張進杰，祁 楨，趙 巖，孫 旭，王 瑤，武小乂

（1.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；2.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；3.中國石油云南石化有限公司，昆明 650300；4.北京化工大學(xué) 化學(xué)工程學(xué)院，北京 100029）

0 引言

往復(fù)壓縮機以輸出壓力范圍廣等特點廣泛應(yīng)用于石油化工行業(yè)中，成為過程工業(yè)裝置中的關(guān)鍵動設(shè)備。在生產(chǎn)過程中，因工藝需求的改變、前端氣源不穩(wěn)定等因素，需根據(jù)實際工況對壓縮機氣量進行調(diào)節(jié)，仍運行于設(shè)計工況下的機組將浪費大量能源，增加氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)的機組可在滿足工藝需求的前提下為企業(yè)帶來可觀的經(jīng)濟效益。目前常見的往復(fù)壓縮機氣量調(diào)節(jié)方法有變頻調(diào)節(jié)、余隙調(diào)節(jié)、旁路調(diào)節(jié)、頂開進氣閥調(diào)節(jié)等，使用場景各有不同［1］。隨著氣量調(diào)節(jié)需求的增大，越來越多的氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)投入現(xiàn)場使用，部分機組的運行狀況出現(xiàn)異常，如連桿小頭瓦磨損等問題［2-3］，致使企業(yè)在選擇投用氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)時產(chǎn)生了較大的困擾，有必要深入研究變工況運行時壓縮機連桿的動力學(xué)性能。

采用氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)的機組在運行過程中，機組的排氣量、傳動部件運動規(guī)律、結(jié)構(gòu)受力等發(fā)生了變化，不同的調(diào)節(jié)方法采用的調(diào)節(jié)原理不同，對機組產(chǎn)生的影響也不同。因此，研究各種調(diào)節(jié)方法下機組的運動規(guī)律對于機組安全運行有重要的意義。

近年來，國內(nèi)外眾多研究人員在往復(fù)壓縮機動力學(xué)領(lǐng)域開展了廣泛的研究，通過理論計算分析了部分頂開吸氣閥氣量調(diào)節(jié)方法對方向角的影響［4］，利用Newton Raphson procedure法［5］，推導(dǎo)活塞運動詳情，探究了活塞徑向間隙、往復(fù)件質(zhì)量等參數(shù)對壓縮機穩(wěn)定性的影響，Almasi［6］提出了一種用于計算活塞桿動力學(xué)特性與負荷計算的方法。Flores等［7-8］對機械系統(tǒng)間隙理論進行了一系列研究，提出了一種多體機械系統(tǒng)間隙的動態(tài)分析計算方法，基于接觸條件建立平面旋轉(zhuǎn)接頭的運動模型，真實地描述接觸力。Zheng等［9］應(yīng)用非線性接觸理論建立了考慮摩擦效應(yīng)的旋轉(zhuǎn)接頭模型，對其動態(tài)特性進行分析驗證，并探究了間隙尺寸和摩擦效應(yīng)的影響。從大型往復(fù)式壓縮機連桿小頭瓦的受力情況和運動特點出發(fā)，分析連桿小頭瓦與十字頭銷之間的潤滑特點［10］，采用非線性多體動力學(xué)軟件AVL/EXCITE，建立連桿大頭軸承EHD仿真模型研究潤滑所需條件［11］。以上針對往復(fù)壓縮機的研究中從理論計算、動態(tài)分析等角度闡述了機組的受力及動態(tài)特性，然而沒有對變工況運行時小頭瓦的潤滑情況進行過討論。

本文針對往復(fù)壓縮機變工況運行過程中存在因氣量調(diào)節(jié)導(dǎo)致的連桿小頭瓦磨損的問題，探究不同調(diào)節(jié)方法下連桿小頭瓦的運行狀況，完成多種氣量調(diào)節(jié)方法下往復(fù)壓縮機的動力學(xué)模擬，得到不同調(diào)節(jié)方法對應(yīng)的連桿小頭瓦潤滑狀況，分析不同調(diào)節(jié)方法的優(yōu)劣，為壓縮機進行氣量調(diào)節(jié)改造提供參考。因小頭瓦與十字頭銷間隙較小，且處于運動狀態(tài)，無合適方法進行油膜狀態(tài)的監(jiān)測，待尋找合適方法完善試驗驗證。

1 往復(fù)壓縮機受力分析

往復(fù)壓縮機動力學(xué)分析的重點是研究運動部件受力與其運動規(guī)律之間的關(guān)系，如圖1所示，運動部件受力主要有：往復(fù)慣性力、氣體力及摩擦力。

