張進(jìn)杰，祁 楨，趙 巖，孫 旭，王 瑤，武小乂

（1.北京化工大學(xué) 壓縮機(jī)技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室壓縮機(jī)健康智能監(jiān)控中心，北京 100029；2.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；3.中國(guó)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(jī)以輸出壓力范圍廣等特點(diǎn)廣泛應(yīng)用于石油化工行業(yè)中，成為過(guò)程工業(yè)裝置中的關(guān)鍵動(dòng)設(shè)備。在生產(chǎn)過(guò)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(shí)際工況對(duì)壓縮機(jī)氣量進(jìn)行調(diào)節(jié)，仍運(yùn)行于設(shè)計(jì)工況下的機(jī)組將浪費(fèi)大量能源，增加氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)的機(jī)組可在滿(mǎn)足工藝需求的前提下為企業(yè)帶來(lái)可觀(guān)的經(jīng)濟(jì)效益。目前常見(jiàn)的往復(fù)壓縮機(jī)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(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)等，使用場(chǎng)景各有不同［1］。隨著氣量調(diào)節(jié)需求的增大，越來(lái)越多的氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)投入現(xiàn)場(chǎng)使用，部分機(jī)組的運(yùn)行狀況出現(xiàn)異常，如連桿小頭瓦磨損等問(wèn)題［2-3］，致使企業(yè)在選擇投用氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)時(shí)產(chǎn)生了較大的困擾，有必要深入研究變工況運(yùn)行時(shí)壓縮機(jī)連桿的動(dòng)力學(xué)性能。

采用氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)的機(jī)組在運(yùn)行過(guò)程中，機(jī)組的排氣量、傳動(dòng)部件運(yùn)動(dòng)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(duì)機(jī)組產(chǎn)生的影響也不同。因此，研究各種調(diào)節(jié)方法下機(jī)組的運(yùn)動(dòng)規(guī)律對(duì)于機(jī)組安全運(yùn)行有重要的意義。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外眾多研究人員在往復(fù)壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)領(lǐng)域開(kāi)展了廣泛的研究，通過(guò)理論計(jì)算分析了部分頂開(kāi)吸氣閥氣量調(diào)節(jié)方法對(duì)方向角的影響［4］，利用Newton Raphson procedure法［5］，推導(dǎo)活塞運(yùn)動(dòng)詳情，探究了活塞徑向間隙、往復(fù)件質(zhì)量等參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)穩(wěn)定性的影響，Almasi［6］提出了一種用于計(jì)算活塞桿動(dòng)力學(xué)特性與負(fù)荷計(jì)算的方法。Flores等［7-8］對(duì)機(jī)械系統(tǒng)間隙理論進(jìn)行了一系列研究，提出了一種多體機(jī)械系統(tǒng)間隙的動(dòng)態(tài)分析計(jì)算方法，基于接觸條件建立平面旋轉(zhuǎn)接頭的運(yùn)動(dòng)模型，真實(shí)地描述接觸力。Zheng等［9］應(yīng)用非線(xiàn)性接觸理論建立了考慮摩擦效應(yīng)的旋轉(zhuǎn)接頭模型，對(duì)其動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析驗(yàn)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(jī)連桿小頭瓦的受力情況和運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)出發(fā)，分析連桿小頭瓦與十字頭銷(xiāo)之間的潤(rùn)滑特點(diǎn)［10］，采用非線(xiàn)性多體動(dòng)力學(xué)軟件AVL/EXCITE，建立連桿大頭軸承EHD仿真模型研究潤(rùn)滑所需條件［11］。以上針對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)的研究中從理論計(jì)算、動(dòng)態(tài)分析等角度闡述了機(jī)組的受力及動(dòng)態(tài)特性，然而沒(méi)有對(duì)變工況運(yùn)行時(shí)小頭瓦的潤(rùn)滑情況進(jìn)行過(guò)討論。

本文針對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)變工況運(yùn)行過(guò)程中存在因氣量調(diào)節(jié)導(dǎo)致的連桿小頭瓦磨損的問(wèn)題，探究不同調(diào)節(jié)方法下連桿小頭瓦的運(yùn)行狀況，完成多種氣量調(diào)節(jié)方法下往復(fù)壓縮機(jī)的動(dòng)力學(xué)模擬，得到不同調(diào)節(jié)方法對(duì)應(yīng)的連桿小頭瓦潤(rùn)滑狀況，分析不同調(diào)節(jié)方法的優(yōu)劣，為壓縮機(jī)進(jìn)行氣量調(diào)節(jié)改造提供參考。因小頭瓦與十字頭銷(xiāo)間隙較小，且處于運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，無(wú)合適方法進(jìn)行油膜狀態(tài)的監(jiān)測(cè)，待尋找合適方法完善試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 往復(fù)壓縮機(jī)受力分析

