閥片頂開位移對往復(fù)壓縮機氣量調(diào)節(jié)效果影響研究

孫 旭，程貴健，李 強，于鐵男，張進(jìn)杰

（1.北京化工大學(xué) 高端機械裝備健康監(jiān)控與自愈化北京市重點實驗室，北京 100029；2.中國石油大慶石化分公司煉油廠，黑龍江大慶 163711；3.北京化工大學(xué) 壓縮機技術(shù)國家重點實驗室壓縮機健康智能監(jiān)控中心，北京 100029）

符號說明：

k ——絕熱指數(shù)；

φ——氣體壓力比；

Vh——氣缸行程容積，m3；

ω ——旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s；

λ——曲柄連桿比；

V0——余隙容積，m3；

rcy——氣缸半徑，m；

rcrk——曲柄旋轉(zhuǎn)半徑，m；

h ——氣閥閥片位移，m；

v ——氣閥閥片速度，m/s；

Mv——氣閥閥片質(zhì)量，kg；

β ——推力系數(shù)；

ps——吸氣壓力，Pa；

pd——排氣壓力，Pa；

pcy——氣缸內(nèi)氣體壓力，Pa；

Vcy——氣缸容積，m3；

Ap——氣閥閥片受力面積，m2；

K ——氣閥彈簧剛度，N/m；

αsvAsv——吸氣閥瞬時有效閥隙面積，m2；

αdvAdv——排氣閥瞬時有效閥隙面積，m2；

ka——調(diào)節(jié)系數(shù)；

Z ——氣閥彈簧數(shù)量；

Ts——吸氣溫度，℃；

Td——排氣溫度，℃；

F ——強制作用力，N；

H0——氣閥彈簧的預(yù)壓縮位移，m；

B ——換熱系數(shù)，跟冷卻水的流率和溫度有關(guān)，J/（m2·s）；

θ ——曲柄轉(zhuǎn)角，（°）。

0 引言

采用部分行程頂開進(jìn)氣閥的氣量調(diào)節(jié)方式，相對于變頻調(diào)節(jié)和余隙調(diào)節(jié)具有調(diào)控范圍寬、調(diào)控精度高、節(jié)能效果好等優(yōu)點，是目前往復(fù)壓縮機主流的排氣量調(diào)節(jié)方式。MACHU等在20世紀(jì)90年代就已經(jīng)做過相關(guān)研究，并探討了這種調(diào)節(jié)方式的可行性［1］，奧地利的賀爾碧格和國內(nèi)的西安交通大學(xué)、浙江大學(xué)以及合肥通用機械研究院等單位均開展了相關(guān)技術(shù)研究，并相繼開發(fā)了不同的氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)。

目前，奧地利賀爾碧格公司研發(fā)的HydroCOM無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)，以及浙江環(huán)天公司的環(huán)瑞HRCS無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)應(yīng)用最為廣泛。往復(fù)壓縮機在安裝了這種調(diào)節(jié)系統(tǒng)后，需要進(jìn)行結(jié)構(gòu)改造并增加機械執(zhí)行機構(gòu)，從而精確控制氣閥的工作方式。在這種工況下，氣閥的運動與氣量調(diào)節(jié)的效果受機械、液壓參數(shù)影響顯著。Spiegl等［2］首先提出氣閥在氣量調(diào)節(jié)工況下的改造形式，并對其相應(yīng)的物理特性進(jìn)行了測試；唐斌等［3］對往復(fù)壓縮機進(jìn)氣閥在無級氣量調(diào)節(jié)過程中的動態(tài)特性進(jìn)行了分析研究，建立了相關(guān)的動力學(xué)模型；Michal等［4］對氣閥建立了相關(guān)的動態(tài)模型來研究氣閥密封性對壓縮機的影響；包彬彬等［5］對不同工況下的往復(fù)壓縮機氣閥運動與沖擊信號進(jìn)行了建模分析；劉廣彬等［6］對于氣量調(diào)節(jié)工況下，氣閥瞬態(tài)特性與壓縮機氣量的相互影響進(jìn)行了研究。實際氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)運行中，經(jīng)常存在回流效果不良導(dǎo)致機組節(jié)能效果不佳等問題，而氣閥回流狀態(tài)下閥片頂開位移對氣量調(diào)節(jié)及其節(jié)能效果具有直接影響。

