基于緩沖原理的往復壓縮機無級氣量調節(jié)系統(tǒng)執(zhí)行機構優(yōu)化設計

焦慶雨

(中國石油大慶石化公司煉油廠，黑龍江 大慶 163711)

1 引言

往復壓縮機由于具有工作壓力范圍廣、熱效率高、氣量可調性強等優(yōu)點，在石油化工等行業(yè)中發(fā)揮重大作用[1]。往復壓縮機設計的主要參數(shù)是排氣量峰值和工藝要求的壓力峰值，鑒于設計參數(shù)的富余，往復壓縮機實際運行過程中必然存在流量余量，另外受生產需求波動的影響，一般機組實際負荷只有60%～85%，甚至更低[2]。為了實現(xiàn)往復壓縮機排氣量可調的目的，常用的排氣量調節(jié)方法有如下幾種：旁通回路調節(jié)[3]、壓開吸氣閥調節(jié)[4]、余隙調節(jié)[5]、轉速調節(jié)[6]等，其中部分行程壓開吸氣閥的調節(jié)方法具有調節(jié)范圍寬，調節(jié)精度高，節(jié)能效果明顯等優(yōu)點被廣泛應用。

煉油廠制氫裝置某機組由于生產工藝的變化，實際運行負荷為40%～60%，現(xiàn)場采用旁通回路調節(jié)方式調節(jié)排氣量，由于旁通回路調節(jié)方式使大量氣體反復做功，導致壓縮機能耗高、效率低，浪費大量的電能。為了使機組節(jié)能降耗及穩(wěn)定運行，工廠引進了往復壓縮機無級氣量調節(jié)系統(tǒng)，經過安裝調試后，應用效果良好，不僅可實現(xiàn)節(jié)能降耗，而且還降低了人員操作難度。然而，由于氣量調節(jié)執(zhí)行機構在往復運動過程中不可避免發(fā)生撞擊，使機組振動增大。

因此，本文針對執(zhí)行機構撞擊大的問題，基于緩沖原理和結構設計，構建了緩沖結構的數(shù)學模型，采用AMESim液壓仿真技術，開展緩沖腔內的壓力變化研究，設計一種雙向緩沖的執(zhí)行機構，解決系統(tǒng)振動大及機械結構壽命問題。

2 往復壓縮機無級氣量調節(jié)系統(tǒng)

2.1 無級氣量調節(jié)系統(tǒng)組成

煉油廠利用2臺型號為2D40-66/4.9-32-BX，為煉油廠汽柴油國Ⅳ、國Ⅴ升級以及重整氫或化工氫提供氫氣。機組一開一備，單臺排量為19600 m3/h，由于后端工藝用氣量不斷變化，機組采用“二返一”旁路回流的方式進行排氣量的調節(jié)，回流旁通閥始終保持有一定開度，造成機組過量壓縮氣體，大量的能源被浪費。

為了解決能源浪費及流量調節(jié)問題，在機組上增加無級氣量調節(jié)系統(tǒng)，系統(tǒng)組成如圖1所示，主要包含以下幾個部分：

圖1 無級氣量調節(jié)系統(tǒng)組成

(1)智能控制系統(tǒng)

智能控制系統(tǒng)是往復壓縮機無級氣量調節(jié)系統(tǒng)的核心部件，提供控制信號的采集理、轉化、輸出與監(jiān)測，是連接執(zhí)行機構、現(xiàn)場傳感器及上位機系統(tǒng)的橋梁。

(2)執(zhí)行機構

執(zhí)行機構由油缸、卸荷器、電控閥、氣閥組成，執(zhí)行機構由液壓油站提供動作所需的液壓動力，頂開進氣閥，由智能控制系統(tǒng)進行實時控制和監(jiān)測。

(3)液壓系統(tǒng)

液壓油站提供液壓動力至執(zhí)行機構，驅動執(zhí)行機構動作，液壓油站與執(zhí)行機構之間的液壓管路系統(tǒng)由高壓軟管和硬管組成，并用專用卡套進行連接。

(4)軟件系統(tǒng)

無級氣量調節(jié)系統(tǒng)軟件安裝在上位機電腦上，主要控制操作組態(tài)到原DCS系統(tǒng)中。無級氣量調節(jié)系統(tǒng)軟件界面中顯示整個無級氣量調節(jié)系統(tǒng)的狀態(tài)參數(shù)和信息，上位機進行無級氣量調節(jié)系統(tǒng)操作控制以及系統(tǒng)與旁通閥的聯(lián)鎖控制。上位機調控軟件的主要功能塊包括：數(shù)據(jù)采集及通訊模塊、負荷計算模塊、信號轉化模塊、投用切除模塊、系統(tǒng)自檢模塊、故障與監(jiān)測模塊。

