多種氣量調(diào)節(jié)模式下往復(fù)壓縮機(jī)連桿小頭瓦潤(rùn)滑特性

雷芙常，宋春雨，王 瑤，張進(jìn)杰，江志農(nóng)

（北京化工大學(xué) 高端機(jī)械裝備健康監(jiān)控與自愈化北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100029）

0 引言

排氣量無(wú)級(jí)調(diào)節(jié)技術(shù)包括了變頻調(diào)節(jié)、余隙容積調(diào)節(jié)和頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)，其中以頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)應(yīng)用最為廣泛，節(jié)能效果也最為突出［1-4］，代表性的應(yīng)用案例包括：何文豐等［5］在加氫裂化4M80 往復(fù)壓縮機(jī)上應(yīng)用HydroCOM 氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)，節(jié)能效果明顯，平均降低功耗1 200 kW 以上，經(jīng)濟(jì)效益顯著。潘博元［6］對(duì)1 臺(tái)六列對(duì)稱(chēng)平衡型天然氣壓縮機(jī)采用HRCS 氣量無(wú)級(jí)調(diào)節(jié)系統(tǒng)代替了旁路回流調(diào)節(jié)，達(dá)到了降本增效的目的。孫強(qiáng)［7］用BHSCCS 系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)了全負(fù)荷范圍內(nèi)的氣量無(wú)級(jí)調(diào)節(jié)，每年可節(jié)約電費(fèi)200 萬(wàn)以上。應(yīng)指出，在往復(fù)壓縮機(jī)實(shí)際氣量調(diào)節(jié)過(guò)程中，機(jī)組氣閥、連桿組件故障較為常見(jiàn)。某煉化廠新氫壓縮機(jī)組在大修后往復(fù)壓縮機(jī)無(wú)級(jí)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)出現(xiàn)了氣閥無(wú)法正常卸荷的故障［8］。大港石化加氫裂化壓縮機(jī)組增上氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)后多次發(fā)生壓縮機(jī)3 級(jí)缸卸荷桿填料磨損故障［9］。壓縮機(jī)運(yùn)行過(guò)程中軸瓦承受的沖擊大，受力多變復(fù)雜，極易磨損燒蝕而失效［10-11］。上述故障模式中，以連桿小端軸承故障影響最為嚴(yán)重，易引發(fā)十字頭銷(xiāo)斷裂、撞缸、活塞桿斷裂等惡性事故。

針對(duì)在實(shí)際應(yīng)用中常出現(xiàn)連桿十字頭銷(xiāo)燒蝕等問(wèn)題，已有研究人員開(kāi)展?jié)櫥?、?dòng)力學(xué)仿真研究。焦文讓等［12］從大型往復(fù)式壓縮機(jī)連桿小頭瓦的受力情況和運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)出發(fā)，分析了連桿小頭瓦與十字頭銷(xiāo)之間的潤(rùn)滑特點(diǎn)。何振歧［13］詳細(xì)分析了6HF/3 大型往復(fù)壓縮機(jī)的連桿與十字頭燒蝕故障因素，提出了往復(fù)式壓縮機(jī)設(shè)計(jì)中考慮反向角問(wèn)題所遵循的原則。劉軍峰分析了往復(fù)壓縮機(jī)連桿小頭瓦燒損故障原因，提出通過(guò)保證配合間隙、改造小頭瓦油槽和提高進(jìn)油量來(lái)解決連桿小頭瓦燒損故障［14-17］。應(yīng)該指出，現(xiàn)有研究多從單一工況考慮，對(duì)不同調(diào)節(jié)方式工況下油膜運(yùn)動(dòng)的規(guī)律關(guān)注較少，故障機(jī)理有待深入分析。實(shí)際無(wú)級(jí)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)工程實(shí)施在安裝條件、經(jīng)濟(jì)成本等約束下，存在單側(cè)氣缸調(diào)節(jié)的需求；同時(shí)，隨著系統(tǒng)長(zhǎng)期運(yùn)行，雙側(cè)調(diào)節(jié)也會(huì)因執(zhí)行器性能退化造成內(nèi)外側(cè)調(diào)節(jié)偏差增大。因此，針對(duì)不同調(diào)節(jié)模式對(duì)小頭瓦潤(rùn)滑影響開(kāi)展研究，指導(dǎo)系統(tǒng)工程實(shí)施和優(yōu)化控制，具有重要的意義。