往復(fù)壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)分析的重點(diǎn)是研究運(yùn)動(dòng)部件受力與其運(yùn)動(dòng)規(guī)律之間的關(guān)系，如圖1所示，運(yùn)動(dòng)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(jī)運(yùn)動(dòng)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(jī)中各運(yùn)動(dòng)部件做不等速直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生往復(fù)慣性力。往復(fù)慣性力的計(jì)算如下所示：

式中 ms——往復(fù)運(yùn)動(dòng)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(jī)在工作過(guò)程中存在4個(gè)熱力學(xué)過(guò)程過(guò)程，分別是：膨脹、吸氣、壓縮及排氣，通過(guò)建立氣缸熱力學(xué)微分方程獲得氣缸內(nèi)實(shí)時(shí)壓力變化情況。

膨脹過(guò)程：

吸氣過(guò)程：

排氣過(guò)程：

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

根據(jù)往復(fù)壓縮機(jī)各階段氣體力經(jīng)驗(yàn)多項(xiàng)式，運(yùn)用Matlab編程模擬出各種調(diào)節(jié)方法下不同負(fù)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(duì)機(jī)組的影響主要體現(xiàn)在調(diào)節(jié)方法對(duì)氣體力的影響，氣體力的變化導(dǎo)致機(jī)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(jī)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(duì)于往復(fù)慣性力和氣體力小很多，為了精簡(jiǎn)計(jì)可忽略不計(jì)。

式中 p ——指示功率；

ηm——機(jī)械效率；

n ——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速；

s ——活塞行程。

2 往復(fù)壓縮機(jī)模型

2.1 往復(fù)壓縮機(jī)三維模型

以某雙缸雙作用臥式往復(fù)壓縮機(jī)為原型，建立該往復(fù)壓縮機(jī)三維模型，該往復(fù)壓縮機(jī)參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 往復(fù)壓縮機(jī)參數(shù)

往復(fù)壓縮機(jī)傳動(dòng)部件由曲軸、連桿、十字頭、活塞銷(xiāo)、活塞等組成。建立往復(fù)壓縮機(jī)傳動(dòng)部件多體動(dòng)力學(xué)模型如圖3所示。運(yùn)用三維建模軟件對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)各部件進(jìn)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(yùn)動(dòng)部件間實(shí)際情況添加約束。

圖3 往復(fù)壓縮機(jī)三維模型

往復(fù)壓縮機(jī)運(yùn)行過(guò)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(duì)于往復(fù)慣性力與氣體力在大小上可進(jìn)行忽略，根據(jù)實(shí)際運(yùn)行工況設(shè)置曲軸轉(zhuǎn)速可以得到往復(fù)慣性力，通過(guò)為活塞施加氣體力模型可以得到氣體力。

2.2 小頭瓦潤(rùn)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(xiāo)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(jìn)入潤(rùn)滑襯套與活塞銷(xiāo)的配合表面。在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中不斷的形成油膜，為襯套與活塞銷(xiāo)之間提供潤(rùn)滑，帶走摩擦產(chǎn)生的微粒與熱量，確保機(jī)構(gòu)的正常運(yùn)行。

在連桿小頭瓦的理想動(dòng)力學(xué)模型中，認(rèn)為運(yùn)動(dòng)副間沒(méi)有間隙及摩擦存在，而在實(shí)際情況中運(yùn)動(dòng)副間存在不可忽略的間隙、摩擦，以及潤(rùn)滑。含潤(rùn)滑的運(yùn)動(dòng)副在機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，運(yùn)動(dòng)副間的間隙會(huì)發(fā)生變化，導(dǎo)致潤(rùn)滑油油膜的厚度發(fā)生變化，影響潤(rùn)滑效果。

Reynold方程為彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論提供了依據(jù)，并對(duì)流體進(jìn)行了部分假設(shè)。