2.2 無級氣量調節(jié)系統(tǒng)控制方案

機組增加無級氣量調節(jié)系統(tǒng)后流量控制方案如圖2所示，包含兩方面：

圖2 流量控制方案圖

(1)無級氣量調節(jié)系統(tǒng)嵌入到現(xiàn)有的DCS控制系統(tǒng)中，DCS將負荷值以4～20 mA電流信號輸送到無級氣量調節(jié)控制系統(tǒng)，最后控制系統(tǒng)驅動執(zhí)行機構完成流量調控的目的。

(2)無級氣量調節(jié)系統(tǒng)與回流閥連鎖調控，當無級氣量調節(jié)系統(tǒng)投用時接收DCS控制系統(tǒng)的負荷信號，回流閥全關；當無級氣量調節(jié)系統(tǒng)切除時DCS控制系統(tǒng)的負荷信號轉化為開度信號輸送到回流閥，回流閥打開保持壓力穩(wěn)定。

2.3 無級氣量調節(jié)系統(tǒng)應用效果

機組增加無級氣量調節(jié)系統(tǒng)后達到以下效果：

(1)實現(xiàn)壓縮機0%～100%負荷范圍內的無級調節(jié)。

(2)實現(xiàn)壓縮機的平穩(wěn)啟動、加載、切換和停機。

(3)節(jié)能效果明顯，經濟效益良好，系統(tǒng)調試期間電機電流和功率數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 增上無級氣量調節(jié)系統(tǒng)后不同負荷下電機電流及節(jié)省功率

(4)操作人員在控制室完成機組0%～100%負荷無級增減操作，現(xiàn)場只需巡檢機組狀況，與控制室保持聯(lián)系即可。

(5)由于可以靈活調節(jié)各級壓縮比，解決了氮氣工況下開機操作難度大，一級超溫的問題。

(6)機組十字頭沖擊增大。機組上有振動監(jiān)測系統(tǒng)，通過振動數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，增加無級氣量調節(jié)系統(tǒng)后十字頭沖擊明顯增大，曲柄轉角在300°位置的位置上，沖擊能達到120m/s2，相對于機組依靠旁通回路調節(jié)對比，增大了約100 m/ s2。機組增上無級氣量調節(jié)系統(tǒng)前后的十字頭沖擊圖譜如圖3、4所示。

圖3 往復機機組十字頭沖擊圖

3 執(zhí)行機構緩沖結構研究

如果降低液壓系統(tǒng)進油壓力和提升回油壓力，雖然能降低限位的沖擊，但是這兩種工況都會造成調節(jié)系統(tǒng)的性能下降，例如調節(jié)精度下降，負荷調節(jié)范圍變窄等。因此，需要對執(zhí)行機構的液壓部進行緩沖優(yōu)化，以實現(xiàn)既能降低沖擊能量同時保證油壓數(shù)值。為了降低執(zhí)行機構上下限位的沖擊，執(zhí)行機構的頂出和撤回過程都需要降速功能?？紤]到調節(jié)精度及效果，由于閥片撤回過慢會造成系統(tǒng)的調控性能偏差增加，因此，要求執(zhí)行機構撤回過程中，閥隙行程盡可能快，閥座行程盡可能慢，需要存在2個階段，即快速動作和節(jié)流緩沖，頂出可以按照撤回逆過程去設計。

3.1 緩沖結構數(shù)學模型

基于以上的設計要求，本文采用節(jié)點容腔法對油缸建立緩沖的運動學模型，如圖4所示，整體結構可以分割為3個容積腔，進油腔V1，階梯腔V2，和緩沖腔V3；2個運動部件，緩沖活塞和油缸柱塞；一個節(jié)流孔，位于緩沖活塞內部。

圖4 液壓緩沖部件的容積腔結構

針對緩沖結構數(shù)學模型的分析流程如圖5所示。

圖5 分析流程圖

(1)根據(jù)節(jié)點容積腔法[7]的基本公式，針對3個節(jié)點容積腔建立流量壓力方程：

(a)進油腔V1的微分方程

(1)

式中 ∑QV1=Qpipe+Qorifice

∑QV1--進油腔內流量

ΔVV1--進油腔的體積變化率

xbuff_piston--為緩沖活塞位移

(b)階梯腔V2的微分方程

(2)

式中 ∑QV2=Qdrain

∑QV2--階梯腔內的流量

ΔVV2--階梯腔的體積變化率

(c)緩沖腔V3的微分方程

(3)

式中 ∑QV3=Qdrain+Qorifice

∑QV3--緩沖腔內流量

ΔVV3--緩沖腔的體積變化率

Apiston--柱塞截面積

(2)建立緩沖活塞的動力學方程

(4)

