FE 107,WRC107,WRC297管口局部应力检查

管口局部载荷校核常用方法为WRC107和WRC297,而这两个规范对结构的限制条件非常多,如下是WRC对结构适用范围的限制:

WRC107-球壳附件的限制
WRC107-柱壳附件的限制

除了上诉限制外,WRC107/297还不适用于如下范围:
 锥体或者大小头上面的附件或接管
 非居中,斜接,带内伸的管口
 封头边缘的管口
 平盖上面的管口
 刚性件附件的管口(管板,法兰和加强圈)
当局部应力计算结构超出如上的限制范围以后,该如何计算局部应力呢?FE 107!FE 107基于ASME规范对局部进行有限元分析,同时FE 107自动比较WRC 107,WRC 297与FEA的分析结果,这样用户就能知道WRC 107和WRC 297精确程度

WRC297-柱壳附件的限制

除了上诉限制外,WRC107/297还不适用于如下范围:
 锥体或者大小头上面的附件或接管
 非居中,斜接,带内伸的管口
 封头边缘的管口
 平盖上面的管口
 刚性件附件的管口(管板,法兰和加强圈)
当局部应力计算结构超出如上的限制范围以后,该如何计算局部应力呢?FE 107!FE 107基于ASME规范对局部进行有限元分析,同时FE 107自动比较WRC 107,WRC 297与FEA的分析结果,这样用户就能知道WRC 107和WRC 297精确程度

FE 107 VS WRC 107/297案例

从上面的案例可以看出,WRC 107和WRC 297计算的结果非常的保守,通常情况下WRC 297的计算出来的结果超出2倍的保守余量。
WRC 107和WRC 297计算结果是保守还是冒进,主要取决于几何结构的限制,这也是为什么一定要校核限制条件。

WRC 329 第4.9节:额外增加的接管补强圈实际上导致了局部应力的增加,因为补强圈导致了刚度增加,而刚度增加导致载荷增大的量大于补强圈降低应力的量。
FE 107通过计算正确的刚度,应力和许用载荷来解决如上提到的问题。
FE 107自动计算许用载荷和刚度,如果用户输入了载荷,FE 107会按照ASME规范计算局部应力强度。

仅仅需要输入四个参数就可以获得许用载荷,应力增大系数和柔性系数——接管和容器的直径,接管和容器的壁厚。

FE 107输入案例

FE 107是容器工程师为容器工程师设计的,通过FE 107任何人都可以在接管-容器连接处画正方形网格,但是要理解元件类型,贯穿线的模型,边界条件的椭圆化,管道量载荷的应用和规范应力的计算是完全不同的事情,而FEA能短短几分钟内完成这样的内容。
FE 107适用的结构范围:
 柱壳-柱壳交叉点
 切向接管或分支
 横向接管或分支
 椭圆封头上的接管
 球形封头上的接管
 蝶形封头上的接管
 锥体上的接管
 平盖上的接管
 带补强板的接管
 锻件管
 普通接管

如果应力是10%的许用值,那么超10倍也问题,如果应力是100%的许用应力,那么一点都不允许超的。FE 107帮助用户分析容器支管处的临界载荷。
载荷定义是接管局部强度分析中最容易出错的地方之一,千万别把载荷方向输入错了。FE 107载荷输入清楚,不易混淆。
FE 107的计算结果简单,易懂:

在模型中,根据不同的位置成列应力,计算应力占许用应力的比例也用颜色标注了,方便阅读,可以单击获得3D的分析结果。如下是3D图形输出计算结果:

FE 107优化了WRC 107/297的计算结果,适用范围也扩大了很多,是管口局部强度分析不可或缺的工具。

FE 107 实例验证
会有FEA软件根据真实压力容器问题验证分析结果吗? FE 107和PRG的软件一直坚持根据实际问题来测验软件的计算结果。
验证包含两部分:数值验证和实物案例验证。所有的FEA程序都会经过数值验证,几乎没有软件会验证压力容器和压力管道设计过程中的真实问题。
真实压力容器设计验证:
如下图所示,将外部荷载施加到位于椭圆形头中心的管口上,应变片贴在补强板和接管颈部上面来验证有限元分析的结果。

卧式容器通过吊起螺栓连接的平盖,起吊载荷20000lbf,压力容器和接管的详细信息如下:

FE 107 输入

FE 107使得压力容器/管道的管口分析变得非常的简单,不同于通用的FEA软件需要用户从草图到创建模型,FE 107仅仅需要压力容器工程师所知晓的数据,就可以创建分析模型。
如上的案例,可以通过11个数据的输入来定义几何结构,如下图所示。FE 107在图中
显示每个参数的含义,这使得输入数据更容易理解。

下一步,定义方向和载荷。FE 107 可以定义任意的封头和接管方向。
FE 107的其他功能:
 载荷可以用WRC的表示方式,也可以是用户自己习惯的方式
 载荷可以定义在中心线,接管-壳体连接处,或者接管端部
 载荷区分重量载荷,操作载荷和偶然载荷
 定义疲劳循环的次数,软件会自动校核外载荷和压力作用下的疲劳

执行分析
在FE 107的工具栏中点击“Run”就可以执行分析。FE 107自动生成模型,施加载荷和根据用户输入数据定义边界条件,FE 107不要求分析人员是FEA专家。

在分析过程中,FE 107会提示用户一些非常重要的信息和假设条件,在上面这个椭圆封头上的接管例子中,其实WRC107/297都不是理想的分析方法。

分析结果-WRC 107算不过
如下的表格比较了实测应力,FE 107 FEA的结果, WRC107和WRC297的计算结果。如下所示,在所有位置FE 107的应力结果是精确的。WRC 107显示的补强板上面的应力过高了,而且并没有预测到接管颈部上面的高应力,这也表明了为什么WRC并不是压力容器/管道设计过程中的一个精确的分析方法。

FE 107输出报告
FE 107分析结果以非常简单的方式成列,并包含ASME的许用值。
FE 107输出报告的一些功能:
 有限元分析的结果以三种格式输出:表格;可打印的报告和3D图形输出
 自动的ASME应力分类
 自动的ASME规范评定
 与WRC107和WRC297分析结果进行比较

3D图形输出结果:

文档格式的文件方便提交个客户和检验员审查,报告包含:示意图,尺寸,应力结果表,图形分析结果。

FE 107提供许用载荷和管口柔性。柔性可以用于管道应力分析,以便管道应力分析获得更加准确的结果。

自动比较FE 107,WRC 107和WRC 297的分析结果:

SIF和刚度不准确带来什么问题?

下图可以看到X值代表达到100%规范设计许用值后的应力值,对应Z值代表平均疲劳失效应力幅值,Z值和X值比率安全控制,就是疲劳安全系数,一般是2.

