非设计工况

2024-05-20

非设计工况（精选4篇）

非设计工况篇1

现代飞机尤其是歼击机的超机动性和机敏性要求其推进系统不仅具有优越的加、减速动态性能, 而且更要求其具有可靠的地面或空中起动性能。起动过程是发动机能够顺利进入正常工作的前提, 发动机可靠、快速的起动是衡量其综合性能的一项重要指标[1—4]。我国幅员辽阔, 几乎具有温带和亚热带的所有气候类型, 而且海拔高度变化大, 这使得在不同地区机场执行任务的军机发动机不同程度存在起动问题[5,6]。为此, 国内相关单位通过调整发动机起动供油量、液压泵卸压和改进起动机设计等技术手段来改善军机发动机地面起动性能, 但这不仅耗资大、周期长, 而且针对某型号发动机所得到的研究结果往往也难于用于其它型号的发动机。为有效解决军机涡扇发动机在各种大气条件 (如高、低温和高原) 下的地面起动问题, 迫切需要发展相应的涡扇发动机起动模拟技术, 这其中给出高、低压涡轮部件在小转速工况下性能尤为迫切。虽然国内已有一些发动机的起动模型和相应模拟, 但获取发动机涡轮部件小转速特性方法存在诸多问题, 精度也难以保证。

1模型方程

基于逐排计算来获取轴流涡轮部件特性, 具体计算过程如下:

1) 首先输入涡轮 (包括导向器和转子) 的流道几何尺寸, 设计点进口总温、总压、流量、绝热效率、落压比和物理转速等已知参数, 并定义以下无量纲参数:

其中, 下标“0”表示导向器进口、“1”表示导向器出口、“2”表示转子出口、“t”表示对应于总参数, 如图1所示。

2) 给定一系列的值, 如λu=0.1, 0.2, 0.3, …。

并计算相应工况下的轮缘速度和进口无量纲参数:

3) 取一系列非设计工况下涡轮转子进口, 由能量方程得:

$ψ_{1}_{} + \frac{φ_{1}^{2}}{2 (\sin α_{1})^{2}} = ψ_{t 0}$ (1)

(1) 式中的α1可由图2所示的涡轮叶栅落后角关联曲线[7]在其后的迭代中确定。

4) 基于文献[8,9]给出的涡轮损失关联, 计算导向器等熵膨胀出口的静焓参数ψ′1:

$\frac{φ_{1}^{2}}{2 (\sin α_{1})^{2}} = η_{0} (ψ_{t 0} - ψ^{'}_{1}$ (2)

η0的具体值则由涡轮设计点性能迭代确定。

5) 由等熵关系计算导向器出口的静压:

$\frac{p_{1}}{p_{t 0}} = (\frac{ψ^{'}_{1}}{ψ_{t 0}})^{\frac{k}{k - 1}}$ (3)

6) 由涡轮转子进、出口的能量、流量、流动损失和等熵关联得到下列关联关系:

$ψ_{2} + \frac{φ_{2}^{2}}{2 (\sin β_{2})^{2}} = [ψ_{1} + 0.5 (φ_{1}^{2} + (φ_{1} c t g α_{1} - 1)^{2}] \frac{u_{1}^{2}}{u_{2}^{2}}$ (4)

$\frac{φ_{2} A_{2} p_{2}}{u_{2} ψ_{2}^{}} = \frac{φ_{1} A_{1} p_{1}}{ψ_{1} u_{1}}$ (5)

$\begin{array}{l} \frac{φ_{2}^{2}}{2 (\sin β_{2})^{2}} = η ([ψ_{1} + 0.5 (φ_{1}^{2} + (φ_{1} c t g α_{1}^{} - 1)^{2}] \frac{u_{1}^{2}}{u_{2}^{2}} - \\ ψ^{'}_{2}) (6) \end{array}$

$\frac{p_{2}}{p_{1}} = (\frac{ψ^{'}_{2}}{ψ_{1}})^{\frac{k}{k - 1}}$ (7)

