diagram of the velocity of the thick-hole disk model

圖9 厚孔圓盤模型泄流面積比與前后壓差和壓力損失系數(shù)關(guān)系Fig.9 Relationship between discharge area ratio, pressure difference before and after and pressure loss coefficient of the thick-hole disk model

圖9所示為不同入口流速和出口壓力下泄流面積與前后壓差及壓力損失系數(shù)的關(guān)系。由圖9(a)中分析可以看出泄流面積比與壓差成反比關(guān)系。隨著泄流面積比增大，壓差逐漸減小且減小趨勢趨于平緩，流速越大，其壓差變化量越大，這與厚孔模型基本相同。由圖9(b)可知，壓力損失系數(shù)與泄流面積比成正比關(guān)系，即隨著泄流面積增大，壓力損失系數(shù)逐漸增大，且入口流速變化對壓力損失系數(shù)影響較小。因此可知，壓力損失系數(shù)與泄流模型結(jié)構(gòu)以及泄流面積有關(guān)，受管道運行參數(shù)影響較小。

2.3.3 轉(zhuǎn)閥式模型

目前中外速度控制旁通閥的主流結(jié)構(gòu)即為轉(zhuǎn)閥式模型，但由于轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)過于復雜，很難通過理論計算結(jié)合經(jīng)驗的方式求解出轉(zhuǎn)閥模型的壓力損失系數(shù)通式，因此下面將通過數(shù)值模擬的方式分析流體介質(zhì)通過轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)時所呈現(xiàn)的流體特性。

如圖10所示為轉(zhuǎn)閥模型，前端管道為 1 000 mm，后端管道為5 000 mm，檢測器長 800 mm，管道直徑為660 mm，其中控制開孔直徑335 mm，圓盤直徑100 mm。圖11為轉(zhuǎn)閥模型流場仿真云圖及速度流線圖。

圖10 轉(zhuǎn)閥式仿真模型Fig.10 Rotary valve model and simulation model

圖11 轉(zhuǎn)閥模型速度云圖和流線圖Fig.11 Velocity cloud diagram and flow diagram of rotary model

圖12 轉(zhuǎn)閥模型轉(zhuǎn)閥擋板直徑與前后壓差和壓力損失系數(shù)關(guān)系Fig.12 Relation diagram between baffle diameter of rotary valve and pressure difference before and after and pressure loss coefficient of rotary valve model

圖12所示為不同入口流速下，轉(zhuǎn)閥前擋板直徑與壓力損失系數(shù)和壓差的關(guān)系。分析圖12可知，轉(zhuǎn)閥擋板直徑與壓差和壓力損失系數(shù)成正比關(guān)系。其中，壓差隨轉(zhuǎn)閥前擋板直徑變化數(shù)值波動較小，但在直徑一定的條件下，速度對壓差變化影響較大。對于壓力損失系數(shù)，其與轉(zhuǎn)閥前擋板直徑成正比關(guān)系且波動較大，但在相同直徑前提下，速度對壓力損失系數(shù)的影響較小。由此可知，對于轉(zhuǎn)閥泄流模型，其壓差值隨轉(zhuǎn)閥前擋板直徑變化較小，但受入口流速邊界條件影響較大。對于壓力損失系數(shù)，其受轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)和泄流面積影響較大，受入口流速邊界條件影響較小。

圖13所示為不同入口流速下，轉(zhuǎn)閥長度與壓力損失系數(shù)和壓差的關(guān)系。分析圖13可知，轉(zhuǎn)閥長度與壓差和壓力損失系數(shù)均成反比關(guān)系。其中，壓差在低入口流速時隨轉(zhuǎn)閥長度的變化波動較小，在高入口流速時隨轉(zhuǎn)閥長度的變化波動增大。此外，在轉(zhuǎn)閥長度一定的條件下，入口流速越大，轉(zhuǎn)閥產(chǎn)生的壓差越大。對于壓力損失系數(shù)而言，其與轉(zhuǎn)閥長度成反比關(guān)系，且波動較大，但在轉(zhuǎn)閥長度確定的前提下，速度對壓力損失系數(shù)的影響較小。

圖13 轉(zhuǎn)閥模型轉(zhuǎn)閥長度與前后壓差和壓力損失系數(shù)關(guān)系Fig.13 Relationship between the length of rotary valve and the pressure difference and pressure loss coefficient of rotary valve model

3 結(jié)論

通過CFD數(shù)值計算，得到三種泄流模型的流場分布情況，與理論相結(jié)合得到以下結(jié)論：

(1)壓差與泄流面積呈絕對反比關(guān)系，泄流面積越大，內(nèi)檢測器壓差越小。

(2)壓差受入口流速等邊界條件影響較大，流速越大，壓差越大。

(3)壓力損失系數(shù)與泄流面積及模型結(jié)構(gòu)相關(guān)，單一因素無法決定壓力損失系數(shù)的變化。

(4)管道運行參數(shù)對壓力損失系數(shù)影響較小。

(5)轉(zhuǎn)閥前擋板直徑對壓差調(diào)節(jié)能力影響較小，轉(zhuǎn)閥長度對壓差調(diào)節(jié)能力影響較大