如果应力增大系数偏离了2倍,平均疲劳失效曲线和规范设计疲劳曲线也相差2倍,那么导致计算出的100%规范应力就没有安全系数保护了。
设计计算出来的规范应力是载荷和SIF合成的结果。
如果计算出内力偏如果计算的应力大于2倍,疲劳安全系数也为2.0,一旦应力达到规范应力的100%,那么在整个生命周期内就会有超过50%的可能性导致元件产生疲劳裂纹。
我们针对90度非加强三通和60度斜口非加强三通,不同分支大小d/D = 1和0.4进行计算应力增大系数SIF和B31附录D规范计算应力增大系数对比。可以看出有限元方法计算出来的和规范公式计算出来的SIF有些差距达到了2倍。

上面的斜口三通和非居中开口三通,扭矩和平面内及平面外弯矩会相互作用,从而导致上面应力增大系数有些差距大于2倍,这种情况下,用户就需要做出更多额外考虑。
问题:如果应力增大系数SIF偏差有2倍,系统刚度偏差有10倍,计算出来的应力偏差有多大?
回答:
理论上讲是20倍。但计算出的结果一般达不到20倍的保守量。
常常有人问这可能吗?–回答“是的”,可能但又不可能。
由于刚度的不准确性通常会导致结果存在2-5倍的差距
通过FESIF和FE107生成真实柔性,来计算更精确的内力和应力,这对管道应力分析十分关键。WRC3294.9章告诉我们在三通处添加补强板可以降低疲劳应力水平,原因在于载荷的增加幅值小于应力的降低幅值,总体上应力减小。我们看下面的管道布置。

如果B点没有柔性,立管热胀向上推的力主要作用在这个B点(这点相对刚度大),而相对来讲A和C点载荷小。如果我们在B点添加柔性,B点作用载荷急剧降低,但作用在A点和C点载荷会增加。

什么是应力增强系数SIF?

基于梁单元的管道应力分析方法,对于弯头和三通,由于本身特殊的几何结构和焊缝影响,在计算这些应力集中元件应力时,采用应力增强系数SIF*名义应力获得该点应力。应力增强系数SIF是管道应力分析的基础,尤为重要。在梁单元力学模型中,节点处的应力计算往往采用如下公式:

(纯梁弯曲应力)*(SIF) <许用应力

SIF将公式进一步延展获得:

SIF应力增强系数最初是通过做试验获得。如下是Markl用来研究应力增强系数的试验台,管道内充满介质水。

对试样反复加载,开始出现裂纹,进而水泄露,直至疲劳失效。根据试样的线性刚度和变形位移获得试验加载力,应用这个力反复作用。

根据加载力*距离(加载力点-水泄露点)=该试验的线性弯矩。
弯矩/该点连接管道的抗弯截面模量=该点名义疲劳失效应力
将上述试样获得的应力和疲劳次数整合到如下的图表中

循环次数为横坐标,疲劳失效应力做纵坐标。最终将这些试验点数据连成直线获得直管环焊缝疲劳曲线(斜率为-0.2的直线),再针对弯头和三通进行试验获得他们的疲劳曲线,这些疲劳曲线和直管对应循环次数下的疲劳应力之比就是元件的应力增强系数SIF。

由于最初的试验数据都是基于4寸管道测试获得的,因此必须要获得一个计算公式以便在应力分析中计算其他直径元件的SIF值。影响SIF的几何参数包括:支管管径(d),支管厚度(t),主管直径(D),主管厚度(T)
典型计算公式如下:

梁单元的管道应力分析软件在计算应力时,都是通过上述公式计算出该元件的SIF。通过样品试验来获得SIF耗时耗力,并且成本很昂贵。因此可以通过有限元分析方法进行疲劳分析,从而获得元件的的SIF,并和试验结果进行对比。对比主要是和WRC335(修正过)中的SIF进行对比。
经过验证,我们可以通过FEA局部有限元分析方法来获得SIF:
壳体单元:

SIF = (有限元计算得到薄膜应力+弯曲应力强度)(FSRF) / [(2)(M/Z)]

八面体单元:

SIF = (最大非奇异应力强度) / [(2)(M/Z)]

薄膜应力+弯曲应力强度是依据ASME规范分析篇Pl+Pb+Q工况获得。M/Z是连接管道在失效点的名义应力。M是导致疲劳失效的作用弯矩,Z是连接管道抗弯截面模量,FSRF疲劳应力减弱系数(FatigueStressRductionFactor)通常取2

美国规范B31.3-2006 附录D 表D300 注释12 声明: “对于0.5 < d/D < 1.0异径三通的平面外应力增强系数的计算公式是不够保守的,光滑焊缝凸起可以减小SIF值,选择合理正确SIF是设计人的责任。”针对0.5 < d/D < 1.0异径三通平面外SIF不够保守事情,如果管道循环次数很低,可以不考虑这个影响问题,如果管道循环次数很高,就要通过其他方法和途径计算准确的SIF来计算管道应力。
在管道应力分析过程中,管道系统柔性的准确度对应力的影响比SIF的影响还要大,准确的接口点刚度和三通柔性的考虑更为重要。

水轮机管道系统水击分析

抽水蓄能电站,或水电站管道系统由于可能存在水轮机不同开度的变化过程,导致上下游管道压力发生骤变。

AFTImpuse可以模拟水轮机

水轮机特性曲线和水轮机参数。

水轮机阀门关闭导致水击发生;

沿全部管道通道,查看最大最低压力。

 

可以看到水轮机进口和出口压力骤然变化。为系统安全,提供分析判断,一旦超压,协助采取抑制措施。

对应蓄能电站,抽水工况,AFTImpulse还可以计算泵掉电,发生水击分析。考虑泵的全性能曲线影响。

泵比转速的意义

比转速的定义

比转速也称之为比转数比速,英文名称Specific Speed,在中国符号表示为ns。比转速来源于无量纲分析,用于对比几何相似但是参数不同的泵。

在泵设计的时候,为扩展系列或利用已开发的水力模型进行优化、参考,往往采用相似设计,相似定律能够表达两者之间的关系,但是若采用相似定律来表达一系列泵,十分不便,不能直观地看出其中的规律,因此在相似定律的基础上,泵学者便搞出了“比转速”这个判别数。

对于一个特定的泵而言,比转速有很多个,比如最大流量下的比转速和最小流量下的比转速。但是通常我们所讲的泵比转速是泵在最佳效率处的比转速

比转速的计算公式

在我国,用下式计算比转速:

其中计算的单位是:

Q——流量m3/s(对双吸泵取流量的1/2);

H——扬程m(对多级泵取单级扬程);

n——转速r/min。

在日常工作中,我们会遇到不同国家的比转速表达方式。不同国家的比转速表达方式不同,最终的单位也有所区别。不同比转速公式之间的换算关系如下:

上述比转速公式计算值是有因次数,有些情况下需要用无因次数表示,则用下式进行转换:

关于比转速的说明

(一)同一台泵在不同工况下有不同的ns值,相似准则中使用的是对应最高效率点工况下的比转速。

(二)比转速是根据相似理论推导出来的,可以作为相似判据,即几何相似的泵在相似工况下比转速ns相等。反之,若比转速ns值相等的泵,是几何相似和运动相似的。但不能说比转速相等的泵就一定几何形状相似。这是因为构成泵几何形状的参数很多,比如说同是比转速ns=500的泵可以做成轴流式的,也可作成混流式的,泵叶轮可以用6枚叶片,也可用7枚叶片。上述这些几何不相似的泵,比转速ns可能相等。但是对于同一种形式泵,比转速ns相等时,要想使泵的性能好,即几何形状符合客观的流动规律,其几何形状相差不会很大,所以一般说来是几何相似的。

(三)比转虽速然是有因次数,但不影响它作为相似判据的实质意义。对于几何相似的泵,在相似工况下,用统一单位计算的比转速ns值相等。

比转速与叶轮的关系

因为比转速ns是泵几何相似的准则,所以可按比转速对泵进行分类,同时又因为比转速是运动相似的准则,所以又可按比转速对泵特性曲线的趋势进行分类。运动相似的前提条件是几何相似,所以泵特性曲线的形式和泵的几何形状密切相关。

比转速由低到高,泵参数一般由小流量向大流量变化,扬程则由高到低变化。理论上,只要叶轮出流存在径向流动,随着泵比转速的增大,压水室(导流壳)的体积将会变得非常庞大,因此最终流动方向变成轴向流动才是合理的。

比转速小于23的一般为旋涡泵,比转速大于23小于300的泵,一般为离心泵(比转速=23~80为低比转速,比转速=80~150为中比转速,比转速=150~300为高比转速);大于300小于500的泵一般为混流泵;大于500小于1500的泵一般为轴流泵。

不同比转速泵的叶轮形式:

离心泵的扬程-流量曲线一般呈单调下降的抛物线形式(低比转速泵容易出现驼峰,即曲线上有最高点)。混流泵和轴流泵曲线呈马鞍形(曲线有拐点)。

直凝式循环冷却水出口虹吸井作用,为何大高度直接翻越会带来振动和噪音以及破坏?

很多靠近大水源点,冷却水系统往往采用直凝式方式,取水—>循环泵—>凝汽器-—>虹吸井à水源。循环水泵的作用是给循环水升压使循环水能克服管道的阻力和高差,形成稳定的流动状态。
此高差就是循环水系统的几何供水高程,即泵房进水间水面与循环水系统最高处(凝汽器水室顶)的高度差。如不设虹吸井,那必须使凝汽器水室水压要大于零才能使系统中循环水流动.但设置虹吸井后,可利用虹吸作用使凝汽器水室处于负压状态仍然流动,这样相当于降低了的几何供水高程,从而使循环水泵扬程降低,节约电耗。虹吸井作用是:保持循环水出水管中的负压,利用水流形成的适当真空,减少厂用电的消耗。
简单的说就是,用循环水泵将江里的水打到冷凝器,换热后的冷却水经过虹吸井排到海中。
开式循环凝汽器冷却水系统是由循环水泵、循环水泵取水管、凝汽器进水管、凝汽器、凝汽器出水管和虹吸井等组成。
系统示意如图所示

利用虹吸井的虹吸作用,循环水泵产生的压头仅用于虹吸井与泵吸水井水面间的提升压头和整个管路系统及凝汽器的沿程、局部流动阻力损失。

采用AFTFathom软件进行验证。

允许,查阅泵的结果:

采用虹吸井,和无虹吸井对比,泵扬程节约了约两米,泵功率节约约3KW,我采用流量500立方米/小时。

节约扬程的原因式,从水泵扬程需要克服高差+沿程管道损失+换热器压损来看。

有虹吸井:泵扬程=泵入口水池液位—虹吸井堰高度 6米+换热器压损3米+沿程损失=9.257米)

无虹吸井:泵扬程=泵入口水池液位—换热器高差8米+换热器压损3米+沿程损失=11.199米)

中间直接翻越换热器,扬程=3.202米,是因为泵扬程仅仅是为了克服整个管道沿程阻力,而高差不再需要扬程。

但带来的问题是凝汽器附件压力太低,如果凝汽器位置布置更高,就会进入完全负压,导致气蚀和换热器设备损坏。

直凝式冷却系统,采用虹吸井可以减小泵扬程。

如果我们继续提高凝汽器高度,直接翻越,看看会发生什么问题?

我们可以看到软件直接提示,在凝汽器附近出现负压,低于流体饱和蒸汽压,发生气蚀。

查看,水头线和标高线,结果如下;

从水头线HGL 和标高线关系,我们可以看出由于标高线到了水头线上端,明显这个凝汽器设备附近都是负压,气蚀。

气蚀导致噪音,管道剧烈振动,负压导致管道压力破坏,发生吸瘪破坏。

这类问题发生,很多做管道应力分析误认为是应力分析可以解决的问题,但应力分析能解决无非支架,防振,抗冲击,壁厚也就是加厚或添加补强圈。问题是水力学问题,不是管道应力的问题。还得从根本上来解决和处理这类问题,改变设备合理安装高度,或采取其他措施,避免气蚀发生。

 

AFT Impulse在长距离热水供热项目水锤分析的应用

为了减少城市污染物排放和提高能源利用效率,许多热水供热项目现在都在采用从郊区发电厂长距离输送到市区给居民供热。由于输送距离很长和沿程标高变化大,若发生跳闸停泵或阀门关闭等事故将不可避免地引起较大的瞬态压力波动。从目前的已经完成的或正在设计施工的长距离热水供热项目来看,进行水锤分析已经成为业内共识,已成为热水供热项目设计中必不可少的一项工作。

AFT Impulse是一款功能强大的动态仿真和水锤模拟分析软件,用于计算由水锤引起的液体管道系统中的瞬态压力波动。AFT Impulse软件操作非常简单,运行速度快,并且没有模型大小限制。长距离热水供热工程管网较为复杂,规模较大,水锤分析的工作量也较大。因此,将AFT Impulse用在长距离热水供热项目中进行水锤分析是一个完美的组合。

AFT Impulse软件有一个独一无二的优势功能,就是可以考虑管道中物性的变化的影响(图1)。

图 1  可变物性选项

软件中有两个选项:Constant Fluid Properties 和 Variable Fluid Properties。在大多数情况下,我们选择“Constant FluidProperties”选项,因为流体介质在运输过程中温度下降很小,物理性质几乎没有变化; 但对于热水供热工程项目,我们就要选择“Variable FluidProperties”选项,因为供回水管道内的热水温差非常大,供水管道中水温一般在130℃左右,回水管道中水温一般在60℃左右。热水的物理性质变化很大,特别是饱和蒸气压的值变化很大。130℃水的饱和蒸气压为2.7bar(图2),60℃水的饱和蒸气压为0.2bar(图3)。