其中的β2仍由图2涡轮叶栅落后角关联曲线迭代确定。

7) 由以上的方程 (4) 、 (5) 、 (6) 和 (7) 联立求解得到:ψ2 , ψ′2 , φ2 , p2 等的值。

8) 进一步由以上所求参数, 计算转子出口总压、总温:pt2, Tt2, 并进一步由下式计算涡轮效率:

$η_{t} = \frac{c_{p}^{} (Τ_{t 0} - Τ_{t 2}^{})}{c_{p} Τ_{t 0} (1 - 1 / (\frac{p_{t 0}}{p_{t 2}})^{\frac{k - 1}{k}})}$ (8)

9) 由下列关系式计算对应非设计状态下通过涡轮的相对换算流量:

$\begin{array}{l} \frac{W_{g} \sqrt{Τ_{t 0}}}{p_{t 0}} / (\frac{W_{g} \sqrt{Τ_{t 0}}}{p_{t 0}})_{d} = \frac{φ_{1}}{(φ_{1})_{d}} \frac{p_{1}}{p_{t 0}} (\frac{p_{t 0}}{p_{1}})_{d} (\frac{ψ_{1}}{ψ_{t 0}})_{d} \frac{ψ_{t 0}}{ψ_{1}} \\ \sqrt{\frac{(ψ_{t 0})_{d}}{ψ_{t 0}}} (9) \end{array}$

2 计算及其结果分析

图3为计算出的某型 (A型) 混排涡扇发动机高压涡轮相对换算转速0.4—1.0范围内该涡轮相对换算流量随其落压比变化规律, 图4为文献[10]给出的某型轴流涡轮从相对换算转速0.4—1.0范围内换算流量绝对值随落压比变化规律。对比可见, 本方法所得到的涡轮特性定性变化趋势与文献[10]所给的涡轮试验变化规律较为符合。由图还可以清楚看出, 当涡轮处于较高的换算转速工况时 $(\bar{λ}_{u} \geq 0.6)$ , 通过涡轮的换算流量基本不随 $\bar{λ}$ u的变化而变化, 这是因为此时在涡轮导向器中的燃气流处于或接近于临界状态;但随着换算转速工况的进一步降低, 在相同涡轮落压比下, 小换算转速工况下的涡轮换算流量明显增大, 这在更小换算转速工况时尤为明显, 如图5所示。这是因为涡轮在小的 $\bar{λ}$ u工况下, 在涡轮导向器中的燃气流已处于亚临界状态, $\bar{λ}$ u的减小意味着涡轮流动参数 $\frac{u_{1}}{V_{1}}$ 的减小, 亦即涡轮转子进气角β1减小, 而由于涡轮转子出气角β2变化不大, 故进气角β1减小就导致了通过涡轮转子叶片通道的燃气流收敛度的减小, 因此, 相应地减小了涡轮转子中压降的降低程度, 即减小了涡轮级的反力度, 结果在相同π*T下, 涡轮导向器中的压降就增大了, 致使通过其换算流量增加。聂恰耶夫在文献[7]指出, 当 $\bar{λ}$ u大于0.6时, $\bar{λ}$ u基本不影响流过涡轮的换算流量, 并进一步给出了统一的关联曲线, 如本文图6所示。在图6中还给出了A型涡扇发动机高压涡轮从相对换算转速0.5—1.0范围内换算流量随落压比变化关系, 可见, 在相应换算转速工况范围内, 涡轮换算流量确实受 $\bar{λ}$ u影响较小, 可以用聂恰耶夫给出的统一曲线进行关联。为检验本方法的可靠性和工程实用性, 图7和图8分别示出了某B型涡扇发动机高压涡轮和某型发动机单级涡轮在其实验给出的最小换算转速工况 (B型高压涡轮 $\bar{λ}_{u} = 0.6$ , 某型单级涡轮 $\bar{λ}_{u} = 0.2)$ 下效率实验值与本文计算值的比较, 很明显, 无论是量级上还是变化规律上计算结果与所给出的实验数据符合得还是比较好的, 这表明, 本模型与方法用于预测涡轮在小换算转速工况下的特性是可行的, 并且具有一定的可靠性。图9进一步给出了A型涡扇发动机高压涡轮在相对换算转速0.1—1.05范围绝热效率随其落压比的变化规律, 很明显, 随着相对换算转速的降低, η*T=f (π*T) u不仅向左偏离, 而且对应最大效率也相应减小, 这是因为叶型损失随之增大之缘故。进一步从该图上可以清楚看出, 在极小换算转速工况下 $(\bar{λ}_{u} = 0.1 ~ 0.2)$ , 涡轮效率随着落压比增大反而迅速降低, 并不出现最大值规律, 图8所给出的实验结果也揭示出了这一特殊变化规律。图10给出了A型涡扇发动机高压涡轮在相对换算转速0.1—1.05范围, 其出口绝对流动角α2随着落压比的变化规律。这种变化规律很容易由分析速度三角形变化规律得到, 与轴流涡轮在低换算转速下工作原理十分吻合;值得注意的是随着相对换算转速的减小, 一方面α2随着落压比增大而减小的速率显著增大, 另一方面, 涡轮可能工作范围 (表征为落压比变化范围) 也显著减小, 这也显著证明了当涡轮在发动机系统处于小换算转速工作时, 是不能产生大的落压比的, 其非设计工作范围明显变窄。

