彎管用多相流沖蝕磨損試驗機設計與研究*

蔡文博， 陳小華， 張 杰， 劉 洋， 陳 陽

（1. 西南石油大學 機電工程學院， 成都610500；2. 國家管網集團西南管道有限責任公司， 成都610094）

0 引 言

管道作為流體輸送最重要方式之一， 其安全可靠性至關重要。 其中， 沖蝕磨損引起管道失效已成為制約管道安全重大難題[1-2]。 如精礦管道、煤漿管道、 頁巖氣壓裂管匯和天然氣管道等， 其輸送介質為多相流， 特別是固相顆粒造成管道沖蝕磨損嚴重。 理論和實踐證明， 彎管相比直管更易發生沖蝕磨損失效， 因此， 開展彎管沖蝕試驗對揭示其失效機理至關重要。 現有沖蝕試驗多以掛片試驗為主， 亟需設計全尺寸彎管試驗機模擬真實工況。 目前， 常用沖蝕磨損試驗機有3 種，即噴射式、 旋轉式和管流式[3-4]。

BARIK R C 等[5]通過噴射式試驗裝置研究了腐蝕性介質中發生固體顆粒侵蝕時所引發的物理過程。 TAN K S 等[6]用射流沖擊式泥漿侵蝕設備通過試驗研究了射流速度的影響。 邱亞玲等[7]通過設計專門的夾具裝置研制了一種沖蝕試驗裝置，實現對試件進行不同角度的沖蝕。 黎清寧等[8]設計了一種噴漿式沖蝕磨損試驗機， 針對液固混合沖蝕實現漿體沖蝕磨損機理研究。 楊燕等[9]公開了一種管流式變徑沖刷腐蝕試驗裝置， 可實現介質相同、 流量相同、 材料相同和流速不同條件下材料耐沖蝕腐蝕性能研究。 李方義等[10]設計出一種可調式氣固兩相流沖蝕磨損試驗機構， 其沖蝕強度、 角度隨沖蝕區域的切向往復勻速變化而變化， 使沖蝕顆粒輸送達到質量精確、 穩定、 均勻分散的效果。 歐國富等[11]設計了一種旋轉式沖蝕試驗裝置， 該裝置可通過夾具改變沖擊角范圍，使其在0°～90°可調模擬實際工況。 Ramakrishna等[12]通過管流式試驗裝置， 指出腐蝕和侵蝕過程之間相互作用， 量化現實流動環境中協同作用。李翔等[13]設計管流式沖蝕試驗機， 揭示結構、 流速、 顆粒含量等關鍵因素與沖蝕機理的關系。 上述裝置雖有一定優點， 但大多試件設計為塊狀或圓環狀， 僅能針對一種或兩種工況進行試驗， 且沒有專門針對彎管沖蝕試驗裝置， 不能最大程度模擬實際工況。

為此本研究設計了一種專門針對彎管模擬多種工況且能同時對多個試件進行沖蝕試驗的多相流沖蝕磨損試驗機模擬真實工況， 并通過理論計算及仿真分析對試驗機易損管路進行校核， 確保管路使用安全。

1 沖蝕磨損試驗機設計方案

1.1 設計方案

多相流沖蝕磨損試驗機設計方案如圖1 所示， 試驗機主要由空氣壓縮機、 儲氣罐、 氣固混合室、 固體儲料室、 攪拌罐、 渣漿泵及沖蝕室等組成。 空壓機壓縮氣體， 通入儲氣罐內儲存， 氣固相在氣固混合室內混合， 氣液固相在攪拌罐內混合均勻， 沖蝕過程在沖蝕室內進行， 由渣漿泵提供動力， 平板閥及節流閥調節流向和流量， 壓力表和流量計測量實際流體參數， 沖蝕結束經回收管路回收沖蝕介質。