本文建立了壓縮機(jī)頂開(kāi)進(jìn)氣閥無(wú)級(jí)氣量調(diào)節(jié)工作模型，引入了不同調(diào)節(jié)方式控制參數(shù)，仿真模擬不同調(diào)節(jié)方式下缸內(nèi)壓力變化規(guī)律；進(jìn)一步，建立壓縮機(jī)多體動(dòng)力學(xué)模型，基于彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論，分析了雙側(cè)平衡調(diào)節(jié)、雙側(cè)不平衡調(diào)節(jié)、單側(cè)調(diào)節(jié)模式下的連桿小頭瓦潤(rùn)滑特性與動(dòng)力學(xué)行為。

1 氣量調(diào)節(jié)模型

正常的壓縮機(jī)的工作循環(huán)包括膨脹、吸氣、壓縮和排氣4 個(gè)階段，進(jìn)行氣量調(diào)節(jié)時(shí)在進(jìn)氣結(jié)束后增加回流過(guò)程，求解各階段熱力學(xué)微分方程即可獲得氣缸內(nèi)動(dòng)態(tài)壓力。

膨脹過(guò)程：

吸氣過(guò)程：

回流過(guò)程：

壓縮過(guò)程：

排氣過(guò)程：

進(jìn)排氣閥動(dòng)力學(xué)模型：

壓縮機(jī)氣缸瞬時(shí)容積可以表示為曲軸轉(zhuǎn)角θ的函數(shù)V（θ）：

氣缸存在余隙容積，在活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)余隙中的高壓氣體會(huì)先進(jìn)行膨脹，膨脹容積為：

式中，V0為余隙容積；ε 為壓縮比pd/ps；ke為膨脹系數(shù)。

設(shè)定回流結(jié)束曲軸轉(zhuǎn)角為θbk，則標(biāo)方排氣量可表示為：

式中，p（θbk）為回流結(jié)束時(shí)氣缸內(nèi)壓力，可由回流過(guò)程方程（3）求出。

負(fù)荷表示為：

聯(lián)立式（7）～（10）可得負(fù)荷和回流結(jié)束角度的對(duì)應(yīng)關(guān)系φ（θbk）：

其中時(shí)間和角度轉(zhuǎn)換關(guān)系為θ=πnt/30。

對(duì)于單個(gè)氣缸，提出負(fù)荷不平衡參數(shù)：

式中，ηh為蓋側(cè)負(fù)荷；ηc為軸側(cè)負(fù)荷。

當(dāng)Δη=0 時(shí)為雙側(cè)平衡調(diào)節(jié)，ηc或ηh=0 時(shí)為單側(cè)調(diào)節(jié)，其他為不平衡調(diào)節(jié)。

施加到模型上的氣體力矢量為：

式中，h，c 為下標(biāo)，蓋側(cè)、軸側(cè)；A 為活塞受力面積；p 為動(dòng)態(tài)壓力。

2 仿真模型的建立

2.1 多體動(dòng)力學(xué)模型

以DW-12/2 型往復(fù)壓縮機(jī)為研究對(duì)象，其結(jié)構(gòu)參數(shù)及工作性能參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 往復(fù)壓縮機(jī)參數(shù)Tab.1 Parameters of reciprocating compressor

用SolidWorks 對(duì)其各關(guān)鍵運(yùn)動(dòng)部件建立三維實(shí)體模型，以x_t 格式導(dǎo)入Recurdyn 軟件中，根據(jù)各部件之間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系添加對(duì)應(yīng)的約束和運(yùn)動(dòng)副，設(shè)置材料屬性。將十字頭銷(xiāo)導(dǎo)入ANSYS 中，設(shè)置45 鋼對(duì)應(yīng)的材料屬性，選用Solid185 單元對(duì)銷(xiāo)進(jìn)行網(wǎng)格劃分。同樣襯套設(shè)置為巴氏合金進(jìn)行網(wǎng)格劃分，將得到的RFI 文件分別導(dǎo)出并導(dǎo)入到Recurdyn 中，用生成的柔性體替代原來(lái)的剛體。將MATLAB 求解的氣體力施加到活塞上，最終形成多體動(dòng)力學(xué)模型如圖 1 所示。