3 结论

(1) 基于逐排计算模型, 发展了一种预测轴流涡轮非设计点性能方法, 能够比较可靠预测出非常低换算转速工况下涡轮特性, 为涡扇/涡喷发动机地面或空中起动模拟分析提供模型与技术支持;

(2) 当涡轮落压比较低时, 相同π*T下, 小换算转速工况下的涡轮具有更大的流通能力, 本模型能够清晰捕获到这一流动特征;

(3) 当 $\bar{λ}$ u大于0.6时, 单级轴流涡轮的流量特性基本不受 $\bar{λ}$ u的影响, 因为此时涡轮导向器中的燃气流处于或接近临界流动状态;

(4) 随着相对换算转速的减小, 涡轮的膨胀能力明显降低, 并且其非设计工作范围明显变窄。

参考文献

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非设计工况篇2

钟形进水流道是大型泵站常用进水流道形式之一。因钟形进水流道水泵吸水室多采用平面蜗壳, 故习惯又将之称为平面蜗壳进水流道[1]。该流道形式较肘形流道稍宽, 但其显著优点是流道高度小, 且流道与流道之间需要填充的混凝土量较少, 可以大量降低工程造价, 加快施工进度。钟形进水流道大体上可分为2部分:直线段和吸水段。直线段的形状比较简单, 吸水段的形状比较复杂, 其水力设计的要求也最为严格, 若设计不当, 将严重影响进水流道的出口流态, 导致泵的性能恶化。在进水流道的水力设计过程中, 还应该充分考虑到不对称入流工况下对进水流态的影响, 因为在实际工程中严格的对称入流是不存在的, 特别是泵站两侧的机组, 不对称入流更为显著。为了揭示不对称入流对钟形进水流道性能的影响, 针对南水北调东线工程某大型泵站钟形进水流道的原设计方案在对称入流和非对称入流工况下的流态以及改进方案后的流道在非对称入流工况下的流态分别进行了三维紊流数值计算和分析, 并采用透明流道水工模型试验和泵装置模型试验分别对数值计算的结果进行了进一步的补充和验证。

1研究对象的描述

该大型泵站采用钟形进水流道, 初步优化设计方案如图1所示。

由图1可以看出, 初步设计方案为了降低吸水室后壁附近的流速, 较一般钟形进水流道加大了后壁距, 同时减小了蜗壳的尺寸, 弱化了蜗壳的作用, 但该方案经过模型试验证实其水力性能较差, 水流易发生旋转。

改进后的方案如图2所示, 主要是在进水喇叭口与吸水室后壁隔舌之间加设了隔板, 起到延长隔舌的作用。

2流场数值模拟的数学模型

2.1控制方程

钟形进水流道内部三维紊流采用连续性方程和雷诺平均N-S方程描述, 并利用标准k-ε紊流模型使动量方程闭合[2,3]。

连续性方程:

$[Η S 1 * 2 / 3] \frac{\partial u_{i}}{\partial x_{i}} = 0 (1)$

动量方程:

$u_{i} \frac{\partial u_{i}}{\partial x_{i}} = f_{i} - \frac{1}{ρ} \frac{\partial p}{\partial x_{i}} + \frac{\partial}{\partial x_{j}} [(μ + μ_{i}) (\frac{\partial u_{i}}{\partial x_{j}} + \frac{\partial u_{i}}{\partial x_{j}})] (2)$

紊动能方程:

$\frac{\partial u_{i} k}{\partial x_{i}} = \frac{\partial}{\partial x_{i}} [(μ + \frac{μ_{i}}{σ_{k}}) (\frac{\partial k}{\partial x_{i}})] + p_{r} - ε (3)$

紊动能耗散率方程:

$\begin{array}{l} \frac{\partial u_{i} ε}{\partial x_{i}} = \frac{\partial}{\partial x_{i}} [(μ + \frac{μ_{i}}{σ_{ε}}) (\frac{\partial ε}{\partial x_{i}})] + \frac{c_{1} ε p_{r} - c_{2} ε}{k} (4) \\ μ_{i} = C_{μ} \frac{k^{2}}{ε} (5) \\ p_{r} = μ_{i} (\frac{\partial u_{i}}{\partial x_{j}} + \frac{\partial u_{j}}{\partial x_{i}}) \frac{\partial u_{i}}{\partial x_{j}} (6) \end{array}$

式中:xi , ui , fi分别为坐标系坐标、沿i方向的速度分量和质量力, i = 1 , 2 , 3 ;p为压力;ρ为水的密度;v为水的运动粘性系数;vi为涡粘性系数;pr为紊动能生成率;cμ= 0. 09, σk=1.0, σε=1.3, c1=1.44, c2=1. 92。

2.2边界条件

(1) 进口边界。

计算流场的进口设置在远离钟形进水流道进口的进水池中, 按速度进口条件给定。其流速边界通过直角坐标下分速度直接给出, 分速度计算公式如下:

$u_{x} = u \cos θ ； u_{y} = u \sin θ ； u_{z} = 0 (7)$

式中:ux、uy、uz为直角坐标x、y、z方向上来流速度u的分速度;θ为偏流角, 即来流速度矢量与进口断面的单位法向矢量的夹角。

(2) 出口边界。

计算流场的出口设置在离流道出口有相当距离的等径圆管上, 出口流动符合充分发展条件, 按出流条件给定。

(3) 固壁边界。

进水池边壁及池底、流道边壁和隔墩均按标准固壁定律处理。壁面速度满足无滑移条件, 粘性底层以外的区域, 无量纲速度服从对数分布律;壁面上的切应力按第1 个内节点与壁面上的速度之差来计算。

(4) 自由水面。

忽略进水池自由水面因风引起的切应力及与大气层的热交换, 其速度和紊动能均按对称边界条件处理。

2.3网格生成与控制方程求解

采用分块划分网格的方法, 在吸水室型线较复杂部位采用非结构化网格, 而在其他部位采用六面体结构化网格划分。采用有限体积法, 分离式求解各变量离散后的代数方程组;利用SIMPLEC算法解决速度和压力偶合问题。

3数值计算结果及分析

3.1流道内部流态对比分析

计算单泵设计流量Q=33 m3/s时钟形进水流道内的三维流场。分别计算初步设计方案在对称入流和以偏流角θ=10°入流时的流场, 以及加隔板方案在偏流角θ=10°入流时的流场。为清晰对比各工况下的内流场特性, 分别截取距流道吸水室底板0.5 m的水平截面作为对比特征面。

图3、图4分别为初步设计方案在对称入流和以偏流角θ=10°入流时喇叭口下的水平截面的速度矢量图, 图5为加设隔板方案以相同偏流角θ=10°入流时喇叭口下的同一水平截面的速度矢量图。

图3、图4计算结果表明:原设计方案在理想对称入流工况下流道的流态良好, 喇叭口下方无旋涡出现, 喇叭口四面进水;而在流道进口流态较差, 出现偏流的情况下, 喇叭口下方的吸水室中出现较大旋涡, 严重影响了水泵的进口流态。而在实际工程中出现偏流的情况是存在的, 说明原设计方案不具有可行性。从图5的计算结果可以看出, 在流道吸水室后壁处加设隔板可以有效的阻止吸水室中因不良进口流态而引起的水流的旋转。