圖1 多相流沖蝕磨損試驗機設計方案示意圖

1.2 工作原理

以氣、 液、 固三相沖蝕工況為例 （氣液固沖蝕路線如圖1 紅色部分）， 其沖蝕原理及試驗方法： 試驗前所有閥門均處于關閉狀態， 試驗時打開平板閥4， 先加液相到攪拌罐中， 再加固相， 打開電機使液固相優先混合， 最后打開平板閥1、 平板閥3 和節流閥5， 加氣相到攪拌罐底部， 加料完畢后關閉各自加料閥門， 待氣液固三相充分混合均勻后開始沖蝕， 打開平板閥5、平板閥6、 平板閥9 和節流閥1、 節流閥2、 節流閥3、 節流閥4 和節流閥7， 沖蝕介質通過分路管進入沖蝕室， 并通過平板閥6 回流到攪拌罐， 實現循環。

2 沖蝕磨損試驗機結構設計

本研究用多相流沖蝕試驗機結構如圖2 所示。其中， 攪拌容器采用壓力釜式結構， 沖蝕單元連接4 根分路管， 安裝有平板閥和節流閥， 調節流向和流量， 實現不同工況沖蝕， 管路易損部位采用法蘭連接， 便于更換， 因此可提高試驗機使用壽命。

圖2 多相流沖蝕試驗機三維模型

2.1 沖蝕單元設計

沖蝕單元是多相流沖蝕磨損試驗機重要組成部分， 包括夾具部分、 分度裝置、 進料口、出料口、 頂蓋和管道連接部分等， 沖蝕單元結構如圖3 所示。

圖3 沖蝕試驗機沖蝕單元示意圖

2.1.1 夾具及分度裝置設計

（1） 夾具設計。 沖蝕單元的夾具采用90°彎管制成， 試件直徑為30 mm， 其結構如圖4 所示。 夾具中間設計為楔形， 可同時夾持4 個試件， 配套水平試件固定件和豎直試件固定件， 適用直徑20 ～100 mm， 該夾具可夾持其他角度彎管試件。

圖4 沖蝕試驗機夾具結構示意圖

（2） 分度裝置設計。 沖蝕單元的分度裝置設計為固定角度沖蝕， 間隔角度為30°， 可實現360°沖蝕。 其中， 主要沖蝕角度為90°和120°。該分度裝置共兩組， 設置在箱體兩側， 如圖5 所示， 包括分度裝置外殼、 定位花鍵、 分度裝置外殼定位螺釘、 夾具旋轉盤和定位鍵。 分度裝置的夾具旋轉盤中間與夾具固定， 另外兩圓柱端通過定位花鍵和定位鍵固定， 調整夾具旋轉盤旋轉角度即可實現分度。

圖5 沖蝕試驗機夾具分度裝置結構圖

2.1.2 沖蝕單元工作原理

沖蝕單元內部結構如圖6 所示， 沖蝕介質經連接彎管進入沖蝕單元內部， 對彎管試件進行沖蝕， 結束后進行回收。 回收方案1： 氣液混合和液固混合等物料直接通過廢料回收通道1 回收，途經回收管進入到攪拌罐內， 實現循環利用。 回收方案2： 液固兩相沖蝕結束后廢料流經過濾網分離為液體和固體， 液體直接進入廢液儲存室，經管道排出后回收利用， 固體經固體出口2 排出回收。

圖6 沖蝕試驗機沖蝕單元內部結構圖

2.2 混合單元設計

混合單元主要進行攪拌器、 攪拌功率和攪拌軸設計， 其中攪拌器在實現多相流沖蝕介質混合方面起著重要作用。

2.2.1 攪拌器尺寸

攪拌器采用折葉式槳式攪拌器， 折頁角度為30°， 折葉不僅能使物料作圓周運動， 還能使物料上下運動， 因而折葉比平直葉的攪拌作用更充分[14]， 槳式攪拌器結構如圖7 所示。

設計要求攪拌容器內徑dn=720 mm， 由dj/dn=0.5、 b/dj=0.2 可以計算出攪拌器直徑dj=360 mm、漿葉寬度b=72 mm。 設計要求攪拌器底端距離罐底高度為400 mm。

圖7 沖蝕試驗機混合單元槳式攪拌器結構圖

2.2.2 攪拌功率計算

攪拌功率影響電機的選型， 已知電機轉速n=200 r/min=10/3 r/s， 攪拌器直徑dj=0.36 m， 密度ρ=1.1×103kg/m3， 黏度μ=0.05 Pa·s， 對于單層攪拌器來說， 可以通過公式 （1） 和公式 （2）計算雷諾數和功率準數， 即