圖1 多體動(dòng)力學(xué)模型Fig.1 Multibody dynamic model

2.2 小頭瓦潤(rùn)滑模型

軸頸與軸承之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)主要有全膜潤(rùn)滑、潤(rùn)滑和粗糙接觸3 種模式，因此配合表面存在著流體潤(rùn)滑區(qū)和接觸區(qū)域。在潤(rùn)滑區(qū)域，平均雷諾方程考慮了表面形貌對(duì)流體潤(rùn)滑的影響，適用于求解混合潤(rùn)滑中的油膜壓力分布：

在接觸區(qū)域，粗糙接觸壓力計(jì)算公式如下：

式中，λ為粗糙表面的峰元密度；χ為峰元曲率半徑；E 為綜合彈性模量。

通過(guò)對(duì)油膜壓力與接觸壓力在潤(rùn)滑域上積分，可求得油膜支撐力。

在銷(xiāo)和襯套之間建立EHD 模型，參數(shù)設(shè)置見(jiàn)表2。對(duì)油膜計(jì)算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分并設(shè)置油孔。

表2 小頭瓦EHD 模型參數(shù)Tab.2 EHD model parameter of small head tile

表3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Tab.3 Grid independence verification

為了在節(jié)省計(jì)算時(shí)間的同時(shí)不失準(zhǔn)確性，進(jìn)行油膜網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，采用碰磨角為指標(biāo)，見(jiàn)表3，最終選擇第3 組29 700 網(wǎng)格數(shù)作為全文的計(jì)算用網(wǎng)格。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 氣量調(diào)節(jié)模型分析

對(duì)實(shí)驗(yàn)臺(tái)壓縮機(jī)在100%，90%，70%，50%和30% 5 種負(fù)荷工況下的動(dòng)態(tài)壓力進(jìn)行數(shù)據(jù)仿真，并采用公式（16）計(jì)算模擬數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的誤差，平均誤差見(jiàn)表4，不同負(fù)荷下試驗(yàn)數(shù)據(jù)與模擬數(shù)據(jù)平均偏差均在5%以下?？梢?jiàn)模型求解結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)一致性較高，可以開(kāi)展進(jìn)一步分析。

表4 平均誤差Tab.4 Table of average error

式中，i 為第i 個(gè)數(shù)據(jù)點(diǎn)；N 為數(shù)據(jù)點(diǎn)總數(shù)；sim，exp為下標(biāo)，分別表示仿真、試驗(yàn)。

3.2 潤(rùn)滑特性分析

分析了雙側(cè)平衡調(diào)節(jié)、雙側(cè)不平衡調(diào)節(jié)、單側(cè)調(diào)節(jié)3 種模式下的連桿小頭瓦潤(rùn)滑特性與動(dòng)力學(xué)行為。提取油膜力，進(jìn)一步計(jì)算得到反向角；提取銷(xiāo)和襯套在x 和y 方向的位置數(shù)據(jù)，二者差值為軸心軌跡，軸心位移大于潤(rùn)滑間隙處即發(fā)生剛性接觸，其持續(xù)時(shí)間對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)角度定義為碰磨角。

3.2.1 雙側(cè)平衡調(diào)節(jié)

（1）油膜力。

不同負(fù)荷下的油膜力如圖2 所示，其變化趨勢(shì)與理論計(jì)算的綜合活塞力保持一致。不同負(fù)荷時(shí)油膜力在B 區(qū)域均有明顯的沖擊，此位置靠近活塞換向點(diǎn)，一方面活塞運(yùn)動(dòng)反向時(shí)需要克服巨大的慣性力，另一方面內(nèi)側(cè)氣缸完成排氣開(kāi)始進(jìn)入膨脹過(guò)程，外側(cè)氣缸完成吸氣進(jìn)入回流或者壓縮過(guò)程，有氣體力的變化，二者的疊加導(dǎo)致了有明顯沖擊。