本文針對實際氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)工作過程中存在因回流不良導(dǎo)致調(diào)控準(zhǔn)確性差的問題，為了探究氣閥回流時閥片頂開位移變化與壓縮機氣量調(diào)節(jié)與節(jié)能效果之間的關(guān)系，進(jìn)行氣量調(diào)節(jié)工況下往復(fù)壓縮機的數(shù)值模擬，得到了閥片頂開位移和動態(tài)壓力之間的關(guān)系，進(jìn)而采用液壓執(zhí)行機構(gòu)的仿真模擬，獲得了閥片沖擊閥座的沖擊速度及執(zhí)行機構(gòu)回撤速度的變化規(guī)律，為工程上進(jìn)行氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)改造，完成執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計奠定了基礎(chǔ)。

1 研究對象與仿真模型

本文研究對象為一臺2D型往復(fù)壓縮機，如圖1所示。該機組關(guān)鍵參數(shù)見表1。

圖1 2D型往復(fù)式壓縮機

表1 2D型往復(fù)式壓縮機組參數(shù)

在氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)中，進(jìn)氣閥閥片受機械壓叉強制力的作用。壓叉對氣閥的頂開位移直接影響回流過程的通流面積，進(jìn)而影響氣量調(diào)節(jié)的效果。進(jìn)氣閥的物理模型如圖2所示，圖中預(yù)留間隙代表的是在回流階段閥片距離升程限制器的距離，頂開間隙代表的是在回流階段，閥片距離閥座的間隙，氣閥的有效通流面積取決于頂開間隙。當(dāng)閥片行程一定時，預(yù)留間隙越小，頂開間隙越大，氣閥回流時其通流面積也就越大。

圖2 氣閥與卸荷器裝配

1.1 氣閥運動數(shù)學(xué)模型

對加裝了無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)的機組，當(dāng)負(fù)荷低于100%時，由于部分行程頂開進(jìn)氣閥的工作原理，在吸氣與壓縮過程之間將新增一個回流過程，因而氣量調(diào)節(jié)工況下的往復(fù)壓縮機工作循環(huán)及其數(shù)學(xué)模型發(fā)生改變。

在建立數(shù)學(xué)模型之前，提出如下假設(shè)［7］：（1）吸氣閥為自動開啟閥，氣閥在開啟過程中不受執(zhí)行機構(gòu)的影響；（2）排氣閥和吸氣閥閥片的運動是一維的；（3）氣體流過閥隙是理想氣體的一維流動，且為絕熱過程；（4）氣缸與外壁冷卻水進(jìn)行換熱，模擬為間壁式換熱器，其換熱系數(shù)為B。

1.1.1 膨脹和壓縮過程

膨脹和壓縮過程由于氣閥的全部關(guān)閉，不考慮活塞泄漏，氣缸處于完全封閉狀態(tài)，則缸內(nèi)氣體的動態(tài)壓力方程為：

1.1.2 吸氣過程

吸氣閥開啟時，氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)不施加動作，因此吸氣閥以自動閥方式工作，閥片在氣體力和彈簧力的作用下完成打開和關(guān)閉動作，其動作特性可以用改進(jìn)的自動閥理論模型，則吸氣閥片的運動微分方程組為：

在吸氣過程結(jié)束后，由于執(zhí)行機構(gòu)強制力的作用，吸氣閥被強制保持開啟狀態(tài)，氣缸內(nèi)的部分氣體回流，當(dāng)活塞運動到執(zhí)行機構(gòu)撤回的相位時，執(zhí)行機構(gòu)撤回，吸氣閥關(guān)閉，回流結(jié)束。改進(jìn)排氣過程缸內(nèi)氣體的動態(tài)壓力方程得到回流過程缸內(nèi)氣體的動態(tài)壓力方程，如下式所示：

活塞反向后，在強制作用力作用下，吸氣閥閥片運動的微分方程組為：

回流階段，當(dāng)閥片未達(dá)到指定位置時，閥片處于自動閥撤回，此時調(diào)節(jié)系數(shù)ka為0，當(dāng)閥片到達(dá)指定位置時，此時ka為1，閥片受到強制力作用保持開啟，回流間隙則取決于閥片回撤行程，即頂開間隙。當(dāng)執(zhí)行機構(gòu)撤回后，回流結(jié)束吸氣閥關(guān)閉，恢復(fù)自動閥的狀態(tài)，其閥片的運動微分方程組與式（2）相同。

1.1.3 排氣過程

氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)的加裝并沒有改裝排氣閥，氣閥的開啟和關(guān)閉都屬于自動閥，則根據(jù)自動閥原理，排氣閥的閥片運動微分方程組為：

