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    開式渦旋壓縮機(jī)最佳供油流量的模型

    2011-12-20 03:49:24張萍胡雅寧岳亭龍
    城市建設(shè)理論研究 2011年23期
    關(guān)鍵詞:密封面渦旋端面

    張萍 胡雅寧 岳亭龍

    摘 要:渦旋壓縮機(jī)中的潤(rùn)滑油就像人體中的血液,供應(yīng)不足或過量都會(huì)影響其運(yùn)行性能。本文對(duì)臥式渦旋壓縮機(jī)增壓裝置中的供油回路做了全面分析,根據(jù)機(jī)械密封的熱負(fù)荷的需油量及壓縮機(jī)高效運(yùn)行時(shí)壓縮腔中氣體的潤(rùn)滑油的最佳含量建立了該裝置所需油量的數(shù)學(xué)模型,由模型可以看出只要裝置中各結(jié)構(gòu)參數(shù)及氣體、潤(rùn)滑油的特性參數(shù)確定下來,裝置中各部分所需的油量就可以確定。裝置在運(yùn)行時(shí)可以根據(jù)計(jì)算的最佳油量通過傳感器來控制各個(gè)部分的供油量,使供油系統(tǒng)的油量自動(dòng)控制得以實(shí)現(xiàn)。

    關(guān)鍵詞:開式渦旋壓縮機(jī)供油流量

    由于渦旋壓縮機(jī)具有特殊的結(jié)構(gòu)和獨(dú)特的運(yùn)行方式,其顯著的特點(diǎn)是摩擦副多,對(duì)每個(gè)摩擦副進(jìn)行充分的潤(rùn)滑是至關(guān)重要的,潤(rùn)滑油不但起到降摩擦、減磨損、減振、降噪等作用,而且工作腔內(nèi)的潤(rùn)滑油還冷卻被壓縮氣體,降低氣體的排氣溫度;機(jī)械密封中的潤(rùn)滑油帶走摩擦產(chǎn)生的熱。通常工作腔內(nèi)的潤(rùn)滑油的來源有兩個(gè)途徑:一是直接向工作腔噴油;二是曲軸箱內(nèi)的潤(rùn)滑油經(jīng)動(dòng)渦旋底盤與支架體支撐面的間隙流進(jìn)工作腔。工作腔內(nèi)潤(rùn)滑油的數(shù)量對(duì)渦旋壓縮機(jī)整機(jī)性能有很大的影響,潤(rùn)滑油量過多將降低壓縮機(jī)的容積效率,增加壓縮耗功,且加重油分離器的負(fù)擔(dān),影響排出氣體的質(zhì)量,因此本文采用壓縮腔內(nèi)混合氣體的最佳含油量進(jìn)行計(jì)算。

    1 天然氣渦旋壓縮機(jī)供油量分析

    如圖1所示,天然氣渦旋壓縮機(jī)中的供油由兩部分組成。其中第一部分用于天然氣增壓裝置中渦旋壓縮機(jī)機(jī)械密封的冷卻及密封。

    第二部分用于潤(rùn)滑渦旋壓縮機(jī)的軸承和動(dòng)靜渦旋摩擦副,油分器與主軸軸心節(jié)點(diǎn)a處的壓力差,在該壓力差的作用下,潤(rùn)滑油被噴入壓縮腔及主軸節(jié)點(diǎn)a處。所以可根據(jù)油氣分離器潤(rùn)滑油出口壓力自動(dòng)調(diào)整噴油量,潤(rùn)滑油通過分油器進(jìn)入壓縮機(jī)內(nèi)部,分油器將潤(rùn)滑油分為二部分,其中一部分從殼體引入,通過主軸流出潤(rùn)滑各軸承,然后匯集到背壓腔,背壓腔的潤(rùn)滑油經(jīng)過動(dòng)靜渦旋盤間隙進(jìn)入吸氣側(cè),與氣體混合一起進(jìn)入壓縮腔,一起被壓縮。另外一部分通過機(jī)頭直接輸入吸氣腔與第一部分潤(rùn)滑油及氣體混合,兩部分潤(rùn)滑油潤(rùn)滑動(dòng)靜渦旋各摩擦副后經(jīng)渦旋壓縮機(jī)排氣口隨氣體一起排出后,進(jìn)入風(fēng)冷式換熱器冷卻,經(jīng)油氣分離器分離后再注入壓縮機(jī)內(nèi)循環(huán)使用。