图2   130℃热水的饱和蒸汽压

图3   60℃热水的饱和蒸汽压

饱和蒸汽压是水锤分析中的一个重要参数。AFT Impulse软件内置了两种算法(图4),可以考虑水锤过程中的气蚀现象:Discrete Vapor Cavity Model and Discrete Gas Cavity Model。AFT Impulse可以精确判断气蚀发生的位置和模拟气蚀发生后导致管网中的瞬态压力波动。

图4  模拟气蚀的算法

对于热水供热项目来说,供水管线的压力(比如10bar)一般都比回水管线的压力(比如5bar)高,如果供回水管线上的热水都输入130℃(此时饱和蒸汽压为2.7bar),由于回水管线上压力较低,但是饱和蒸汽压力较高,从而回水管线上的压力安全裕度就由原本的4.8bar(5bar–0.2bar=4.8bar)减少到2.3bar(5bar–2.7bar=2.3bar),在这种情况下进行水锤模拟时,可能导致管线上出现大范围的气蚀,导致瞬态压力变化很大,很可能远远大于管道的设计压力;如果供回水管线上的热水都输入60℃,由于供水管线压力较高,但饱和蒸汽压较低,从而供水管线上的压力安全裕度就由原本的7.3bar(10bar–2.7bar=7.3bar)增加到9.8bar(10bar–0.2bar=9.8bar),在这种情况下进行水锤模拟时,可能会导致供水管线上本该发生气蚀的位置而没有出现气蚀,导致瞬态压力变化较小,不能充分考虑供水管线上因气蚀对瞬态压力的影响。由以上分析可以看出,只有准确的输入供回水管线上热水的物性,才能对热水供热项目进行准确地水锤分析,得到更可靠的瞬态压力。

下图(图5)是一个分布式的长距离热水供热水锤分析模型。该热水供热项目,从首站经过30多千米到达最远热力站,中间还有7个分布式热力站。首站包括4台泵、4台换热器,4台除污器及进出口阀门等。8个热力站都在回水管线上设置增压泵。我分别给供回水管线定义了各自相应的物性,供水管线上的热水温度为130℃,回水管线上的热水温度为60℃。

图5  热水供热系统水锤分析模型

如果关阀时间较短,可能会因水锤导致严重的瞬态压力波动,从而可能超过管道设计压力导致管道爆裂。因此为了避免这类事故的发生,我们要选择恰当的关阀时间和方式。

我分别定义阀门在150秒、200秒和250秒内线性关闭,阀门关闭时间为150秒时,最大瞬态压力为2.38Mpa,超过了管道的设计压力2Mpa;阀门关闭时间为200秒和250秒时,最大瞬态压力分别为1.95Mpa和1.82Mpa,均小于管道设计压力。由以上分析结果可得出只要阀门关闭时间超过200秒,就不会造成瞬态压力超过管道设计压力的水锤事故,因此可以将阀门的关闭时间设定在大于200秒即可。下图(图6)是阀门在200秒内线性关闭,沿主管道上的最大最小瞬态压力包络线。


图6  主管线沿程最大最小压力包络线

由于担心首站四台泵同时失电停运会导致发生严重的水锤事故。我专门模拟该工况,结果发现该供热管道系统中最大瞬态压力为2.29Mpa(图7),远超过管道的设计压力2Mpa。最小的瞬态压力为0.27Mpa,130℃热水的饱和蒸汽压也是0.27Mpa,从而可知在距离首站950米、1200米、1300米位置出现了气蚀。为了避免四泵全停的工况,首站特采用两路电源的方案,每两台泵用一路电源。

图 7  主管线沿程最大最小压力包络线

从以上的分析结果可以看出,AFT Impulse不仅模拟了最大瞬态压力,还模拟了最小瞬态压力,得出了系统中是否出现了气蚀及发生气蚀的位置。AFT Impulse通过水锤分析帮助确定了阀门的关闭时间和避免了四台泵同时停造成严重瞬态压力波动的问题。

对于区域供热项目来说,使用AFT Impulse模拟各种水锤工况有很多优势:

  • 定义阀门关闭时,不仅可以定义阀门按照线性方式关闭,还可以定义阀门按照等百分比方式关闭。
  • 模拟停泵时,不仅可以模拟不允许倒转的泵,还可以模拟允许倒转的泵。模拟允许倒转的泵时,AFT Impulse中内置了21条泵的全性能曲线,以供用户在使用时选择。因为大多数泵厂家是不能提供泵的全性能曲线的,这样用户在模拟停泵时就直接可以根据泵的比转速选择相应的全性能曲线即可。
  • AFT Impulse模拟水锤时,可以考虑管道内流体的物性的变化。因为在供回水管线上热水的物性变化较大,尤其是饱和蒸汽压。并且软件还内置了气蚀模型,可以准确的模拟管网中是否发生气蚀,是否会因为气蚀的原因导致管网的瞬态压力波动较大,甚至超过管道的设计压力。

综合以上优势可以看出,AFT Impulse是一个模拟计算长距离热水供热项目水锤分析很实用的软件工具。

正位移PD泵脉动分析及解决方案

相关视频:计量泵                             气动隔膜泵                       软管脉动泵

1. 前言
近年来,工程设计越来越重视管道系统中存在的或潜藏的有害脉动。这些脉动的一个主要来源是声学共振。当压力脉冲(其来源通常是正位移泵)激发了管道系统的固有频率时,就会导致该系统发生声学共振。

用于输送食品、药品等洁净流体和泥浆、矿浆等浆体的气动双室隔膜泵是正位移泵,在输送流体介质时,就经常会出现脉动的问题。高压计量系统使用的计量泵也是正位移(PD)泵。稳定运行时,压力和流量的脉动是正位移PD泵系统中的常见问题,其可导致振动,疲劳失效,频繁的维护中断以及流动不均匀等问题。

许多工程咨询公司已经开发出有脉动计算能力的软件工具,但他们主要为客户提供项目咨询服务,并且这些服务都很昂贵。
2. 瞬态分析工具

水锤分析软件 – “经典水锤”指的是当阀门在具有确定流量的长管道中突然关闭时发生的瞬态压力峰值和随后的声波反射。现代waterhammer软件处理液体管道网络中的各种瞬态压力和流体流动的瞬间变化。

模态分析软件 – 频域中的高速数字时程数据的信号处理可以通过许多软件平台完成,包括用于实验模态分析(EMA),数据采集或通用统计/数学建模的软件平台。

动态分析软件 – 虽然进行脉动分析没有必要采用动态分析,但对于正位移PD泵流体强制流动时,在声学固有频率下可视化地显示整个管道网络的压力和流量响应是很有用的。管道网络中的脉动模态和强制响应形状可以在2D动画中显示。

3. 脉动分析方法

3.1波速

声速或“波速”是任何介质中声学的基本参数,无论是通过可传播声音的空气,通过诸如管壁,保温等固体,还是通过诸如管道系统中的液体。在液体中,波速由密度ρ和体积模量B确定。后者定义和近似如下,其中V是液体体积或比体积,P是压力,s是熵。