式中： Np——功率準數；

P——攪拌功率， kW；

Ps——損失功率， kW；

ρ——密度， kg/m3；

n——轉速， r/s；

K——系統幾何構形的總形狀系數；

Fr——弗勞德數；

Re——雷諾數；

μ——黏度， Pa·s；

r， q——指數；

dj——攪拌器直徑， m；

dn——攪拌容器內徑， m；

b——槳葉寬度， m；

h——液面高度， m。

查Rushton 圖得功率準數Np=1.8， 帶入公式（3） 可得攪拌功率P=0.6 kW。 本設計采用直齒輪傳動， 傳遞效率η=0.98， 因填料密封功率損失約為攪拌器的10%， 機械密封為填料密封的10%～50%[15]， 為保證功率足夠， 功率損失Ps=0.03 kW，帶入公式（4） 可得電動機功率為Pn=0.64 kW。

2.2.3 攪拌軸設計

攪拌軸設計影響攪拌容器的振動和軸封性能， 按扭轉變形計算攪拌軸軸徑， 扭轉角γ、 軸轉矩剛度條件直徑dz及扭矩Mnmax為

式中： dz——攪拌軸直徑， mm；

G——軸材料剪切彈性模量， Pa；

Mnmax——軸傳遞的最大轉矩， Pa；

n——攪拌軸轉速， r/min；

Pn——電動機功率， kW；

α——空心軸內徑與外徑的比值；

η——傳動裝置效率；

[γ] ——許用扭轉角。

選擇攪拌軸材料為45 鋼， 剪切彈性模量G=79.38 GPa， 空心軸內徑和外徑比值α 取0.5， 代入公式 （6） 可得dz=27.82 mm， 考慮安全裕度，取攪拌軸直徑dz=30 mm。

3 試驗機管路設計

3.1 管路參數設計

流體流經壓力管路時會產生動能損失， 甚至產生沖蝕破壞。 本設計針對渣漿泵到沖蝕室段壓力管路， 其他管路直徑不變且動能損失忽略不計。壓力管路計算段如圖8 所示， 設計參數見表1。

圖8 沖蝕試驗機壓力管路計算段示意圖

表1 沖蝕試驗機流體管路設計參數

管道流體流速和流量用公式（8） 計算， 即

擬采用噴射口直徑10 mm， 最大噴射速度為20 m/s， 代入公式（8）， 計算得QF=0.094 m3/min；將QF=0.094 m3/min、 EF 段管徑dg=25 mm 代入公式（8）， 計算得F 點流速vF=3.19 m/s； 將CD 段管徑dg=40 mm、 QD=4QF=0.376 m3/min 代入公式（8） 得D 點流體流速vD=4.99 m/s。

3.2 管路壓力計算

壓力管路中的彎管和分路管內易產生壓力損失， 對其進行分段處理， 故A－B－C－D 分為一段， D－E－F 分為一段。 采用常溫25 ℃水為流體， 流速v=20 m/s， 密度ρ=1.010 3 kg/m3。

（1） A－B－C－D 段

由圖9 可知， A－B－C－D 段產生壓力損失部位包括節流閥、 彎頭和直管段流體摩擦。 直管段壓力損失計算公式為

式中： ΔP——沿程壓力損失， Pa；

λ——沿程阻力系數， λ=64/Re；

L——直管長度， m；

υ——流體運動黏度， m2/s；

dg——管道直徑， m。

在A－B－C－D 段中， L=1.31 m， dg=0.04 m，通過公式 （9） 計算得管道沿程壓力損失ΔPAD=517 Pa。 局部壓力損失ΔPζ與彎管局部壓力損失系數ζ彎管計算公式為

式中： ΔPζ——局部壓力損失， Pa；

ζ彎管——局部阻力系數；

v——流速， m/s；

θ——彎管進出口夾角， （°）。

通過公式（11） 計算得ζ彎管=1.498， 平板閥和節流閥的局部阻力系數近似取2， 帶入公式（10）得ΔP彎管AD=0.015 MPa， ΔP平板閥=ΔP節流閥=0.02 MPa。從而可得出A－B－C－D 段總壓力損失ΔP1=ΔPAD+ΔP彎管AD+ΔP平板閥+ΔP節流閥=0.055 517 MPa。