式中xpiston--柱塞位移

Mbuff_piston--緩沖活塞質量

(3)建立柱塞的動力學方程

(5)

式中Mpiston--柱塞質量

(4)節(jié)流孔與排油孔流量公式

(6)

式中C--孔口流量系數(shù)為

A--孔口截面積

Δp--孔口前后兩側的壓力差

ρ--液壓油的密度

3.2 執(zhí)行機構緩沖結構仿真研究

基于3.1節(jié)的數(shù)學模型及結構設計，本小節(jié)利用AMESim液壓仿真平臺建立了執(zhí)行機構緩沖部件以及液壓系統(tǒng)的整體仿真模型，如圖6所示，通過仿真執(zhí)行機構液壓部件有無緩沖改造下的動作特性，分析緩沖結構的性能。

圖6 執(zhí)行機構液壓緩沖部件仿真模型

圖7為頂出過程中緩沖腔的壓力曲線圖。由圖可以看到，在增加緩沖結構后，在頂出過程中，壓力腔的壓力由于節(jié)流孔的作用在頂出后期壓力下降，動力源的供給能力下降，使得卸荷器向下運動的阻力不斷增加，最終可實現(xiàn)沖擊速度下降。當卸荷器達到下限位穩(wěn)定后，其壓力恒定值與無緩沖數(shù)值相同，滿足執(zhí)行機構頂出的邊界調節(jié)，不影響執(zhí)行機構的性能，滿足系統(tǒng)使用要求。

圖7 頂出過程緩沖腔壓力

圖8為撤回過程中緩沖腔的壓力曲線圖。由圖可以看到，在增加緩沖結構后，當緩沖活塞達到下限位后，由于節(jié)流孔的節(jié)流效應，卸荷器的快速動作使得容積腔迅速變小，腔內壓力突增為16 MPa，造成巨大背壓，阻力源陡增，進而使得卸荷器減速，實現(xiàn)沖擊速度降低的目的。當達到上限位后，巨大背壓快速降低，并且與無緩沖時一致，能夠保證執(zhí)行機構撤回時能處于上限位，滿足系統(tǒng)適用要求。

圖8 撤回過程緩沖腔壓力

4 應用結果及分析

緩沖油缸由兩部分組成，上半部分為緩沖裝置，下半部分為液壓缸。為了監(jiān)測緩沖油缸的性能，在緩沖裝置上增加壓力傳感器、振動傳感器及位移傳感器。壓力傳感器可以監(jiān)測各個油腔的壓力變化情況。振動傳感器可以監(jiān)測執(zhí)行機構動作的振動情況。位移傳感器可以監(jiān)測緩沖活塞的運動情況。

由圖9可以看出，有緩沖的卸荷器位移曲線中頂出和撤回過程都明顯滯后于于無緩沖的卸荷器，且頂出保持位移相同，保證回流過程。

圖9 緩沖與非緩沖工況下卸荷器位移

如圖10所示，緩沖裝置增加后，卸荷器的頂出和撤回沖擊的峰值出現(xiàn)明顯下降，無緩沖頂出峰值接近100 m/s2，撤回峰值接近40 m/s2，緩沖后頂出峰值接近40 m/s2，撤回峰值接近30 m/s2，沖擊能量的減少會降低卸荷器的沖擊磨損，由于節(jié)流作用造成頂出和撤回振動的角度滯后，但是只要結構參數(shù)及液壓參數(shù)合理配置，滯后對調節(jié)精度的影響會大大降低。由于沖擊產生的噪聲也降低明顯，通過噪音計記錄前后沖擊噪聲，由88 dB降低到80 dB 左右。

圖10 緩沖油缸與普通油缸的振動沖擊

緩沖油缸結構也比較簡單，采用模塊化設計，便于現(xiàn)場拆卸更換。

5 結論

本文針對某往復壓縮機無級氣量調節(jié)系統(tǒng)執(zhí)行機構撞擊大問題，基于液壓雙向緩沖的設計原理，提出了一種具備緩沖功能的執(zhí)行機構，最終通過仿真及現(xiàn)場應用驗證了執(zhí)行機構緩沖性能良好。結果表示，緩沖結構增加后，沖擊最大值由100 m/s2降低到40 m/s2，降低了2.5倍，噪聲降低了約10 dB。雖然緩沖結構會導致執(zhí)行機構動作上的滯后，但是參數(shù)設置合理，滯后影響會大大降低。通過仿真數(shù)據(jù)和現(xiàn)場應用證明，本文提出的一種具備緩沖功能的執(zhí)行機構可有效解決現(xiàn)場執(zhí)行機構撞擊大的問題。