因此,压力变化时体积变化越小,B值越大,液体越“硬”。对于压力的任何变化,体积变化越大,B的值越低并且液体的“可压缩”越多。用于液体的体积模量B类似于固体的杨氏模量E。然而,与杨氏模量不同,体积模量不是一个常数,并且通常随压力升高而非线性增加。对于70°F和1个大气压的水,B≈310,000PSI。其他液体和条件的B值的列表可以在文献中找到。

液体中的波速a如下。

然而,管道中的波速将因此而异,与管径、壁厚以及管道支撑条件(c1)有关。

波速的修正是通过分母修正完成的。没有这个分母项,方程3与方程2相同。评估c1的方程可以在Wiley(1993)中找到。

3.2模拟管道和工艺设备系统

MOC是一种“集总参数”型建模技术。这意味着实际的连续系统被离散化或分成若干段。每个段的长度为Lᵢ,对于每个管道和容器通常是不同的。时间瞬态仿真以时间增量dt执行,该时间对于模拟是固定的。

这些变化长度段Lᵢ和固定时间步长dt之间的关系很简单但很重要。

其中ai是管段Lᵢ中的波速。

泵激发的最低频率称为“基本脉动频率”,fb。泵速N,乘以活塞头数n,假设所有气缸都是相同的并且在曲柄转动等间隔。

要进行脉动分析,必须选择时间步长和其他参数,这里提出了三(3)个标准。第一个是方程4。第二个标准涉及脉动感兴趣的预期最大频率fc。一个经验法则是fc大约是基本脉动频率的六倍。

请注意,这个经验法则有点武断。分析师可能有充分的理由选择与此不同的值,无论是更高还是更低。在不知道所分析的特定系统中存在问题的频率范围的情况下,作者发现方程6通常提供保守的最大频率。

一旦将值赋给fc,无论何种均值,第二个标准是时间步长dt必须小于1 /fc的1/2。该时间步长表示为dta

对于特定五头柱塞泵,以其最大速度运行,可以评估方程5、6和7。

 

 

 

 

第三个标准是选择在软件中使用的实际时间步骤,表示为tb,以便将建模误差降低到可接受的水平。

3.3将基本数据输入软件

通常,软件包含用于近似模型参数的逻辑,并建议使用步长,尝试最小化误差。在这里提出的方法中,虽然这些决定是由分析师做出的,并且由软件决定,使用方程4、6和7以及其他标准。

较小的dt意味着数据文件大小将比最大时间步长大2.1倍。计算运行时间同样更长,但这并不重要。主要权衡是模型精度与文件大小,必须在本征频率的后处理中进行管理。这一切都归分析师决定。

包括系统的值ρ,μ,B和E; 和每个管道的D,t,c1和L’就可得到模型。既用于确定声学固有频率,又用于稳态强制响应。

3.4波长λ

后面的部分将探讨如何确定声学固有频率和模态形状。首先介绍一种称为“波长”的重要动态特性。每个固有频率都与唯一的模态形状相关联,在整个管道网络中显示出脉动。当在动画中观察时,任何特定固有频率的模态形状呈现“节点”和“反节点”。反节点是系统中脉动相对最大的物理位置。节点,也称为“过零点”,是该频率的脉动为零的位置。对于任何声学固有频率,模态形状中的一个完整正弦波周期是该频率的波长,具体如下。

3.5“维护MOC网格完整性”的模型误差

为使物理系统符合MOC的某些数学要求,引入了最小化误差。还有别的误差源,例如波速估计,压力损失特性等。

由于公式4中的固定时间步长dt适用于模拟的所有管道,因此管网中每个管道的这些误差必须表现为对波速或长度的“调整”。一个重要的问题是,“在误差存在的两种调整中,模拟结果是否有任何不同?”答案是“否”。它没有任何区别。这可以通过一个简单的例子来说明,在管网内考虑一个长度为42英尺,波速为3,100英尺/秒的特定管道。

例如,假设对于固有频率j,波长λj恰好对应于该长度。应用方程8,可以确定如下固有频率。

 

 

 

 

现在假设模型中的时间步长为0.001953秒。将产生以下模型参数,进而产生固有频率和波长。

 

 

 

 

将模型误差设为长度,导致误差的固有频率为0.912%。现在假设使用正确的管道长度并调整波速。将得出以下结果。

 

 

 

 

这个简单的例子表明,在脉动分析中,无论是调整波速还是调整管道长度,计算结果没有任何区别。

3.6确定系统的声学固有频率和模态形状

在任何情况下,当激励频率与系统固有频率一致时,最坏情况就发生了。因此,仅仅考虑泵设计速度下的共振响应工况是不够的。这是因为任何计算机模型都存在许多固有的不准确性,其性质和范围都是未知的。如果在管道声学系统中阻尼较低,即使很小的不准确性,也意味着单独的共振响应模拟可能会大大低估可能发生共振响应的严重性。

有多种方法可以确定系统的固有频率并量化它们的相对严重性或重要性。在机械振动中,实验模态分析(EMA)中的常见技术是用锤子敲击结构,用于测量力。这是一种简单有效的输入宽频能量的方法。根据影响的位置,然后在一些感兴趣的范围内以其所有或许多固有频率振动。但是,由于它是通过分析而非实验完成的,因此称为计算模态分析(CMA)。但数学是一样的。可以合成替代流强制输入,例如“扫频正弦”等。

3.7数字低通滤波器

由于不太感兴趣的频率高于fc(140 Hz),因此滤除不需要的高频点。这是通过一种称为数字低通滤波器(LPF)的方法完成的,它在名义上过滤掉截止频率以上的频率,同时传递低于它的频率。

3.8频率响应函数

在称为频率响应函数(FRF)的模态软件中计算频域数量,其组成部分表示为ij(f)。意味着它包含幅度和相位信息。它将系统中点“j”处的压力响应Pj(f)与引起它的点“i”处的流体力Qi(f)相关联。虽然通常使用替代方法来实际计算FRF,但简单方法如下。

有多种方式可以显示FRF。幅值和相位如下图所示,称为“波德图”。图a中的峰值表示声学固有频率。180°相位也表示固有频率。这些频率的振幅表示位置’j’处的预期脉动响应对位置’i’处的单位力输入的严重性。例如,在36 Hz时,FRF显示出16 PSI / GPM的幅值,并且力 – 响应相位从+ 90°变为-90ᴼ。这意味着在泵位置施加的1 GPM-0P(零峰值)的正弦流体力将在16 PSI-0P的系统中的位置’j’处产生压力脉动响应。

FRF将成为该技术未来状态中脉动分析的重要组成部分。因为FRF可以确定:

  • 声学固有频率
  • 整个系统中单位流量输入的响应幅值
  • 哪种固有频率最严重,值得设计时需要注意

前面的计算模态分析(CMA)旨在确定声学固有频率和与它们相关的模态脉动响应形状(模态形状)。

现在已知重要的固有频率,脉动CMA的下一步是对特定的泵速进行强制响应模拟。

3.9确定激发自然频率的“最坏情况”泵速度

各种泵速度的整数倍数与固有频率对齐,计算如下。

固有频率fni是运行速度倍数j。比如固有频率为35.88 Hz(固有频率为5.1 Hz时,低于fb,即使是最低的运行速度)。这表明,由于10倍运行速度分量或两倍fb,215.25 RPM将激励35.88 Hz固有频率。因此,就激振脉动而言,这将是整体最差情况下的泵速。

