【正文】 沖罐 I和儲氣罐 II 將排氣管路分隔為 AB 和 CD兩段。 1)壓力傳感器 動態(tài)壓力信號的測量是要測取沿管道內氣流平均壓力值上下波動的變化分量 [57]。它的壓力量程為 ，靈敏度為 %，固有頻率為 150kHz，能夠 滿足實驗動態(tài)壓力測量任務的要求。 在良好的硬件基礎上，數(shù)據采集系統(tǒng)還需要軟件的密切配合，本實驗的信號采集軟件是以 Labview平臺開發(fā)出來的。K 1，測量時壓力傳感器所在測點處平局溫度為 =344K，由傳感器說明書知 =285K，則 傳感器由 12V直流電源供電，電壓不穩(wěn)定產生的誤差 小于 %?；诓▌永碚摻⒌牟▌臃匠桃子谇蠼?、計算量小、便于頻域分析、對復雜管路的適應性好，因而在工程界應用非常廣泛。 以上波動理論和非定常方法計算中都加入了阻尼因素，一般認為波動理論引入的是線性阻尼，摩擦阻力與速度成正比，而非定常方法是非線性阻尼，摩擦阻力與速度的平方成正比，在脈動幅值較大情況下，波動理論計算幅值比非定常方法大 [39]，但表 41中測點 測點2的幅值表明波動理論和非定常方法計算結果都偏大，而且非定常方法計算幅值比波動理論計算值更大。這里需要用到兩個重要參數(shù)：網格比 和波長比 ， 是網格長度、 是聲速、 是時間步長、 是壓力波波長。設定殘差值 ，計算中發(fā)現(xiàn)收斂速度非 ?？?，一般曲軸幾轉后結果趨于穩(wěn)定。管道 CD、排氣緩沖罐 I后的三個測點：測點 6，計算波形趨勢基本和實測波形一致，測點 5和測點 6的波形與實測值更接近。 如圖 44所示是計算結果與 400Hz實驗低通濾波結果的對比。下面的分析都使用這個網格長度的計算結果。本文將在下面的探討中逐步找出原因。 6個測點的最大相對壓力脈動幅值分別為 %、 %、 %、 %、 %、 %，實測值分別為 %、 %、 %、 %、 %、 %，兩者的絕對差各為 %、 %、%、 %、 %、 %。而緩沖罐之后管道 CD上的三個測點，即測點 6壓力脈動波形與實測波形趨勢基本一致，測點 6的波形與實測值非常接近，但脈動幅值與實測值差別仍然很明顯，總體上與 有顯著提高。管道AB、排氣緩沖罐 I前的三個測點：測點 3，計算壓力脈動波形與實測值差異較大， 3個測點都出現(xiàn)了高頻波。為保證此頻率的壓力波不被衰減，根據波長比條件，網格長度必須小于 。min 1，則壓縮機曲軸旋轉頻率為 ，由于是雙作用氣缸，曲軸旋轉一周有兩次排氣，則氣缸排氣頻率為 。氣流脈動計算很關心的一個結果是壓力脈動幅值，從計算精度較高的 6三個測點可以看出，盡管波動理論忽略了非線性項，作的假設更多，但脈動幅值與非定常方法和實測值相差都很小。并分析影響計算結果的因素，尤其是摩擦阻尼的作用，通過對動量方程的定量分析，揭示抑制氣流脈動的主要因素。 此外， XTL190M7BARSG型傳感器的壓力分辨率 為 %。 基于以上要求，本實驗使用了 PCI6220型高速數(shù)據采集卡，它的基本參數(shù)是： 16 路單端或 8路差 分輸入、 16位采樣精度、采樣率為 250ks (6) 可用于遠距離測量。 動態(tài)壓力測量系統(tǒng) 測量系統(tǒng)由壓力傳感器和信號處理系統(tǒng)兩大部分組成 [5]。 實驗裝置 壓縮機管道系統(tǒng) 本文實驗數(shù)據是從專門搭建的壓縮機管道氣流脈動研究實驗臺上測取的，圖 31是實驗臺實物照片，圖中標注了 6個測點位置。壓縮機轉速和壓比是兩個重要參數(shù)，轉速決定排氣激發(fā)頻率和激發(fā)速度，壓比決定壓縮過程時間和氣閥開啟角，曲軸旋轉到一定角度，氣缸內壓力高于氣閥外壓力時，氣閥才會打開。非等截面元件須用特征線法處理，特征 線法的優(yōu)點是可以計算復雜的流道、各種邊界條件，但處理過程非常繁瑣，而且有方向問題，編寫程序時必須判斷特征線方向，要求嚴謹?shù)脑O計邏輯，增加了編程的難度和復雜度。根據和求出密度和壓力： (2)開口端 管道端部與大氣連通或者壓力為定值都是開口端，端點處壓力是常數(shù)即常數(shù) 。 管道端點分內外兩種。