3.2流道水力特性对比分析

钟形进水流道水力特性包括水泵进水条件和流道水力损失2部分。进水流道的出口即为水泵的进口, 为水泵提供良好的进水条件, 是钟形进水流道水力设计的主要目标, 同时力求减少流道的水力损失, 并满足水工和建筑结构设计等方面的要求。

(1) 水泵的进水条件。

水泵的进水条件主要是考查流道出口的轴向流速分布均匀度η和出口水流偏流角θ2个技术指标。θ值越小, 越符合水泵的设计进水条件, η和θ的计算公式[3]如下:

$\begin{array}{l} η = {1 - \frac{1}{\bar{V}_{a}} \sqrt{[\sum_{i = 1}^{n} (V_{a i} - \bar{V}_{a})^{2} / n]}} \times 100 % (9) \\ \bar{θ} = (\sum_{i = 1}^{n} V_{a i} \tan^{- 1} \frac{V_{t i}}{V_{a i}}) / \sum_{i = 1}^{n} V_{a i} (10) \end{array}$

式中: $\bar{V}$ a为流道出口断面上平均轴向流速;Vai为出口断面计算单元的轴向流速;n为出口断面上计算单元数;Vti为出口断面计算单元的横向速度; $\bar{θ}$ 为出口断面水流的速度加权平均偏流角。

(2) 流道的水力损失。

流道的水力损失直接影响到水泵装置效率, 是评价进水流道的一个重要的经济指标。为了便于不同方案之间的比较, 以流道阻力系数S作为比较的依据, 计算公式为:

$S = Δ h / Q^{2} (11)$

式中:Δh为钟形进水流道的水头损失;Q为流道的过流流量。

在3种计算工况下流道出口轴向流速分布均匀度、出口水流偏流角和阻力系数的计算结果见表1。

由表1可以看出, 流道出口的轴向流速分布均匀度η由于偏流的作用, 加隔板后并无显著的影响;而出口断面水流的偏流角 $\bar{θ}$ 和流道阻力系数S则有显著的影响。主要是原方案在非对称入流工况下, 由于水流旋转的作用, 出口断面切向速度增加, 使出口水流的偏流角 $\bar{θ}$ 增大, 又因为吸水室中水流旋转的作用, 使流道中的水力损失增加, 阻力系数S增大。加设隔板方案可以明显减小流道出口水流的偏流角和流道的阻力系数。

4试验研究

4.1进水流道水工模型试验

为了验证CFD数值计算结果和进一步研究进水流道的水力性能, 将钟形进水流道从泵装置中单独分离出来进行水工模型试验, 这样不仅可观察流道内的流态, 而且可以准确测出进水流道的水力损失。所设计的流道水工模型试验装置为一立式循环系统, 如图6所示。用电磁流量计测量流量, 用闸阀调节流量;进口测压孔取在进水箱壁, 出口测压孔取在距流道出口600 mm、直径150 mm的透明有机玻璃直管段上, 进出测压管水头经稳压桶后接水柱计。钟形进水流道采用透明有机玻璃制作, 为了便于观测流态, 在流道的后壁、侧壁及喇叭口处分别粘贴了示踪红丝线。流道的水力损失Δh为:

1-贮水池;2-潜水泵;3-压力水箱;4-电磁流量计;5-闸阀;6-进水箱;7-稳流栅;8-排气阀;9-受试进水流道;10-受试出水流道;11-出水箱;12-测压孔

$Δ h = Δ h_{1} + [V_{1}^{2} / (2 g) - V_{2}^{2} / (2 g)] - h_{f} (2)$

式中:Δh1为测压管水头差;V1、V2分别为进水箱和直管段测压断面的流速, V1≈0;hf为直管段测压断面至进水流道出口的沿程损失。

在原方案进水流道的试验过程中, 由于进水条件不可能达到完全的对称入流, 所以流道的吸水室中总会产生水流旋转现象, 恶化了流态;而在加设了隔板以后的试验过程中, 吸水室中已无水流旋转现象发生, 流态稳定, 与数值模拟结果相符。这2种方案的水力损失试验结果分别如表2、表3所示, 2种方案的平均阻力系数分别为172和31, 换算为原型分别为9.62×10-4和1.74×10-4, 与数值计算结果比较相符。