下一步是计算五头柱塞泵的流动强制行为,并专门针对215.25 RPM进行分析。

3.10对PD泵的流体脉动进行时程分析

泵的容积效率(VE)定义为吸入条件下的实际体积流量与称为“扫过体积率”的量之比Qsw。

Qs[GPM] =在吸入条件下每个气缸的实际流量

Qsw[GPM]=Vsw XN

Vs[GAL] = 扫略体积(冲程X活塞横截面积)

N [RPM] = 泵速

请注意,分子中的实际流量是“在吸入条件下”的流量。在PD泵应用中,出口压力远高于入口压力,并且它们的密度和体积流量相差几个百分点并不罕见。因此,即使没有泄漏,由于液体可压缩性,容积效率将小于100%。

因此,有时更方便的是不使用体积单位来表达VE,而是以下列方式使用质量单位。

可以证明,对于理想(无泄漏)情况,E0可以写成如下。

其中i代表间隙或“死”体积占扫描体积的百分比。这可以简化如下。

或者,这可以用吸入和排出压力和平均有效体积模量来表示,Beq。

如果可以估算加压时的值,则也可以以下列方式估算排出密度。

这只是近似值,在估算Beq时必须小心谨慎。如前所述,体积模量不是一个常数,通常随压力非线性增加。

此处使用该理想或无泄漏模型评估脉动的时程。为了获得这个,现在只需要滑块曲柄方程和泵机械和流体数据。滑块曲柄方程是柱塞位移和速度的方程。

无泄漏情况的阀门打开位置可以显示如下。

在建模中考虑泄漏是很好的。泄漏通常导致吸入阀打开更早,排出阀打开更晚,并且脉动恶化。

3.11模拟PD泵运行时的脉动响应

振动EMA中强制响应的动画称为“操作偏转形状”或ODS。在脉动CMA中,泵强制脉动响应的动画称为“操作脉动形状”或OPS。

OPS看起来类似于泵激发的每个固有频率的模态形状。但由于泵激发了许多基本脉动频率的谐波,因此OPS动画通常看起来更复杂,包含多个模态分量。当泵速与单个重要固有频率紧密对准时,OPS可能与该频率的模态形状无法区分。

然后进行流强制响应模拟,应用如上所述的方程17-20。如前面数据,速度215.25 RPM被确定为最差情况下的泵转速,因为由于10倍的运行速度或两倍的fb分量,这激发了35.88Hz的固有频率。声学固有频率分析得出了强制频率和系统声学固有频率的接近度如何导致在215RPM下比250RPM下操作的脉动响应高得多。

将进行额外的强制响应模拟,以确保识别出最坏情况。可以以类似的方式分析其它可替代的设计方案。

到目前为止讨论的OPS动画只是OPS压力。压力脉动的最大值(反节点)的物理位置是流量脉动的最小值(节点),反之亦然。这不是偶然的。这是管网中平面波脉动的重要特征。减少脉动的一种常见且有效的方法是将孔板放置在系统中的关键位置。这种孔板设计用于引入非常小的压降,但足以有效地抑制脉动。前面提到过,管道声学是通常非常轻微阻尼的系统。这意味着与声学固有频率紧密对准的激发能量导致非常高的脉动,而即使激励和固有频率之间的小间隔也导致更低的脉动。孔板是引入阻尼的一种非常有效的手段。但是孔板选择的位置很重要。它理想位置是用于流体脉动的波峰处,该波峰是压力脉动的节点。通过能够看到压力和流量脉动动画,更容易识别管道网络中的这些位置。

如果脉动对于“最坏情况”泵速来说太高,则考虑各种设计修改并重复步骤1-4直到达到可接受的设计。

4. PD脉动分析的解决方案

AFT公司研发PFA(脉动频率分析)模块,可协助工程师进行这种液体输送系统的脉动分析。PFA模块与AFT Impulse配合使用,可确定在特定泵转速下液体脉动情况,使工程师在设计系统时采取预防措施。它还可以帮助工程师解决已安装管道系统的振动问题,并确定声学共振是否是造成管道振动的原因。

使用PFA模块非常简单,特别是如果您已经熟悉使用AFT Impulse。PFA模块通过一系列步骤自动处理了大部分流程。

1)在AFT Impulse中创建模型

2)指定脉冲的特性

3)将脉冲力作为脉冲源

4)运行模型

5)生成波德图,显示频率与幅度

对于PD泵脉动:

6)指定激励频率以从特定泵RPM分析

7)为每个选定的激励泵的RPM生成子场景

8)运行每个子情景,并确定结果的声学幅度

9)自动将峰峰压力脉动与API 674要求进行比较,以确保符合规范要求

下面详细介绍了如何使用PFA模块的一些主要特点和主要步骤。

图1:模型和数据输入

此演示模型中有一个PD柱塞泵,被调出的定流量连接点代表PD泵。然后我们输入PD泵输入数据。

图2:应用低通滤波器

PFA模块将低通滤波器应用于指定脉冲,以关注需要的频率响应范围。然后生成应用了低通滤波器后的脉动曲线,并将其与工作空间上的定流量连接件相关联。

图3:观察激发频率

模型运行后,工程师指定的任何管道节点都会生成波特图。对于我们当前的演示模型,绘制了几个管道节点的频率与幅值的关系图。

图4:创建方案

一旦创建了激励频率分析,用户就可以看到对应的泵转速和激励频率。用户就可以选择具有显著幅度的频率并将其添加到Pump RPM评估面板中。在添加了所有期望的激励频率后,PFA将自动为每个选定的激励频率创建单独的只读场景工况。

图5:分析结果

然后,工程师可以运行自动创建的场景,并将在这些频率运行泵的脉动压力响应直观的显现出来。根据API674对压力幅值的控制要求,直接判断是否脉动过大,或系统出现气蚀等现象。如果脉动水平过高,往往采取调整缓冲器大小或调整管径方式解决。我们的演示模型中显示了特定泵转速下各个管道节点的压力与时间的关系曲线。