（2） D－E－F 段

D－E－F 段產生壓力損失為節流閥、 彎頭、直管段摩擦和管道變徑所致， 同上所述， 管道沿程壓力損失ΔPDF=ΔPDE+ΔPEF=0.000 142 MPa。

變徑局部阻力系數計算公式為

式中： ζ變徑——變徑局部阻力系數；

A2——大管徑截面積， m2；

A1——小管徑截面積， m2；

d2——大管道直徑， m；

d1——小管道直徑， m。

將d2=40 mm， d1=25 mm 帶入公式 （12） 得ζ變徑=0.3。 將ζ變徑=0.3、 ζ平板閥=ζ節流閥=2 和ζ彎管=1.498 分別代入公式（10） 得ΔP變徑=0.001 5 MPa，ΔP平板閥=ΔP節流閥=0.01 MPa， ΔP彎管DF=0.007 5 MPa。

于是D－E－F 段總壓力損失ΔP2=ΔPDF+ΔP變徑+ΔP彎管DF+ΔP平板閥+ΔP節流閥=0.029 142 MPa。

綜上所述， AD 段總壓力損失ΔP=ΔP1+ΔP2≈0.084 6 MPa， 根據噴管速度取20 m/s， 計算得噴嘴壓力P變徑≈1.48 MPa， D 點壓力PD≈5.949 MPa，A點壓力PA≈6 MPa。

3.3 管路強度計算

3.3.1 模型建立

沖蝕試驗機管路彎頭部位受力較為復雜， 建立模型校核其強度。 試驗機管路系統采用3 種彎頭結構， 如圖9 所示。 管材密度7 830 kg/m3， 彈性模量206 GPa， 泊松比0.3， 屈服極限345 MPa。 對管道施加6 MPa 內壓。

圖9 沖蝕試驗機管路有限元計算模型

3.3.2 結果分析

圖10 所示為彎管應力分布情況， 高應力區主要集中在彎管曲率半徑較小一側， 同樣位于管壁的內側， 管壁最大應力僅為35.5 MPa， 低于材料屈服極限， 表明彎管強度足夠。

分路管應力如圖11 所示， 管路相貫部位由于形狀突變出現應力集中現象。 分路管接頭最大應力274.02 MPa， 約為材料Q345 屈服極限的0.8 倍，出于安全考慮， 設計安全系數定為1.2， 該接頭能夠最大承受6 MPa 內壓。 由于分路管接頭結構最復雜， 相同內壓下管壁應力應該最大， 將6 MPa 作為整個管線設計壓力， 并在之后對其他兩種管接頭進行強度校核。

圖10 沖蝕試驗機管路系統彎管應力圖

圖11 沖蝕試驗機管路系統分路管應力圖

圖12 沖蝕試驗機管路系統三通管應力圖

三通管應力分布如圖12 所示， 最大應力位置出現在相貫部位形狀突變處， 位于管內壁； 除局部相貫處應力較大外， 其余部位應力約40 MPa。 三通管最大應力209.7 MPa， 小于0.8 倍材料屈服強度， 強度足夠。 圖13 為分路管與三通管應變分布曲線， 應變分布規律與應力相似， 應變曲線波峰對應管壁內側相貫部位， 即最大應變部位。 上述兩種管接頭最大應變均為0.1%左右。

由上述可知， 最大內壓6 MPa 并不會使管道破壞， 故管道設計安全。 但是在管內流體運動過程中， 由于接頭形狀不規則， 應力將發生波動，長期服役將導致應力較大部位發生塑性變形， 故應對易失效部位定期檢測， 防止管道發生事故。

圖13 沖蝕試驗機分路管與三通管應變分布曲線

4 結束語

設計了一種多相流沖蝕磨損試驗機， 包含沖蝕單元、 混合單元、 動力單元和管路單元系統。該試驗機可同時實現4 個彎管試件不同工況下的多角度沖蝕磨損試驗。 通過對壓力管道易損部位進行理論計算， 管道最大承壓大于6 MPa。 同時建立了彎管、 分路管和三通管模型， 并對其應力-應變分布規律進行了分析， 確保滿足設計要求。