Reynold方程如下：

該方程確立了流體動(dòng)壓力（油膜壓力）與潤(rùn)滑油黏度、油膜厚度、工作表面運(yùn)動(dòng)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(yùn)用Recurdyn軟件建立依據(jù)Reynold方程的連桿小頭瓦EHD模型，用于計(jì)算在變工況運(yùn)行過(guò)程中連桿小頭瓦與十字頭銷(xiāo)間潤(rùn)滑油的厚度及分布情況。小頭瓦潤(rùn)滑EHD模型參數(shù)見(jiàn)表2，EHD模型如圖4所示。

表2 小頭瓦潤(rùn)滑EHD模型參數(shù)

圖4 小頭瓦潤(rùn)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(fù)荷降低時(shí)，曲軸轉(zhuǎn)角在95°～185°范圍內(nèi)，綜合活塞力大于100%負(fù)荷工況，但小于100%負(fù)荷工況下綜合活塞力最大值，余隙調(diào)節(jié)對(duì)綜合活塞力的影響在機(jī)組的承受范圍內(nèi)。（A、B點(diǎn)角度差為反向角大?。?/p>

圖5 余隙調(diào)節(jié)綜合活塞力曲線(xiàn)

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

圖6 余隙調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最薄點(diǎn)分布

如表3所示，余隙調(diào)節(jié)時(shí)，隨著負(fù)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(fù)荷時(shí)，改變了油膜最薄點(diǎn)分布位置，與100%負(fù)荷相比這種變化不利于小頭瓦處的有效潤(rùn)滑；參照?qǐng)D7所示油膜最小厚度曲線(xiàn)，負(fù)荷降低時(shí)，部分角域油膜最小厚度減?。ㄓ绕涫?7.5%負(fù)荷），因油膜厚度減小而不能夠及時(shí)、有效地帶走十字頭銷(xiāo)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(guò)程中不利于十字頭銷(xiāo)與小頭瓦間形成良好的潤(rùn)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(xiàn)

3.2 部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)

如圖8所示，部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)通過(guò)控制強(qiáng)制進(jìn)氣閥開(kāi)啟的時(shí)間來(lái)控制實(shí)際負(fù)荷。對(duì)比100%負(fù)荷與其他負(fù)荷工況的綜合活塞力曲線(xiàn)，負(fù)荷降低導(dǎo)致綜合活塞力局部峰值減小；75%負(fù)荷工況下的反向角與100%負(fù)荷工況的反向角基本相等，50%負(fù)荷與25%負(fù)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(xiāo)受力換向持續(xù)時(shí)間，足夠的反向角能夠保證潤(rùn)滑油在十字頭銷(xiāo)換向的時(shí)間內(nèi)進(jìn)入間隙實(shí)現(xiàn)潤(rùn)滑作用，多段式反向角中每段數(shù)值均較小，不利于潤(rùn)滑油充分進(jìn)入潤(rùn)滑間隙，影響潤(rùn)滑效果。

圖8 部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)綜合活塞力曲線(xiàn)

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

圖9 部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最薄點(diǎn)分布

如表4所示，部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)時(shí)，隨著負(fù)荷降低反向角大小發(fā)生變化，負(fù)荷降至50%負(fù)荷以下時(shí)反向角增大。油膜持續(xù)角度隨著負(fù)荷降低在減小，同一位置油膜最薄次數(shù)有增加的趨勢(shì)。參照?qǐng)D10所示油膜最小厚度曲線(xiàn)，負(fù)荷降低時(shí)，油膜最小厚度曲線(xiàn)與100%負(fù)荷時(shí)基本吻合，部分區(qū)域油膜厚度優(yōu)于100%負(fù)荷工況。部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)方法在調(diào)節(jié)過(guò)程中改變了部分最薄油膜點(diǎn)的分布狀況，但仍能保證等于或大于100%負(fù)荷工況時(shí)的油膜最小厚度，在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中避免十字頭銷(xiāo)與襯套直接接觸造成磨損，并帶走運(yùn)動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生的熱量與細(xì)小雜質(zhì)。綜上，部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)在調(diào)節(jié)過(guò)程中有利于十字頭銷(xiāo)與小頭瓦間形成良好的潤(rùn)滑油膜。

表4 部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)各工況特性參數(shù)

圖10 部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最小厚度曲線(xiàn)

3.3 全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)