計算的初始條件為h=0，v=0，φ=0，以排氣結(jié)束為初始模擬點，此時活塞相位為0。氣閥動作邊界條件是h=h1，h1為閥片的位移，此時發(fā)生一次碰撞；當(dāng)活塞反向，閥片回撤，邊界條件為閥片頂開間隙H，此時發(fā)生一次碰撞。根據(jù)反彈的原理，取反彈系數(shù)為0.2～0.3［8］。利用4階龍格庫塔分別求解上述微分方程組，以獲得閥片運動狀態(tài)以及缸內(nèi)氣體壓力仿真數(shù)據(jù)。

1.2 液壓系統(tǒng)仿真模型

基于氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)的液壓原理，構(gòu)建如圖3所示的仿真模型。機械壓叉的運動受控于液壓系統(tǒng)，在液壓力與運動位移雙重影響下，機械壓叉運動情況決定了回流效果。因此，進(jìn)行液壓-機械聯(lián)合仿真，獲得機械壓叉運行及回流效果模擬結(jié)果，對往復(fù)壓縮機氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)優(yōu)化改進(jìn)具有重要作用。

圖3 氣量無級調(diào)節(jié)系統(tǒng)液壓-機械系統(tǒng)模型

執(zhí)行機械結(jié)構(gòu)參數(shù)確定后，通過控制其行程可以改變閥片頂開間隙，同時也可影響閥片的撤回速度。由于數(shù)學(xué)模擬采用的執(zhí)行機構(gòu)瞬時撤回，閥片撤回速度處于自控狀態(tài)，將液壓仿真中模擬機械機構(gòu)得到的撤回速度和數(shù)值模擬相比較，可得知閥片的實際撤回狀態(tài)。采用AMESim液壓工作平臺建立單一的執(zhí)行機構(gòu)的模型，并對模型做出了如下簡化：（1）不考慮液壓系統(tǒng)的熱效應(yīng)的影響；（2）電磁閥的控制信號由方波發(fā)生器給出；（3）管路中的流體阻力損失被忽略；（4）執(zhí)行機構(gòu)的動作部分由質(zhì)量塊替代；（5）對于系統(tǒng)的溢流閥、單向閥、過濾器等部件都可以用AMESim液壓庫里的簡單元件模型來替代［9］。

2 結(jié)果與分析

2.1 頂開間隙與壓力之間的關(guān)系

氣量調(diào)節(jié)工況下壓力損失如圖4所示，圖中Ps為名義吸氣壓力，S1為吸氣過程造成的壓力損失，S2為回流過程產(chǎn)生的壓力損失，A1點的壓力值為1.11 MPa，A2點的壓力值為0.97 MPa，因此從圖可以看出，回流時的壓力會比進(jìn)氣時相對與名義進(jìn)氣壓力要偏大。由于氣閥的回流間隙改變后，氣閥的有效通流面積將會隨之發(fā)生變化，而回流阻力主要受到有效通流面積的影響，這種回流阻力不僅會使壓縮機在回流結(jié)束氣缸內(nèi)壓力發(fā)生變化，而且還會因為存在氣體阻力從而造成壓縮機多做氣體功。

圖4 氣量調(diào)節(jié)工況下壓力損失

從圖5中可看出，隨著頂開間隙的不斷減小，回流的通流面積同步減小，氣閥在回流時的氣體阻力不斷增加，使得氣缸內(nèi)壓力在回流結(jié)束時不斷增加。由于頂開間隙的不斷減小，閥片回撤的距離縮短，當(dāng)執(zhí)行機構(gòu)的撤回后，閥片所需的撤回時間變短，回流結(jié)束的時間提前。

圖5 不同頂開間隙時往復(fù)壓縮機示功圖（50%負(fù)荷）

當(dāng)負(fù)荷越低時，進(jìn)氣閥關(guān)閉的相位越滯后。由于氣體回流速度不同，壓縮機處于不同負(fù)荷時，示功圖的變化也將不一樣。如圖6所示，當(dāng)處于同一頂開間隙時，隨著壓縮機的負(fù)荷不斷降低，回流時氣缸內(nèi)最高壓力在不斷升高，示功圖的面積增加比例不斷增加。

圖6 同一預(yù)留間隙不同負(fù)荷工況下往復(fù)式壓縮機示功圖

本文分別模擬了頂開間隙在 2，1.8，1.6，1.4，1.2 mm工況下的往復(fù)壓縮機的工作狀態(tài)，如表2所示?？煽闯鲈谕回?fù)荷下，隨著頂開間隙的不斷減小，回流結(jié)束時缸內(nèi)壓力增長的百分比不斷增加，而且隨著負(fù)荷的降低這種增加會更加明顯，最高可達(dá)到13.479%。