圖2 不同負(fù)荷下油膜力Fig.2 Oil-film force under different loads

圖3 不同負(fù)荷下十字頭銷(xiāo)軸心軌跡Fig.3 Orbit of cross head pin under different loads

（2）軸心軌跡。

由圖 3 可知，軸心軌跡均呈現(xiàn)為八字形且不同負(fù)荷時(shí)運(yùn)動(dòng)方向一致，在某一固定負(fù)荷下呈周期循環(huán)。隨著負(fù)荷的降低，軸心軌跡變化不大，沖擊產(chǎn)生對(duì)應(yīng)軸心軌跡尖角或方向變化處，對(duì)油膜的穩(wěn)定造成影響。但發(fā)生沖擊一側(cè)油膜變薄的同時(shí)，在對(duì)向形成充足的潤(rùn)滑間隙，潤(rùn)滑油能夠進(jìn)入并帶走熱量和碎屑，因此對(duì)于沖擊的影響不能一概而論。碰磨發(fā)生前后軸心軌跡復(fù)雜，復(fù)雜的軸心軌跡增加了油膜的不穩(wěn)定時(shí)間，對(duì)小頭瓦的潤(rùn)滑帶來(lái)不利影響。

（3）反向角和碰磨角。

從圖4 可以看出，反向角隨負(fù)荷降低呈現(xiàn)減小趨勢(shì)，負(fù)荷低于70%時(shí)反向角呈現(xiàn)多段式，每一段角度持續(xù)較小但均滿(mǎn)足API 618 規(guī)定。微觀來(lái)看，負(fù)荷降低碰磨角變化不大且碰磨發(fā)生位置稍有提前。碰磨位置分為兩大區(qū)域，碰磨a 位置在曲軸轉(zhuǎn)角的75°附近，碰磨b 集中在的273°附近。

圖4 不同負(fù)荷下碰磨角及反向角Fig.4 Rub impact angle and reverse angle under different loads

碰磨時(shí)油膜破裂而且巨大的接觸力導(dǎo)致摩擦產(chǎn)生大量的熱，對(duì)軸瓦磨損嚴(yán)重容易導(dǎo)致燒結(jié)，潤(rùn)滑環(huán)境惡劣，故碰磨角越小對(duì)潤(rùn)滑性能越有利。

3.2.2 雙側(cè)不平衡調(diào)節(jié)

分別以一側(cè)負(fù)荷為100%，80%，60%，負(fù)荷偏差分別為10%，20%，30%，40%得到不同的仿真數(shù)據(jù)結(jié)果。

（1）蓋側(cè)負(fù)荷高于軸側(cè)。

如圖5 所示，蓋側(cè)負(fù)荷高于軸側(cè)負(fù)荷時(shí)，負(fù)荷偏差增大，平均碰磨角增加。蓋側(cè)負(fù)荷較低或負(fù)荷偏差較大時(shí)，碰磨角變化較大且有增加趨勢(shì)，而當(dāng)蓋側(cè)負(fù)荷較高和負(fù)荷偏差較小時(shí)，碰磨角基本保持穩(wěn)定且值較小，有利于油膜的穩(wěn)定。故軸側(cè)負(fù)荷低時(shí)，蓋側(cè)負(fù)荷應(yīng)盡量保持在較高負(fù)荷段，且負(fù)荷偏差不宜過(guò)大，這樣對(duì)于十字頭銷(xiāo)潤(rùn)滑的影響最小。

圖5 蓋側(cè)負(fù)荷高時(shí)碰磨角趨勢(shì)Fig.5 Trend graph of rub impact angle when head side load is high

（2）蓋側(cè)負(fù)荷低于軸側(cè)。

蓋側(cè)負(fù)荷低時(shí)，不同軸側(cè)負(fù)荷以及不同負(fù)荷偏差下碰磨角見(jiàn)表5，結(jié)合圖6 可以得到，隨著軸側(cè)負(fù)荷升高碰磨角減小，負(fù)荷偏差增加時(shí)碰磨角有較小程度增加，但總體上碰磨角維持在較小值范圍內(nèi)，與軸側(cè)負(fù)荷低相比碰磨角變化相對(duì)平緩。

圖6 蓋側(cè)負(fù)荷低時(shí)碰磨角趨勢(shì)Fig.6 Trend graph of rub impact angle when head side load is low

表5 軸側(cè)負(fù)荷高時(shí)碰磨角Tab.5 Rub impact angle when crank side load is high

3.2.3 單側(cè)調(diào)節(jié)