结论

AFT Impulse的PFA模块为希望提高脉动系统的安全性,可靠性和性能的工程师提供了一个令人兴奋的机会。

软件的操作界面非常直观,你可以在几个小时内学会软件功能,并且通过AFT丰富的支持文档,技术支持和培训选项,可以快速掌握相关的专业知识。

若大家有类似系统或有类似问题,欢迎大家联系我们。

AFT Arrow在电厂抑制硫化物排放中的应用

热电厂中SOx 的排放对于运营商来说仍然是个令人头疼的问题,但是一家波兰电厂在烟气脱硫装置的改造项目中采用了更好的方法。
这家波兰电厂始建于1960s ,直到1980s 也没有设置烟气处理系统(除了除尘系统以外),由于当时的法规并没有强制要求。多年以后, 环保要求发生了改变 ,电厂必须要满足环保要求,减少SOx和Nox的排放。
针对Nox的排放, 问题并不是很难解决,通过空气分级系统和低排放燃烧器的使用就可以满足环保要求。然后SOx 的排放问题就比较复杂,为此必须增加脱硫装置 (FGD) ,这样就大大增加了项目成本。并且, 电厂的布局通常不利于FGD装置的布置,因此在多数情况下烟气系统就变得更复杂。
烟气系统是传统燃煤电厂的基本组成部分之一。 此系统主要包括风机(推动烟气流动);烟风管道,此管道上安装有一些必需的元件,例如切断器,膨胀节,测量系统和导流装置;以及将烟气排放到大气的装置。
最近几年,烟风管道变得更急复杂,上面增加许多附件,例如弯头,切断器和膨胀节等。这种改变就需要了解烟气系统在新的设计条件下是如何运行的。烟气压降如何变化?系统关键部位的压力是多少?是否需要使用新的风机?所有的这些问题,只有对整个系统进行全面的流体力学分析才能解决。
烟风系统
我们讨论的烟风系统是来源于波兰西南部维斯瓦河畔的某一电厂。
此电厂有八台电力机组, 每台225 MW。在1998 年,增加了FGD装置。需要增加风机来克服流体流动阻力。第一阶段已增加了一套带有新烟风管道的设备。 但是第二阶段就更加复杂,需要将机组单元与FGD装置关联。需要进行水力学分析来判断系统能否正常运行以及是否需要做些修改。
第二阶段的主要目的是保障所有关联到FGD装置的机组能够正常运行。FGD装置仅用于四台机组,但是试验证明它能够处理高达6个机组的烟气, 这对此项目来说是有利的。
该发电厂的年平均负荷相当于六个运行中的发电机组, 有必要在安装过程中增加泄压管道,将烟道内的烟气直接排放到新烟道内,以防烟道内的压力过大。 如果超过六台机组运行,那么此管道相当于一个稳压器。 在计算模型中也可以预见这一点。
此项目涉及的烟气管道范围起始于每台机组风机的出口,终止于现有的与FGD相连的烟气管道。 除此之外,还建造了一个新的三向烟道, 包括从引风机到新烟囱的烟气管道。新的烟气管道最大直径达到13m ,这是设计的关键,尤其是水力学计算。
此装置已经正常运行两年多,每台机组的烟气脱硫都能满足的环保要求。目前为止,没有发生过任何严重的运行问题。
所有新烟气管道的设计工作都由 Energoprojekt Katowice SA完成, 这其中包括基本的工程设计, 土木工程包括3D模型的创建 (见图 1) 以及具体的施工安装, 还有就是水力学分析。监督了整个项目的实施过程直至所有工作完成,装置正常运行 。

图 1: 烟风系统的3D模型,红色为新烟风管道

流体流动
3D模型中分析的流体介质为烟气,默认按照可压缩流体考虑。已选择的计算工具能够处理烟气在三个维度的流动,因为只有这样的工具才能精确分析流体在非常大的烟气管道中的流动现象。
唯一的问题就是:是否这个方法总是合理有效的,是否只有这个方法才能获得可靠和精确的结果。当我们做调研时,经常会测试新的技术,并进行更详细的分析。但是在实际的工程计算中,由于耗时太多,这是不太现实的。
除此之外,需要提到的是:低速流体(达到0.3马赫)通常在计算中可以当做不可压缩流体来分析。在多数情况下,流体的密度变化是很小的。流动的流体没有足够的能量来克服气体膨胀的力。换句话说,气压不能导致气体密度发生很大的变化,从而可以当做不可压缩流体来处理。
通常来说,水力学计算可以通过手工计算,首先需要一个经验丰富的工程师,最开始能够意识到水力学上的问题,其次拥有一定的水力学计算的理论基础,能够解释计算结果。
然而,在计算机时代,人们可以使用特定的分析软件来进行水力学计算。目前进行此种类型计算的商业化软件更能够直接有效的解决水力学计算问题,其中包括AFT Arrow, 由AFT公司开发。 在此我们将上
述GDF烟气系统的数值分析结果呈现给大家,并将其与实际的电厂运营数据进行比较。
AFT Arrow 使用马赫数步进法针对每段管道同时求解5个方程:
− 质量守恒方程
− 动量守恒方程
− 能量守恒方程
− 气体状态方程
− 马赫数方程
每段管道分割成多段,每一段都要满足上述5个控制方程。与手工计算方法相比,这更进一步增加了计算的精度。

计算模型
基于烟气系统的3D模型在ARROW中创建了水力学计算模型。计算多个工况来验证系统在不同工况下的运行状况 。
计算模型考虑了每台机组对应的锅炉炉顶出来的烟气到新烟囱的所有管道,包括新建的、现有的、FGD装置内的、旁通管路和泄压管路。计算模型包含了烟气系统中的所有元件,包括弯头,补偿器,切断器和其他阻力元件。并且模型反映了每个元件在系统中的真实方位。
烟风系统中每个元件(如弯头,三通等)的局部阻力系数均由AFT Arrow 的通用数据库获得。烟风管道的粗糙度系数基于工程惯例取值。然后,直烟气管道的压降并不重要。
锅炉和静电除尘器处的压降通过一个元件来模拟。其阻力曲线来源于电厂提供的测量数据。FGD通过两个单元来模拟。第一个元件用来模拟压降,第二个元件用来模拟烟气量的增加。 通过对电厂实测数据的分析,确定了烟气脱硫过程中的流动阻力和截流流量。
推动流体在系统中流动的单元是每台机组处的风机(每台机组两台风机),它控制着燃烧室的真空度。转动元件(通常是进口叶片)维持着所需的真空度。
烟气系统也配有引风机(第一阶段建造), 用于克服经过FGD装置时的流动阻力和 FGD 相邻的烟气管道 (见图2)。引风机负责克服绿色区域的流动阻力,增压风机负责克服蓝色区的流动阻力。P-1压力测量位于FGD前的烟气管道上P-2位于增压风机后的烟气管道上。模型反映出风机运行状况相同。此处分析的目的是为了确定电机的容量,保证鼓风机能够使烟气顺利通过FGD装置。