表2 回流結(jié)束時缸內(nèi)壓力增長百分比與負(fù)荷及頂開間隙關(guān)系

如表3所示，在同一負(fù)荷下，隨著頂開間隙的減小，示功圖面積增加的百分比不斷提高，其根本原因由于頂開間隙的減小造成回流間隙不斷降低，氣閥在回流時有效通流面積因回流間隙降低而不斷減少，造成回流阻力不斷增加，使得往復(fù)壓縮機在這個階段對氣體做功，從而使得功耗的不斷提高，最高達(dá)到了30%左右。

表3 示功圖增加的百分比與負(fù)荷及頂開間隙的關(guān)系

2.2 頂開間隙與閥片回撤速度的關(guān)系

利用所建立的數(shù)學(xué)模型模擬閥片在氣量調(diào)節(jié)工況下的運動狀態(tài)。為簡化模型，忽略執(zhí)行機構(gòu)的運動狀態(tài)，假設(shè)執(zhí)行機構(gòu)瞬間撤回，不影響氣閥的正常自控關(guān)閉。從圖7可以看出閥片撤回時的加速度隨著頂開間隙的減少而不斷降低，反映出閥片所受合力降低。從圖8可以看出，閥片沖擊閥座的速度隨頂開間隙的減少不斷降低。

圖7 70%負(fù)荷下，不同頂開間隙時閥片的加速度

圖8 同一間隙不同負(fù)荷工況下氣閥閥片速度

根據(jù)表4的統(tǒng)計結(jié)果可知，閥片沖擊閥座的速度降幅在30%～80%，而且隨著負(fù)荷的降低，降低的幅值在不斷減小。往復(fù)壓縮機安裝氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)后，進(jìn)氣閥由于進(jìn)行了執(zhí)行機構(gòu)的改造，實際運行中閥片撤回將出現(xiàn)2種工況：（1）執(zhí)行機構(gòu)撤回的速度小于閥片回撤速度時，閥片撤回速度將由執(zhí)行機構(gòu)的速度來決定。（2）執(zhí)行機構(gòu)的撤回速度大于閥片回撤速度時，閥片的撤回速度將由自身的運動參數(shù)決定。

表4 閥片沖擊閥座速度降低的百分比與負(fù)荷及頂開間隙的關(guān)系

為了解決數(shù)學(xué)模型仿真的不足，在液壓模型中，執(zhí)行機構(gòu)的撤回速度隨頂開間隙改變而變化。模擬結(jié)果如圖9所示，執(zhí)行機構(gòu)速度隨著頂開間隙不斷降低，其撤回速度也在不斷降低。為獲得閥片運動實際狀態(tài)，對比圖8，9，以1.6 mm頂開間隙為例，可看出：（1）在50%負(fù)荷以下時閥片速度大于執(zhí)行機構(gòu)速度，閥片沖擊閥座的速度則取決于執(zhí)行機構(gòu)；（2）在50%負(fù)荷以上時由于自身速度比較小，閥片沖擊閥座的速度則取決于閥片的速度。從圖中可看出其他頂開間隙也具有相似的特征。

圖9 頂開間隙與執(zhí)行機構(gòu)撤回速度的關(guān)系

3 結(jié)論

（1）隨著頂開間隙的不斷減小，通流面積不斷降低，使得壓縮機在回流過程中回流阻力不斷升高，因此回流結(jié)束時氣缸缸內(nèi)壓力不斷升高；

（2）由于回流阻力的增加，使得往復(fù)壓縮機回流過程中活塞會對氣體多做功以克服阻力，示功圖面積會不斷增加，壓縮機的功耗也會隨之增加。

（3）由于頂開間隙的存在，閥片撤回時速度會隨著頂開間隙的降低而不斷下降，閥片沖擊閥座的速度同步下降，減少了閥片因沖擊疲勞造成的損傷，延長了壽命；

（4）執(zhí)行機構(gòu)的運動速度隨著位移的降低不斷降低。當(dāng)負(fù)荷較低時，閥片撤回跟隨執(zhí)行機構(gòu)；負(fù)荷較高時，閥片的撤回為自控運動。

本文揭示了氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)工作特征，為氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)執(zhí)行機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計奠定了基礎(chǔ)。