圖1 往復(fù)壓縮機運動關(guān)系

式中 Fg——綜合氣體力；

F1，F(xiàn)2——蓋側(cè)、軸側(cè)氣缸壓力；

Fp——綜合活塞力；

FIs——往復(fù)慣性力；

Ff，F(xiàn)N——摩擦力、側(cè)向力；

θ ——曲軸轉(zhuǎn)角；

Fl，F(xiàn)T，F(xiàn)R——連桿力、切向力、法向力。

1.1 往復(fù)慣性力

壓縮機中各運動部件做不等速直線運動產(chǎn)生往復(fù)慣性力。往復(fù)慣性力的計算如下所示：

式中 ms——往復(fù)運動質(zhì)量；

r ——曲軸半徑；

ω ——曲軸角速度；

λ——連桿比。

1.2 氣體力

往復(fù)壓縮機在工作過程中存在4個熱力學(xué)過程過程，分別是：膨脹、吸氣、壓縮及排氣，通過建立氣缸熱力學(xué)微分方程獲得氣缸內(nèi)實時壓力變化情況。

膨脹過程：

吸氣過程：

排氣過程：

不同的氣量調(diào)節(jié)方法對氣體力的影響方式不同，余隙調(diào)節(jié)通過改變余隙腔的容積，部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)通過改變進氣閥的啟閉時間，全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)使某一氣缸空載。

根據(jù)往復(fù)壓縮機各階段氣體力經(jīng)驗多項式，運用Matlab編程模擬出各種調(diào)節(jié)方法下不同負荷工況的連桿所受等效氣體力如圖2所示。以上各種氣量調(diào)節(jié)方法對機組的影響主要體現(xiàn)在調(diào)節(jié)方法對氣體力的影響，氣體力的變化導(dǎo)致機組整體受力發(fā)生改變。

圖2 連桿所受等效氣體力

1.3 摩擦力

往復(fù)壓縮機各接觸面的摩擦力取決于各接觸面間的正壓力及摩擦系數(shù)，因其數(shù)值相對于往復(fù)慣性力和氣體力小很多，為了精簡計可忽略不計。

式中 p ——指示功率；

ηm——機械效率；

n ——壓縮機轉(zhuǎn)速；

s ——活塞行程。

2 往復(fù)壓縮機模型

2.1 往復(fù)壓縮機三維模型

以某雙缸雙作用臥式往復(fù)壓縮機為原型，建立該往復(fù)壓縮機三維模型，該往復(fù)壓縮機參數(shù)見表1。

表1 往復(fù)壓縮機參數(shù)

往復(fù)壓縮機傳動部件由曲軸、連桿、十字頭、活塞銷、活塞等組成。建立往復(fù)壓縮機傳動部件多體動力學(xué)模型如圖3所示。運用三維建模軟件對往復(fù)壓縮機傳動機構(gòu)各部件進行精準(zhǔn)建模，將x_t格式模型文件導(dǎo)入Recuedyn軟件，在Recuedyn中根據(jù)各運動部件間實際情況添加約束。

圖3 往復(fù)壓縮機三維模型

往復(fù)壓縮機運行過程中主要受到往復(fù)慣性力、往復(fù)摩擦力及氣體力的作用，往復(fù)摩擦力相對于往復(fù)慣性力與氣體力在大小上可進行忽略，根據(jù)實際運行工況設(shè)置曲軸轉(zhuǎn)速可以得到往復(fù)慣性力，通過為活塞施加氣體力模型可以得到氣體力。

2.2 小頭瓦潤滑EHD模型

連桿小頭部位為薄壁圓環(huán)形結(jié)構(gòu)，為減少與十字頭銷之間的磨損，在小頭孔內(nèi)壓入薄壁青銅襯套。在小頭和襯套上鉆孔或銑槽，以使飛濺的油沫進入潤滑襯套與活塞銷的配合表面。在運動過程中不斷的形成油膜，為襯套與活塞銷之間提供潤滑，帶走摩擦產(chǎn)生的微粒與熱量，確保機構(gòu)的正常運行。

在連桿小頭瓦的理想動力學(xué)模型中，認為運動副間沒有間隙及摩擦存在，而在實際情況中運動副間存在不可忽略的間隙、摩擦，以及潤滑。含潤滑的運動副在機構(gòu)的運動過程中，運動副間的間隙會發(fā)生變化，導(dǎo)致潤滑油油膜的厚度發(fā)生變化，影響潤滑效果。

Reynold方程為彈性流體動力潤滑理論提供了依據(jù)，并對流體進行了部分假設(shè)。

Reynold方程如下：

該方程確立了流體動壓力（油膜壓力）與潤滑油黏度、油膜厚度、工作表面運動速度、油楔形狀及油膜厚度變化率等因素之間的關(guān)系。本文運用Recurdyn軟件建立依據(jù)Reynold方程的連桿小頭瓦EHD模型，用于計算在變工況運行過程中連桿小頭瓦與十字頭銷間潤滑油的厚度及分布情況。小頭瓦潤滑EHD模型參數(shù)見表2，EHD模型如圖4所示。