图 2: FGD系统中风机的配置

实际测量
为了比较计算机模型得出的水力学计算结果和测量数据,选取了以下参数来比较:
a) 每个机组切断器之前的烟气压力
b) FGD收集器处的烟气压力
c) 通过FGD(两个单元C和D)的烟气流量
d) 通过泄压管道的烟气流量
e) 鼓风机电机额定功率
把上述的实际运行参数和计算结果比较。
结果比较
在比较结果之前,模拟的模型和实际的运行条件保持一致是非常重要的。这涉及到来自每台机组的烟气量和外界环境对烟囱自然通风的影响。由于缺少对每台机组烟气量的直接测量,我们需要根据每台机组的发电量来估计烟气流量和所有机组的总烟气量信息。
为了更好的比较,选取以下运行工况:
 所有机组均在运行 –工况I (发电量: 1758 MWe; 总烟气量: 7 389 920 Nm3/h)
 7台机组运行- 工况II (发电量: 1430 MWe; 总烟气量: 6 066 970 Nm3/h,机组5不运行)
 6台机组运行- 工况III (发电量: 1187 MWe; 总烟气量: 5 215 490 Nm3/h, 机组7和8不运行)
根据上述所述,最极端额工况在烟气流量最大时发生, 此时电厂负荷达到最大。为了稳定FGD收集器的正常压力,避免增压风机的破坏,
泄压管必须足够大,以便能够使烟气排到烟囱。当八台机组全部运行时,极端工况会长时间存在,除此之外,如果七台机组运行负荷非常大,也是可能出现上述极端工况的。于是前两种工况,我们均要考虑周全,保证机组正常运行。
为了比较现场数据和计算结果,闭式(或者接近闭式)泄放管作为第三个工况考虑。
已选择的运行工况代表运行的可能性大小取决于模拟的计算机模型是否准确以及软件对如此大烟气管道的分析能否满足设计流程。增压风机最大可能的电机负荷为6.4 MW,此负荷表明了风机所克服的流动阻力大小和系统压损大小。
结论
计算结果和系统的测量数据显示了很大的关联性。在每个工况下,每台机组切断器前的压力和FGD收集器处的压力和实际测量值仅有微小的偏差(计算机结果稍微偏高一些) ,主要由于以下因素导致:
 缺少每台机组的实际烟气量,只能依靠其他测量数据进行估算。
 每台机组的烟气管道内部均设有导流片。由于计算机模型没有考虑到导流片的影响,局部阻力系数通过软件自动获得,最终导致局部阻力系数取值偏大。导流片的增加,会降低局部阻力,能达到50%(取决于具体导流片的设置)。
 锅炉的阻力通过一个单元模拟,其阻力曲线基于每台机组的测量数据。然而,即使这些机组设计上完全相同,其阻力曲线在实际运行中也是会有差异的。
FGD系统的阻力主要取决于FGD的阻力,它是产生压损的最主要单元。这部分的阻力可以通过风机负荷来表达。结果在此区域显示出很大的匹配性,于是可以断定计算机模型准确反映出此部分的流动阻力 。
增压风机负荷的准确定义和通过FGD的烟气量,这对于分析是非常关键的环节。烟气量的微小偏差会使计算结果有些偏离,这可能是由于吸收器内水吸收量的不同导致。
在比较计算结果和测量数据的差异时,一个很重要的因素是测量仪表的精度。正如所述,测量数据都是通过普通的操作型测量手段实现,因此这些方法的精度不够高,也会产生一些偏差。
还有外界环境因素会影响烟囱的自然通风,这也会导致结果产生差异。外界环境的温度和压力是动态变化的,因此很难找到一个在特定参数下的环境与计算机模型匹配。这种影响是很明显的,测量的压差可达到几十到几百帕斯卡。
但是这里需要强调的是,计算机分析模拟是能够相对很好的反映系统的真实运行状况的,并且这种反映是可靠的。因此在这种类型的分析中默认情况下是把烟气当做可压缩流体来处理的。这样的计算工具与三
维流体分析相比更简单容易。创建这样的计算模型进行水力学分析可实现:
 确定烟气管道直径, 连接方式(三通)
 确定整个管网中各点的压力分布,判断是否会超压或汽化
 校核备用风机能否满足后续新系统增加或者对其他改造方案的校核
 可以分析系统在不同运行工况下的水力工况
此项目已经成功运行,每台机组的烟气经过脱硫装置后,其排放均满足环保要求。
GDF Suez Energy波兰的这家公司已实现目标生产模式,并正在完成新发电机组的建设, 被称为绿色机组,用于代替现有的8台机组, 这8台机组已经在2011年11月份关闭。新机组必须严格满足排放标准 (SO2 和 Nox均需 <150 mg/Nm3 粉尘<20 mg/Nm3 ) ,不需要增加额外的脱硫除硝装置。
并且, 对已有的机组1和7进行改造以提高效率,满足将来NOx的排放标准。目前机组1在2014年已经满足当时的工业放排标准和相关法律要求。
Adam Klepacki是Energoprojekt Katowice SA公司热力与动力工程部的工艺工程师,Trey Walters是AFT公司的总裁兼首席技术官。

饱和蒸汽输配管网应用案例

相关案例:AFT Arrow在蒸汽长输管网设计上的应用案例

蒸汽在给用户或工业区输配时,蒸汽的参数主要取决于用户的要求,用户需要的是过热蒸汽,就需输送过热蒸汽;若用户需要饱和蒸汽,可输送过热蒸汽也可输送饱和蒸汽。

对于饱和蒸汽来说,除了更精确的计算蒸汽流速和选择管径,保温层外,还要计算随着管线的不断向外传热,管线中会有凝结水析出,为了避免管线中形成柱塞流,需要准确计算出凝结水的量并在合适的位置添加疏水装置。

Hydrosystem软件适用于液体、气体、两相流介质管网的传热、压降、流量分配计算,也可对管网管径进行选型,其广泛应用在石化、电力、市政热力等行业。对于饱和蒸汽来说,Hydrosystem软件不仅可以帮你选择经济流速和合适的管径,及经济保温层厚度,并校核确保每个用户的流量、压力、温度要求,还可计算出凝结水的量。

饱和蒸汽输配管网

下面是某一西安饱和蒸汽输配项目。蒸汽源压力0.2Mpa,140℃,用户饱和蒸汽需求量为200吨每小时,管道总长约1000米。

创建模型时可直接在软件中搭建三维实体模型,也可从应力分析软件Start中导入。

蒸汽源点是饱和蒸汽,此时蒸汽中不含水,具体设置如下:

创建模型后,输入管道的管径和长度,蒸汽源的参数和用户端蒸汽的参数,输入保温厚度。管道的传热计算时可以选择管道是在室内还是室外?是在管沟内?还是直埋?

运行模型后,就可以查看计算结果包括介质流速、阻力系数和局部阻力压降、流体物性、NPSH等,还可以查看饱和蒸汽的压力(绿色框)、温度(蓝色框),管道内饱和蒸汽的量和凝结水的量(红色框)。

还可以查看饱和蒸汽有凝结水析出变为两相流后,管道内流体的状态,如下图。

根据上面的计算结果,在管道上合理的位置安装疏水阀,及时将凝结水排出,以避免出现柱塞流,对管道造成冲击破坏。

该项目现已运行多年,输送给用户的饱和蒸汽的参数与计算的结果基本一致,满足用户端的需求,析出的凝结水都得到了及时的排出,到目前为止没有出现柱塞流的问题。

 

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