    圖1渦旋壓縮機(jī)內(nèi)油路圖

    2循環(huán)油路的數(shù)學(xué)模型

    2.1 第一部分油量的數(shù)學(xué)模型

    2.1.1雙端面機(jī)械密封的結(jié)構(gòu)及密封機(jī)理=

    雙端面密封指由一對(duì)垂直于旋轉(zhuǎn)軸線的端面在液體壓力和補(bǔ)償機(jī)構(gòu)彈力的作用以及輔助密封的配合下保持貼合并相對(duì)滑動(dòng)而構(gòu)成防止流體泄露的裝置。他主要的功能是將易泄漏的軸向密封改變?yōu)檩^難泄漏的端面密封。該裝置由動(dòng)環(huán)、靜環(huán)、壓緊元件和密封元件組成。其中動(dòng)環(huán)隨機(jī)軸一起旋轉(zhuǎn),動(dòng)環(huán)和靜環(huán)緊密貼合組成密封面,以防止介質(zhì)泄漏。動(dòng)環(huán)靠密封室內(nèi)流體的壓力使其端面壓緊在靜環(huán)端面上,并在兩環(huán)端面上產(chǎn)生適當(dāng)?shù)谋葔汉捅3忠粚訕O薄的液體膜而達(dá)到密封的目的。壓緊元件產(chǎn)生壓力,可使壓縮機(jī)在不運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下,也保持端面貼合,保證密封介質(zhì)不外漏,并防止雜質(zhì)進(jìn)入密封端面。密封元件起密封動(dòng)環(huán)與機(jī)軸的間隙、靜環(huán)與壓蓋的間隙作用,同時(shí)彈性元件對(duì)壓縮機(jī)的振動(dòng)、沖擊起緩沖作用。

    2.1.2動(dòng)環(huán)受力分析

    為了簡(jiǎn)化計(jì)算模型對(duì)機(jī)械密封做了如下基本假設(shè):

    (1)機(jī)械密封為軸對(duì)稱結(jié)構(gòu),邊界條件也是軸對(duì)稱的,所以,溫度場(chǎng)分布也是軸對(duì)稱的;

    (2)密封環(huán)溫度場(chǎng)是穩(wěn)態(tài)的;

    (3)忽略泄漏所帶走的摩擦熱,假定摩擦熱全部由密封環(huán)傳遞;

    (4)密封環(huán)材料以及密封介質(zhì)的熱物理性能不隨溫度改變;

    (5)忽略氣體熱輻射影響。

    以動(dòng)環(huán)為研究對(duì)象,作用在動(dòng)環(huán)上的力有:背壓腔介質(zhì)壓力、密封流體壓力、大氣壓力、彈簧比壓、流體膜壓、接觸比壓、動(dòng)環(huán)輔助密封與軸面間的摩擦力、動(dòng)環(huán)組件往復(fù)慣性力、離心力F。

    動(dòng)環(huán)所受的閉合力為:

    F= A+A(+)(1)

    式中:A—流體作用面積m;A—機(jī)械密封面面積m。在穩(wěn)定的工況下,摩擦力、往復(fù)慣性力F可以忽略不計(jì)。

    圖2機(jī)械密封受力分析

    接觸比壓、平均膜壓的計(jì)算:(2)

    (3)

    式中:A一背壓和大氣作用的面積m; A=; (4)

    D機(jī)械密封面的內(nèi)徑,m; Db—軸徑,m;

    R—機(jī)械密封面內(nèi)半徑,m; R—機(jī)械密封面外半徑,m;

    2.1.3機(jī)械密封摩擦副工作時(shí)的性能參數(shù)

    機(jī)械密封摩擦副性能參數(shù)表征密封面實(shí)際工作狀態(tài),端面的發(fā)熱量和摩擦功耗與其成正比,其值必須小于許用值。即

    (5)

    式中:n—壓縮機(jī)的工作轉(zhuǎn)速,r/min;D2—機(jī)械密封面外徑,m;

    D1—機(jī)械密封面內(nèi)徑,m;

    v—密封的平均線速度,m/s。

    2.1.4機(jī)械密封端面溫度

    考慮端面摩擦熱和通過導(dǎo)熱方式沿軸向?qū)С龅哪Σ翢釣?/p>

    (6)