第二步，根據節(jié)點 4和節(jié)點 5的信息，計算出 Z+△Z 時刻節(jié)點 6的結果。為確保時間增加時，解 有界，也必須使 V有界，即 Re(a)0,則 a0，因此對方程 ,為使計算穩(wěn)定，若 a0,則用空間向后差分近似 ,反之 a0,則空間 導數(shù)應向前差分，否則不穩(wěn)定。最后從已知的初始值開始，按照一定時間步長沿時間軸逐步推算，直至符合設定的精度 [39]。 —— 無因次密度 。 —— 參考密度 / kg —— 管內流體溫度 /K。 在等截面管內任取一封閉控制面，其所包圍的空間為控制體。 氣流在管路內作一維流動，則壓力 、速度 、密度 分別為坐標 x 和時間 t 的函數(shù)，即 連續(xù)方程 1)通過控制面凈流出控制體的流 體質量 如圖 21所示取等截面管左側 I截面及相鄰右側 II截面包圍的空間為控制體，軸向長度取為 dx 。分析導致波動理論方法和一維非定常方法計算差異的原因 。如何分析非定常方法和波動理論計算差異。2022年，李志博通過大量的實驗驗證了該軟件計算結果的可靠性 [40]。此標準的廣泛認可也使壓縮機制造商和用戶越來越重視氣流脈動問題，并積極開發(fā)控制技術。與此同時，不作簡化直接用數(shù)值計算手段求解管道內非定常氣流流動控制方程組的方法從 70年代初開始，1972年 Benson[18]總結了數(shù)值模擬方法的一些進展，提出可處理管道邊界的勻熵特征線法。氣流脈動研究的兩大任務是壓力脈動幅值和氣柱固有頻率的計算， 60 年代后期有學者開始對壓力脈動幅值計算進行初步探索 [10,11]。一般認為波動理論對氣體與管道壁面摩擦考慮不足，導致其在脈動幅值較大尤其共振狀態(tài)下計算值偏大。 控制管道振動首先應準確掌握管道系統(tǒng)的氣流脈動情況，尤其是管道系統(tǒng)中關鍵節(jié)點如氣缸連接法蘭、彎頭、閥門等處的壓力脈動幅值。活塞式壓縮機管道系統(tǒng)都存在一定程度的氣流脈動，這種脈動的壓力在管道的突變截面、彎頭、盲管、閥 門等處產生交變的激振力，進而引發(fā)振動，工業(yè)現(xiàn)場經常出現(xiàn)劇烈的管道振動導致管路焊接處或法蘭聯(lián)接處振斷，造成生產事故。 波動理論作出的假定在數(shù)學模型上就決定了它不能完整描述管道內壓力波和非穩(wěn)態(tài)流動耦合的復雜現(xiàn)象。 1962年， Kinsl 和 Kfrey[8]最早提出經典的平面波動理論，至今仍是氣流脈動研究 的基礎性理論之一 [9]，波動理論不考慮管道內氣流流速和氣體實際性質，并忽略非線性因素，最終得出波動方程，從 而用聲波傳播的原理很好的揭示了氣流脈動的機理，對加深認識氣流脈動的本質有重要意義。后來有研究人員 [17]對波動 理論進行改進，認為速度的平方決定摩擦力的大小，使波動理論能計算脈動幅值較大的情況，拓展了它的應用范圍。隨著理論的不斷成熟， 20世 紀 80年代以后工程界側重控制技術的研究 [2427]，并逐步形成了在石化、天然氣工業(yè)界廣泛認可的 API618標準 [28]，該標準由美國石油協(xié)會聯(lián)合會員單位共同制訂，詳細規(guī)定了石化與天然氣行業(yè)用壓縮機氣流壓力脈動幅值上限和管道振幅允許值，并約定了分析氣流脈動和管道振動的三種方法。近年來，國內學者進一步取得進展： 2022年，西安交通大學的彭學院教授基于平面波動理論開發(fā)出氣流脈動分析軟件，該軟件能夠計算任意復雜管系的氣柱固有頻率及各節(jié)點處壓力脈動幅值，為快速分析壓縮機管道系統(tǒng)聲學特性提供了有效工具 。摩擦阻尼是否有顯著的影響 。定量分析影響壓力脈動波形和幅值的因素，尤其是摩擦阻尼的影響 。這組方程可以表示成守恒型和非守恒型的形式[46]，在空氣動力學數(shù)值計算上守恒型方程更受重視 [47]。 能量方程 能量方程是對流動流體運用能量守恒定律得出的數(shù)學表達式。 —— 管道內徑 / m。 將連續(xù)方程 (21)、動量方程 (23)和能量方程 (29)聯(lián)立寫成矩陣形式為： 上式為一維非定常氣流的守恒型方程組