單側(cè)調(diào)節(jié)時(shí)的碰磨角和反向角見(jiàn)表6?？梢?jiàn)蓋側(cè)空載時(shí)，碰磨角隨負(fù)荷降低而增加，反向角在負(fù)荷較低時(shí)分段增加且第二段反向角減小。軸側(cè)空載時(shí)，負(fù)荷降低，碰磨角減小，反向角保持不變。結(jié)合圖7 可知，單側(cè)調(diào)節(jié)油膜力波動(dòng)較大，表明油膜的整體穩(wěn)定性差。

圖7 單側(cè)調(diào)節(jié)油膜力Fig.7 Oil film force of single-side regulation

表6 單側(cè)調(diào)節(jié)碰磨角和反向角Tab.6 Rub impact angle and reverse angle under single-side regulation

綜上所述，單側(cè)調(diào)節(jié)時(shí)蓋側(cè)空載負(fù)荷較高、軸側(cè)空載負(fù)荷較低時(shí)油膜狀態(tài)較好，即蓋側(cè)負(fù)荷低于軸側(cè)負(fù)荷越多，小頭瓦的潤(rùn)滑性能越好。

3.2.4 3 種模式的比較

以單缸負(fù)荷為50%為例，不同調(diào)節(jié)方式下的數(shù)據(jù)見(jiàn)表7。相較于雙側(cè)平衡調(diào)節(jié)，軸側(cè)負(fù)荷低于蓋側(cè)負(fù)荷時(shí)，反向角均有不同程度的減小，尤其是單側(cè)調(diào)節(jié)時(shí)減小了超過(guò)50%以上。其次不平衡調(diào)節(jié)的碰磨角增加了11%。蓋側(cè)負(fù)荷低于軸側(cè)時(shí)，碰磨角相差不大，單側(cè)調(diào)節(jié)反向角減小較為嚴(yán)重，不平衡調(diào)節(jié)反向角略有增加。

表7 不同調(diào)節(jié)方式碰磨角和反向角Tab.7 Rub impact angle and reverse angle under different adjustment methods （°）

經(jīng)比較分析，整體上雙側(cè)平衡調(diào)節(jié)優(yōu)于不平衡調(diào)節(jié)、單側(cè)調(diào)節(jié)，在雙側(cè)負(fù)荷分配上，蓋側(cè)負(fù)荷低優(yōu)于軸側(cè)負(fù)荷低。

4 結(jié)論

（1）相較于平衡調(diào)節(jié)，不平衡調(diào)節(jié)和單側(cè)調(diào)節(jié)下油膜力的波動(dòng)增大，對(duì)油膜的整體穩(wěn)定性產(chǎn)生影響。碰磨時(shí)油膜破裂且銷(xiāo)和襯套的剛體接觸加劇了軸瓦磨損。碰磨發(fā)生前后軸心軌跡較為復(fù)雜，對(duì)油膜的穩(wěn)定成型造成了阻礙。碰磨角準(zhǔn)確的反映出十字頭銷(xiāo)惡劣潤(rùn)滑狀態(tài)持續(xù)時(shí)間，是體現(xiàn)軸瓦潤(rùn)滑性能的重要參考指標(biāo)。

（2）平衡調(diào)節(jié)時(shí)，負(fù)荷降低反向角有所減小，但均滿(mǎn)足API 618 規(guī)定，碰磨角波動(dòng)在8°以?xún)?nèi)，可見(jiàn)平衡調(diào)節(jié)對(duì)小頭瓦潤(rùn)滑影響不大。相較平衡調(diào)節(jié)，不平衡調(diào)節(jié)時(shí)碰磨角增加了5%，反向角減小了12%，而單側(cè)調(diào)節(jié)惡化程度更大，對(duì)小頭瓦潤(rùn)滑影響較大。

（3）不同的調(diào)節(jié)方式以及不同的負(fù)荷對(duì)油膜力、碰磨角、反向角等均產(chǎn)生了一定的影響。應(yīng)盡量使用平衡調(diào)節(jié)方式，必要使用不平衡調(diào)節(jié)時(shí)，應(yīng)避免長(zhǎng)時(shí)間使用單側(cè)調(diào)節(jié)，并優(yōu)先降低蓋側(cè)負(fù)荷，兩側(cè)負(fù)荷偏差應(yīng)盡可能小于40%，以減小對(duì)機(jī)組的影響。