4.2泵装置模型试验

为了验证和进一步研究原设计方案和加隔板方案在偏流工况下对水泵及泵装置特性所产生的影响, 以模型比Dr=3.08/0.3=10.27设计泵装置模型试验, 进水流道模型用透明有机玻璃制作, 以观察流道中的流态。在同一进水条件、同一泵段、同一叶片角度和同一出水流道情况下对上述2种方案进行试验验证。在试验过程中通过透明有机玻璃进水流道可以观察到:当在流道进水有偏流的情况下或在叶轮的预旋作用下, 原设计方案在吸水室中水流有明显的旋转;而在加设隔板方案中, 则无水流旋转现象, 泵装置的性能也急剧上升。图7为在转速n=1 283 r/min、叶片角度-2°的条件下2种设计方案在非对称入流工况下的模型泵装置性能曲线。由图7可以得出, 加设隔板以后, 泵装置性能有了较大的提高, 最高效率点效率提高达15%, 流量也有了较大的提高。

注:①为原设计方案进水流道的泵装置性能曲线;②为加隔板进水流道的泵装置性能曲线。

5结语

(1) 钟形进水流道若后壁距过大、蜗壳隔舌较短, 在非对称入流的情况下极易引起吸水室中的水流旋转, 恶化流态, 导致泵装置性能急剧下降。

(2) 由于实际工程中大型泵站进水流道中隔墩左右两侧的流量常常不等, 所以在钟形进水流道的优化设计过程中应充分考虑到不对称入流对流道流态的影响。若设计不当将会急剧恶化泵装置性能。

(3) 本文在原钟形进水流道加设隔板方案可以起到有效切断回流、抑制旋转的作用。该方案简单可靠, 效果明显。但该钟形进水流道出口流速分布仍不理想, 还有进一步优化的余地。

摘要：结合南水北调某大型泵站钟形进水流道的设计, 采用雷诺平均纳维-斯托克斯方程 (RANS) 和标准湍流模型, 运用SIMPLEC算法, 模拟了钟形进水流道2种设计方案在对称进水工况和偏流进水工况下的三维流场。结果表明:原设计方案在偏流进水工况下流道中易产生旋涡, 而加设隔板后流道中则无旋涡产生。用泵装置模型试验对计算结果进行了验证, 试验结果表明, 加设隔板方案的泵装置性能较原设计方案的泵装置性能有了较大的提高, 装置最高效率提高可达15%。说明在进行大型泵站钟形进水流道的优化设计时, 应充分考虑到偏流进水对流态的影响。

关键词：泵站,钟形进水流道,数值模拟,模型试验

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非设计工况篇3

低温甲醇洗工艺具有十几个回路、六十多个单元、近百个流股, 系统工艺复杂, 回路众多, 使用通用模拟软件系统进行全流程模拟收敛十分困难, 鉴于此, 作者在认真分析了全流程工艺流程图的基础上, 自主规定了断裂流股、收敛模块以及收敛顺序等, 并修改了断裂流股收敛参数、收敛方法参数以及计算顺序收敛参数等, 以确保低温甲醇洗系统全流程顺利收敛;并且由于过程单元模块模拟产生的误差在全流程模拟中逐级放大, 对部分过程单元模型参数包括设备参数和操作条件也进行了适当修改, 以保证模拟结果与设计数据尽量吻合。

1 低温甲醇洗系统全流程模拟流程收敛及收敛方法选择

一般说来, 使用序贯模块法进行全流程模拟需要首先完成以下工作:

(1) 选择断裂流股。断裂流股就是由循环所确定的具有组分流、总摩尔流、压力和焓的循环流股。它可以是一个回路中的任意一个流股。

(2) 定义收敛模块, 使断裂流股、设计规定或最优化问题收敛。收敛模块决定了由断裂流股或设计规定所控制变量的估计值如何在迭代过程中更新。每个设计规定和断裂流股都有一个相关的收敛模块。