    式中:f為摩擦系數(shù);、分別為動(dòng)、靜環(huán)材料的導(dǎo)熱系數(shù);為散熱系數(shù);b為密封面的寬度,m。

    2.1.5雙端面機(jī)械密封潤(rùn)滑油流量模型

    在雙端面機(jī)械密封處會(huì)產(chǎn)生大量的熱,如果這些熱不被及時(shí)地排除,在密封端面經(jīng)常會(huì)出現(xiàn)熱裂、變形等情況,因此要用潤(rùn)滑油將該處摩擦副中產(chǎn)生的熱量及時(shí)帶走,即摩擦副產(chǎn)生多少熱量,就需要相應(yīng)量的潤(rùn)滑油帶走多少熱量。密封腔內(nèi)的熱量主要來源有:密封面摩擦產(chǎn)生的熱量;旋轉(zhuǎn)的密封件與流體攪拌產(chǎn)生的熱量;軸承側(cè)傳入的熱量。即

    (7)

    密封腔內(nèi)的熱量Q主要來源有:密封面摩擦產(chǎn)生的熱量Q1;旋轉(zhuǎn)的密封件與流體攪拌產(chǎn)生的熱量Q2;軸承側(cè)傳入的熱量Q3。轉(zhuǎn)速較低時(shí),Q2、Q3可以忽略不計(jì)。本文采用摩擦傳熱法計(jì)算Q1,即

    (8)

    式中:A—密封面面積,m.

    式(7)就可簡(jiǎn)化為

    (9)圖3第二循環(huán)油路流量分配圖

    由以上的計(jì)算可得

    (10)

    由以上計(jì)算得當(dāng)機(jī)械密封的材料、結(jié)構(gòu)、電機(jī)轉(zhuǎn)速及兩側(cè)氣體的壓力一定時(shí)。機(jī)械密封結(jié)構(gòu)中的潤(rùn)滑油為恒定流動(dòng),各個(gè)參數(shù)為定值,可以根據(jù)以上的計(jì)算過程計(jì)算出機(jī)械密封所需的油量。

    2.2 第二循環(huán)油量用于潤(rùn)滑渦旋壓縮機(jī)的軸承和動(dòng)靜渦旋摩擦副

    圖3中3×G0是向機(jī)頭噴油量,G1向主軸供油量,G2是主軸承流量,G3是副軸承流量,G4吸入氣體的含油量。渦旋壓縮機(jī)潤(rùn)滑油第二循環(huán)流程由二個(gè)部分組成:1)一部分潤(rùn)滑油直接油機(jī)頭送進(jìn)吸氣腔,跟混合氣體混合2)第二部分潤(rùn)滑油通過曲軸中心孔,流經(jīng)各滑動(dòng)軸承,然后匯集到背壓腔,背壓腔中的潤(rùn)滑油經(jīng)過動(dòng)、靜渦旋盤端面間隙進(jìn)入吸氣側(cè),與機(jī)頭加入的潤(rùn)滑油、氣體混合后進(jìn)入壓縮腔。

    2.2.1通過動(dòng)、靜渦旋盤端面間隙的泄漏量為G1

    通過動(dòng)、靜渦旋盤端面間隙的泄漏量為G1

    (11)

    式中 ξ—混合氣體中潤(rùn)滑油的含油率 ;δ—?jiǎng)印㈧o渦旋盤端面間隙高度;

    ρ—混合氣體的密度; μ—混合氣體的粘度;

    p—吸氣壓力;R—靜渦旋盤內(nèi)緣當(dāng)量半徑;

    R—?jiǎng)訙u旋盤外緣當(dāng)量半徑.

    由機(jī)頭噴入的油量為:3G0

    2.2.2潤(rùn)滑系統(tǒng)最佳潤(rùn)滑油量分析

    在潤(rùn)滑系統(tǒng)中,一方面為了潤(rùn)滑油循環(huán)利用,潤(rùn)滑油必須與排出氣體經(jīng)過冷卻器冷卻后再通過分離器分離后進(jìn)行再循環(huán),另一方面,在壓縮過程中,潤(rùn)滑油形成油膜,阻止氣體泄漏,并使氣體得到冷卻,結(jié)果導(dǎo)致氣體壓縮功降低,提高整機(jī)效率.含油率過大、過小都對(duì)渦旋壓縮機(jī)性能不利.因此,必存在一個(gè)最佳含油率值。

    壓縮腔氣體中含油率ξ為:

    ξ= = (12)

    式中 Gq —天然氣的質(zhì)量流量。

    渦旋壓縮機(jī)的主要性能指標(biāo)是容積效率和機(jī)械效率,當(dāng)壓縮腔氣體中的含油率處于5%~10%時(shí),渦旋壓縮機(jī)處于高效區(qū)【2】。所以,在此范圍選取適宜含油率,可使渦旋壓縮機(jī)獲得較高的容積效率和機(jī)械效率。由以上分析可得最佳潤(rùn)滑油流量G4為