表2 小頭瓦潤滑EHD模型參數(shù)

圖4 小頭瓦潤滑EHD模型

3 結(jié)果與分析

3.1 余隙調(diào)節(jié)

如圖5所示，負荷降低時，曲軸轉(zhuǎn)角在95°～185°范圍內(nèi)，綜合活塞力大于100%負荷工況，但小于100%負荷工況下綜合活塞力最大值，余隙調(diào)節(jié)對綜合活塞力的影響在機組的承受范圍內(nèi)。（A、B點角度差為反向角大?。?/p>

圖5 余隙調(diào)節(jié)綜合活塞力曲線

圖6示出正常工況下，小頭瓦襯套油膜最薄點分布持續(xù)角度112.5°分布于小頭瓦下半周，潤滑油受重力作用向下流動，向油膜薄弱處補充，保證十字頭銷與襯套間有效潤滑；87.5%負荷時，小頭瓦襯套油膜最薄點分布持續(xù)角度82.5°，但分布于小頭瓦上半周，潤滑油受重力作用向下流動，小頭瓦上半周不能及時獲得油液補充，潤滑質(zhì)量下降。

圖6 余隙調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最薄點分布

如表3所示，余隙調(diào)節(jié)時，隨著負荷降低反向角有所下降，油膜持續(xù)角度也在縮小，尤其87.5%負荷時，改變了油膜最薄點分布位置，與100%負荷相比這種變化不利于小頭瓦處的有效潤滑；參照圖7所示油膜最小厚度曲線，負荷降低時，部分角域油膜最小厚度減小（尤其是87.5%負荷），因油膜厚度減小而不能夠及時、有效地帶走十字頭銷與小頭瓦摩擦產(chǎn)生的熱量與雜質(zhì)。綜上，余隙調(diào)節(jié)在調(diào)節(jié)過程中不利于十字頭銷與小頭瓦間形成良好的潤滑油膜。

表3 余隙調(diào)節(jié)各工況特性參數(shù)

圖7 余隙調(diào)節(jié)小頭瓦最小油膜厚度曲線

3.2 部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)

如圖8所示，部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)通過控制強制進氣閥開啟的時間來控制實際負荷。對比100%負荷與其他負荷工況的綜合活塞力曲線，負荷降低導(dǎo)致綜合活塞力局部峰值減??；75%負荷工況下的反向角與100%負荷工況的反向角基本相等，50%負荷與25%負荷工況下的反向角出現(xiàn)多段式現(xiàn)象。反向角表征十字頭銷受力換向持續(xù)時間，足夠的反向角能夠保證潤滑油在十字頭銷換向的時間內(nèi)進入間隙實現(xiàn)潤滑作用，多段式反向角中每段數(shù)值均較小，不利于潤滑油充分進入潤滑間隙，影響潤滑效果。

圖8 部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)綜合活塞力曲線

見圖9顯示，隨著負荷的降低，小頭瓦油膜最薄點分布持續(xù)角度逐漸較小。小頭瓦襯套油膜最薄點分布均分布于小頭瓦下半周，未改變正常工況時油膜的分布形式，潤滑油受重力作用可補充至油膜薄弱位置。75%負荷時小頭瓦油膜最薄點分布與100%負荷較接近，對潤滑情況的影響較??；50%/25%負荷相比100%負荷，小頭瓦油膜最薄點分布呈現(xiàn)聚集現(xiàn)象。

圖9 部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最薄點分布

如表4所示，部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)時，隨著負荷降低反向角大小發(fā)生變化，負荷降至50%負荷以下時反向角增大。油膜持續(xù)角度隨著負荷降低在減小，同一位置油膜最薄次數(shù)有增加的趨勢。參照圖10所示油膜最小厚度曲線，負荷降低時，油膜最小厚度曲線與100%負荷時基本吻合，部分區(qū)域油膜厚度優(yōu)于100%負荷工況。部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)方法在調(diào)節(jié)過程中改變了部分最薄油膜點的分布狀況，但仍能保證等于或大于100%負荷工況時的油膜最小厚度，在運動過程中避免十字頭銷與襯套直接接觸造成磨損，并帶走運動過程中產(chǎn)生的熱量與細小雜質(zhì)。綜上，部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)在調(diào)節(jié)過程中有利于十字頭銷與小頭瓦間形成良好的潤滑油膜。

表4 部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)各工況特性參數(shù)

圖10 部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最小厚度曲線

3.3 全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)