(3) 确定计算顺序, 即一个包括所有单元操作和收敛模块的次序。

通用模拟系统会自动确定断裂流股、收敛模块以及计算顺序等, 以确保所有回路均被断裂。然而往往由于系统回路众多, 通用模拟系统默认的收敛参数以及由此确定的断裂流股、收敛模块以及计算顺序等并不能保证系统顺利收敛。为此, 往往需要用户自主规定断裂流股、收敛模块以及收敛顺序等, 并修改断裂流股收敛参数、收敛方法参数以及计算顺序收敛参数等, 以确保模拟流程顺利收敛。

如果模拟流程中循环流股过多, 对断裂流股的初始估测往往有助于收敛, 尤其是对带有封闭回路或再循环溶剂回路的循环系统如低温甲醇洗系统。因此, 针对设计工况, 用户可以对断裂流股直接使用设计数据作为初始值;针对未知工况, 用户则可以根据工艺知识、简单物料衡算以及单个过程单元改造工况的模拟结果等对断裂流股提供较合理的初始估测值。

由于模拟流程的复杂性, 所选择的收敛方法往往并不能导致计算模块迅速收敛, 甚至往往导致计算模块发散。因此, 收敛方法的选择对模拟计算十分重要。为了能使计算模块迅速而准确地收敛, 通用模拟系统提供了多种收敛方法, 包括WEGSTEIN法、DIRECT法、SECANT法、BROYDEN法以及NEWTON法等, 这些方法不仅可以收敛多股断裂流股, 而且可以收敛带有设计规定的断裂流股。

由于低温甲醇洗系统设计工况以及改造工况的全流程模拟, 并不是针对最优化问题的模拟, 也不存在含有单个设计规定的流程组合, 所以收敛方法无需考虑COMPLEX、SECANT、SQP方法。而在其余的收敛方法中, 直接迭代法DIRECT是收敛法中最基本的方法, 收敛效率低, 因此一般不使用该法;NEWTON法用于流程中循环回路和设计规定高度相关的情况, 但收敛速度慢, 有时还不收敛。因此, 仅当系统所含组分数很少或不能通过其它方法实现收敛时, 使用NEWTON法;BROYDEN法和NEWTON法相似, 但它使用了线性近似的方法, 因此收敛更快, 但是有时不如牛顿法可靠;WEGSTE方法是断裂流股收敛最快、最可靠的方法, 是直接迭代法的一种外推。该法可以用于任意数目的断裂流股, 是通用模拟软件的默认收敛方法。

由此可见, 对低温甲醇洗系统设计工况的模拟, 由于不存在着设计规定的收敛, 因此推荐采用WEGSTEIN法用于计算模块的收敛;而改造工况的模拟, 往往存在着设计规定的模拟, 因此在采用WEGSTE创法不能收敛, 或者存在多个设计规定时, 可以采用BROYDEN法或NEWTON法用于收敛模块的收敛。

低温甲醇洗系统过程单元庞大且回路众多。使用通用模拟软件系统进行全流程模拟, 如果采用系统默认的收敛参数以及由此确定的断裂流股、收敛模块以及计算顺序等并不能保证系统顺利收敛, 实际的模拟计算结果也表明这一点。因此, 作者根据低温甲醇洗工艺全流程信息流程图, 自主规定了断裂流股、收敛模块以及收敛顺序等, 并修改了断裂流股收敛参数、收敛方法参数以及计算顺序收敛参数等。

2 低温甲醇洗系统全流程模拟计算结果

在成功完成低温甲醇洗系统各个过程单元设计工况模拟与分析的基础上, 将模拟所确定的适宜模型参数包括单元操作模型、物性计算方法以及设备参数和操作参数等输入全流程模拟系统中的对应过程单元中, 然后确定收敛参数、断裂流股、收敛顺序等, 就可以进行全流程模拟了。模拟结果表明:低温甲醇洗设计工况全流程顺利收敛, 模拟结果与设计数据吻合良好, 现将主要流股结果列于表1所示:

从模拟结果可以看出, 主要流股的模拟结果与设计数据吻合良好。主要流股的温度绝对误差一般在2℃以内, 只有极个别绝对温差超过2℃, 但最大绝对误差不超过3℃;主要流股的流量相对误差一般在3%以内, 当然有少数流股流量相对误差较大如<140>号流股;主要流股的组成与设计值吻合不错, 如38、11以及24等与设计值吻合都良好, 且误差一般都在5%以内, 当然仍有极少量流股如<15>号乏气流股的组成与设计值偏差较大, CO2含量模拟结果与设计数据相对误差达到7.5%, 但由于<15>号流股摩尔流量很小, CO2组分摩尔流量绝对值相差并不大, 而且<15>号是由几种燃料气混合而成的乏气, 其中任何一个燃料气流量的改变就会极大的影响<15>号流股中CO2含量, 因此<15>号流股出现较大误差是允许的, 也是很难避免的。当然, 由于全流程模拟时的误差放大, 各个过程单元输出流股的模拟结果相比于单个过程单元的模拟结果必然要差一些。全流程模拟的好处就是即使各别流股及单元的模拟与设计值有差别, 但是由于系统内部整体的质量和能量守恒, 使用通用模拟软件在模拟全流程时仍然可以进行多次调整, 从而使计算结果是与模拟值相同。

由于通用模拟系统物性计算方法及其默认二元交互作用参数对低温甲醇洗系统存在着一定偏差, 部分流股模拟结果与设计数据仍然存在着一定的偏差, 为此, 可以进一步优化过程单元模型参数, 如在全流程模拟条件下, 由于各个过程单元的输入流股模拟数据与设计值存在一定的差距, 可以适当调整操作参数 (主要是分割器和塔的操作参数) , 但最终仍然需要通过实验手段获得低温甲醇洗条件下的实验数据, 进而回归得到二元交互参数, 以准确预测各个过程单元操作条件下的物性。

3 结束语

综合以上结果可以说明, 即使低温甲醇洗系统复杂、回路众多, 应用通用模拟软件系统仍然能够成功完成低温甲醇洗系统全流程的模拟, 而且模拟结果与设计数据符合良好, 说明在通用模拟软件平台上进行低温甲醇洗系统全流程设计工况的模拟分析是切实可行的, 模拟结果基本可以满足工程设计要求, 从而为实现改造方案工艺设计与全流程模拟奠定了坚实的基础。

参考文献

[1]曲平, 俞裕国.化工过程模拟与优化[M].大连:大连理工大学出版社, 1998.

行星式球磨机的工况监视系统设计篇4

在工业自动化飞速发展的今天,生产过程中设备的工况越来越受到人们的重视。通过对设备工况的实时监控,人们可以了解到设备的工作状态,从而可提高设备的工作效率,节约能源,同时还能发现设备的工作隐患,提前找到设备的故障,确保安全。目前,针对行星式球磨机的监控测量方法和监控设备较少,设计并开发出一套行之有效的行星式球磨机工况监视系统是非常必要的。

1 行星式球磨机结构特点和运行特点

1.1 结构特点

行星式球磨机结构如图1所示。

1、2-惰轮3-行星轮4-中心轮

1.2 运行特点

行星式球磨机总体示意图如图2所示,其主要传动部件是行星轮系。转动过程中,筒体通过齿轮传动绕主轴公转,同时筒体进行自转。值得注意的是,主轴和中心齿轮是不运动的。公转与自转的速度均为180 r/min。

2 温度监控方案的设计

首先,我们明确知道我们的任务是监测行星筒的温度,公转速度为180.7 r/min,共有4个行星筒,即要求响应时间300 ms以下。同时,正常运行温度为100℃,异常状态高温约有500℃～600℃。

我们直接使用非接触式红外测温探头进行监测,温度测量方案如图3所示。将红外线测温探头固定在临近筒体的合理的测量范围内,进行温度样本的采集。经过变送器进行处理,得到模拟输出量。通过对模拟量的放大、过滤等处理后进行A/D转换,再与PC总线进行连接。

然后,对报警系统进行考虑,可直接将模拟输出进行处理后连接一个报警装置(如喇叭,报警灯等)。也可以由PC总线直接控制报警装置。个人倾向使用前者,这样即使A/D模块出现了故障,依然可以实施报警功能。

3 振动监控方案的设计

振动监控方案采用主轴振动测试,振动测量方案如图4所示。