    G4=Gq (13)

    (14)

    2.2.3 通過滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑油流量

    通過主軸中心孔的潤(rùn)滑油質(zhì)量流量G1為

    G1=(15)

    取油氣分離器液面為基準(zhǔn)面,由伯努利方程可得分支點(diǎn)a壓力為:

    (16)式中 H—a分支點(diǎn)與油池液面的垂直距離; P-排氣壓力;u-油氣分離器液面流速;

    u-曲軸中心孔潤(rùn)滑油流速;-潤(rùn)滑油密度;

    g-重力加速度?!苃潤(rùn)滑油從油池到分支點(diǎn)a流動(dòng)阻力損失

    通過滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑油質(zhì)量流量G2、G3為:

    =(17)

    = (18)

    式中: ,-滑動(dòng)軸承Ⅰ,Ⅱ內(nèi)徑; μ-潤(rùn)滑油粘度;

    -背壓腔壓力; 、 -滑動(dòng)軸承Ⅰ,Ⅱ與軸的間隙;

    、-滑動(dòng)軸承Ⅰ,Ⅱ的寬度;、-潤(rùn)滑油通過滑動(dòng)軸承Ⅰ,Ⅱ的流速。

    由圖3可知

    G1=G2+G3

    由伯努利方程可推知背壓腔壓力為

    (19)

    式中H—背壓腔內(nèi)潤(rùn)滑油液面與油分器液面的垂直距離;

    u—油分器液面流速;u 背壓腔內(nèi)潤(rùn)滑油液面流速;

    -潤(rùn)滑油從油分器到背壓腔流動(dòng)阻力損失。

    由于油分器和背壓腔液面遠(yuǎn)大于曲軸中心孔截面,可認(rèn)為u0,u0,則

    p=P-(20)

    流動(dòng)阻力損失由二部分組成,即

    =+或=+(21)

    其中,,分別為潤(rùn)滑油通過滑動(dòng)軸承的流動(dòng)阻力損失。

    各部分的阻力系數(shù),其值由該部分結(jié)構(gòu)尺寸確定。

    從而得出

    +) (25)或

    +) (26)

    渦旋壓縮機(jī)的背壓腔貯存氣體平衡動(dòng)渦旋盤所受氣體軸向力,這種平衡不僅要保證動(dòng)渦旋盤與靜渦旋盤在壓縮過程中不發(fā)生分離,防止氣體徑向泄漏,而且還要保證兩渦旋盤接觸面上作用力不致過大,避免動(dòng)、靜渦旋盤端面產(chǎn)生較大的摩擦、磨損,降低機(jī)械效率,所以背壓腔氣體壓力的穩(wěn)定性是至關(guān)重要的。在設(shè)計(jì)渦旋壓縮機(jī)時(shí),根據(jù)動(dòng)渦旋盤所受氣體軸向力來確定背壓腔氣體壓力。由于背壓腔與潤(rùn)滑系統(tǒng)聯(lián)通,只有合理匹配潤(rùn)滑系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù),才能保證背壓腔氣體壓力的穩(wěn)定[1]。當(dāng)渦旋壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)給定時(shí),可以根據(jù)以上式子算出 G2 、G3兩個(gè)流量。

    3結(jié)論

    開式渦旋壓縮機(jī)增壓裝置中的渦旋壓縮機(jī)存在各種摩擦副,適量的潤(rùn)滑油不僅可以降低功耗,而且還起到降溫的作用。本文根據(jù)渦旋壓縮機(jī)壓縮腔氣體的最佳含油量建立了控制油量的模型,對(duì)機(jī)械密封按其熱負(fù)荷確定了潤(rùn)滑油的流量。此結(jié)果為實(shí)現(xiàn)油量自動(dòng)控制的設(shè)計(jì)提供了一定的理論依據(jù)。

    參考文獻(xiàn):

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    [2]趙興艷,劉振全.渦旋壓縮機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)潤(rùn)滑油量?jī)?yōu)化分析[J].甘肅工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào), 1997,23(2):37—40.

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    [4]屈宗長(zhǎng),程志明,王迪生.車用渦旋空調(diào)壓縮機(jī)含油量?jī)?yōu)化[J].河北工業(yè)科技, 1998,15(2),:1—4.

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