如圖11所示，蓋側(cè)缸卸載工況下，一個工作周期內(nèi)綜合活塞力長時間為正值，連桿、活塞等承受拉力，十字頭銷與連桿小頭瓦長時間擠壓小頭瓦左半周；軸側(cè)缸卸載工況下，一個工作周期內(nèi)綜合活塞力長時間為負值，連桿、活塞等承受壓力，十字頭銷與連桿小頭瓦長時間擠壓小頭瓦左半周。以上2種工況，綜合活塞力從數(shù)值與趨勢上均較100%負荷工況發(fā)生了較大變化，嚴重影響機組受力平衡。

圖11 全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)綜合活塞力曲線

如圖12所示，全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)過程中，蓋側(cè)缸卸載與軸側(cè)缸卸載兩種工況相比100%負荷工況均對油膜最薄點分布產(chǎn)生了較大的影響，最薄點聚集現(xiàn)象明顯造成局部潤滑惡化。

圖12 全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最薄點分布

蓋側(cè)缸卸載工況油膜最薄點聚集于小頭瓦下半周左側(cè)，而軸側(cè)缸卸載工況聚集于小頭瓦上半周右側(cè)，潤滑油在重力作用下向小頭瓦下半周流動，不能及時補充至油膜薄弱位置。

如表5所示，隨著負荷降低反向角大幅度減小，僅為100%負荷時的10%左右，軸側(cè)缸卸載工況甚至低于API618中對反向角的要求。負荷降低，油膜持續(xù)角度減小，同一位置油膜最薄次數(shù)增加，增加幅度為20%左右。參照圖13所示油膜最小厚度曲線，負荷降低時，油膜最小厚度在減小，軸側(cè)缸卸載工況油膜最小厚度波動較大，蓋側(cè)缸卸載工況最小油膜厚度更小，在運動過程中難以避免十字頭銷與襯套直接接觸造成磨損。

表5 全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)各工況特性參數(shù)

圖13 全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最小厚度曲線

因此，全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)在調(diào)節(jié)過程中不利于十字頭銷與小頭瓦間形成良好的潤滑油膜；相比軸側(cè)缸卸載工況，蓋側(cè)缸卸載工況下能較好的形成小頭瓦潤滑油膜。

3.4 3種調(diào)節(jié)方法對比分析

如表6所示，部分頂開進氣閥調(diào)節(jié)方法反向角最大，余隙調(diào)節(jié)次之，全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)最??；余隙調(diào)節(jié)與部分行程頂開進氣閥油膜最薄點分布狀況與正常工況一致，均為下半周，全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)油膜最薄點分布于上半周，改變了原有分布形式。

表6 不同調(diào)節(jié)方法參數(shù)對比

如圖14所示，曲軸轉(zhuǎn)角0°～90°，小頭瓦油膜最小厚度全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)優(yōu)于其他兩種調(diào)節(jié)方法；曲軸轉(zhuǎn)角90°～360°，余隙與部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)最小厚度均在0.01 mm波動，而全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)低于上述2種調(diào)節(jié)方法。

圖14 不同調(diào)節(jié)方法小頭瓦油膜最小厚度對比

經(jīng)過上述結(jié)果對比，部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)優(yōu)于余隙調(diào)節(jié)、全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)。

4 結(jié)論

（1）通過建立連桿小頭瓦EHD模型從油膜狀況直觀的揭示了機組在變工況運行過程中小頭瓦易發(fā)生燒瓦的原因。

（2）采用余隙調(diào)節(jié)方法進行負荷調(diào)節(jié)時，小頭瓦油膜最薄點分布較集中，油膜最小厚度減小，部分負荷改變了原有工況油膜分布狀態(tài)，不利于小頭瓦潤滑。

（3）部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)方法隨著負荷的變化，機組受力按照一定趨勢逐漸變化，無突變，對機組受力影響較小。綜合機組反向角、小頭瓦油膜最薄點分布及油膜最小厚度等方面的變化趨勢，證明該調(diào)節(jié)方法對小頭瓦潤滑產(chǎn)生的影響較小。

（4）氣體力是小頭瓦潤滑情況變化的主要影響因素。全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)方法的氣體力與正常工況的氣體力相差較大，導(dǎo)致小頭瓦受力失衡，反向角過小，潤滑狀況惡化，不利于機組在該狀態(tài)下長期運行。針對短期、切機工況的機組，建議采用蓋側(cè)缸卸載方式。

（5）不同的氣量調(diào)節(jié)方法均對機組綜合活塞力、小頭瓦處油膜厚度等參數(shù)產(chǎn)生了一定影響。部分行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)方法基于調(diào)節(jié)方法的優(yōu)勢對機組產(chǎn)生的影響最小，優(yōu)于余隙調(diào)節(jié)、全行程頂開進氣閥調(diào)節(jié)。