如圖11所示，蓋側(cè)缸卸載工況下，一個(gè)工作周期內(nèi)綜合活塞力長(zhǎng)時(shí)間為正值，連桿、活塞等承受拉力，十字頭銷(xiāo)與連桿小頭瓦長(zhǎng)時(shí)間擠壓小頭瓦左半周；軸側(cè)缸卸載工況下，一個(gè)工作周期內(nèi)綜合活塞力長(zhǎng)時(shí)間為負(fù)值，連桿、活塞等承受壓力，十字頭銷(xiāo)與連桿小頭瓦長(zhǎng)時(shí)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(shì)上均較100%負(fù)荷工況發(fā)生了較大變化，嚴(yán)重影響機(jī)組受力平衡。

圖11 全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)綜合活塞力曲線(xiàn)

如圖12所示，全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)過(guò)程中，蓋側(cè)缸卸載與軸側(cè)缸卸載兩種工況相比100%負(fù)荷工況均對(duì)油膜最薄點(diǎn)分布產(chǎn)生了較大的影響，最薄點(diǎn)聚集現(xiàn)象明顯造成局部潤(rùn)滑惡化。

圖12 全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最薄點(diǎn)分布

蓋側(cè)缸卸載工況油膜最薄點(diǎn)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(rùn)滑油在重力作用下向小頭瓦下半周流動(dòng)，不能及時(shí)補(bǔ)充至油膜薄弱位置。

如表5所示，隨著負(fù)荷降低反向角大幅度減小，僅為100%負(fù)荷時(shí)的10%左右，軸側(cè)缸卸載工況甚至低于A(yíng)PI618中對(duì)反向角的要求。負(fù)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?qǐng)D13所示油膜最小厚度曲線(xiàn)，負(fù)荷降低時(shí)，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(dòng)較大，蓋側(cè)缸卸載工況最小油膜厚度更小，在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中難以避免十字頭銷(xiāo)與襯套直接接觸造成磨損。

表5 全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)各工況特性參數(shù)

圖13 全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)小頭瓦油膜最小厚度曲線(xiàn)

因此，全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)在調(diào)節(jié)過(guò)程中不利于十字頭銷(xiāo)與小頭瓦間形成良好的潤(rùn)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(rùn)滑油膜。

3.4 3種調(diào)節(jié)方法對(duì)比分析

如表6所示，部分頂開(kāi)進(jìn)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(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)最小；余隙調(diào)節(jié)與部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥油膜最薄點(diǎn)分布狀況與正常工況一致，均為下半周，全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)油膜最薄點(diǎn)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(duì)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(kāi)進(jìn)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(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)最小厚度均在0.01 mm波動(dòng)，而全行程頂開(kāi)進(jìn)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(duì)比

經(jīng)過(guò)上述結(jié)果對(duì)比，部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)優(yōu)于余隙調(diào)節(jié)、全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)。

4 結(jié)論

（1）通過(guò)建立連桿小頭瓦EHD模型從油膜狀況直觀(guān)的揭示了機(jī)組在變工況運(yùn)行過(guò)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(jìn)行負(fù)荷調(diào)節(jié)時(shí)，小頭瓦油膜最薄點(diǎn)分布較集中，油膜最小厚度減小，部分負(fù)荷改變了原有工況油膜分布狀態(tài)，不利于小頭瓦潤(rùn)滑。

（3）部分行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)方法隨著負(fù)荷的變化，機(jī)組受力按照一定趨勢(shì)逐漸變化，無(wú)突變，對(duì)機(jī)組受力影響較小。綜合機(jī)組反向角、小頭瓦油膜最薄點(diǎn)分布及油膜最小厚度等方面的變化趨勢(shì)，證明該調(diào)節(jié)方法對(duì)小頭瓦潤(rùn)滑產(chǎn)生的影響較小。

（4）氣體力是小頭瓦潤(rùn)滑情況變化的主要影響因素。全行程頂開(kāi)進(jìn)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(guò)小，潤(rùn)滑狀況惡化，不利于機(jī)組在該狀態(tài)下長(zhǎng)期運(yùn)行。針對(duì)短期、切機(jī)工況的機(jī)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(duì)機(jī)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(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)方法基于調(diào)節(jié)方法的優(yōu)勢(shì)對(duì)機(jī)組產(chǎn)生的影響最小，優(yōu)于余隙調(diào)節(jié)、全行程頂開(kāi)進(jìn)氣閥調(diào)節(jié)。