江志農(nóng) ，王雋妍 ，張進(jìn)杰 ，2，李 磊 ，孫 旭 ，王 瑤

（1.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；2.北京化工大學(xué) 壓縮機(jī)技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室壓縮機(jī)健康智能監(jiān)控中心，北京 100029；3.中海油能源發(fā)展裝備技術(shù)有限公司，天津 300450）

0 引言

往復(fù)壓縮機(jī)具有效率高、工作壓力范圍廣、適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，被作為關(guān)鍵的核心機(jī)械設(shè)備應(yīng)用于各個(gè)行業(yè)［1］，但由于設(shè)備無法變流量運(yùn)行而造成了機(jī)組高能耗低效率運(yùn)行的現(xiàn)象，故寬范圍、高可靠性、高靈活性的往復(fù)壓縮機(jī)流量調(diào)節(jié)技術(shù)的研究具有重要的社會(huì)經(jīng)濟(jì)效益。

國內(nèi)外眾多學(xué)者對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)三維流場及其流量調(diào)節(jié)裝置分別做過不同方面的研究。韓寶坤等［2］對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)氣閥通道內(nèi)流場進(jìn)行了數(shù)值模擬研究；謝軼男等［3］對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)動(dòng)態(tài)壓力進(jìn)行仿真及瞬態(tài)流場分析；POSCH等［4］對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)進(jìn)行流體仿真并提高了仿真熱系數(shù)模型的精度；DISCONZI等［5］對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)氣缸內(nèi)流場和傳熱進(jìn)行分析；金江明等［6］研究了壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)方法研究進(jìn)展；鄭詔星等［7］對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)卸荷器動(dòng)作特性進(jìn)行研究；劉雯華等［8］對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)控制方法進(jìn)行技術(shù)優(yōu)化；王蒙等［9］對(duì)氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)參數(shù)影響進(jìn)行研究。但目前研究內(nèi)容中均缺少流量調(diào)節(jié)裝置對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)內(nèi)部三維流場影響的分析。

往復(fù)壓縮機(jī)流量調(diào)節(jié)裝置的運(yùn)動(dòng)規(guī)律與動(dòng)力學(xué)、熱力學(xué)及流動(dòng)情況之間的相互耦合作用有關(guān)，對(duì)壓縮機(jī)的影響主要體現(xiàn)在兩個(gè)方面。一是在頂出階段，通過頂開不同位移大小影響壓縮機(jī)內(nèi)部熱力學(xué)參數(shù)及負(fù)荷調(diào)控效果；二是撤回階段，通過控制流量調(diào)節(jié)裝置不同驅(qū)動(dòng)參數(shù)，進(jìn)而對(duì)壓縮機(jī)吸氣閥閥片的撤回過程運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行控制，從而影響壓縮機(jī)工作過程。目前，趙夢蕓等［10-14］對(duì)流量調(diào)節(jié)裝置不同頂出位移工況下的往復(fù)壓縮機(jī)熱力學(xué)參數(shù)及三維流場進(jìn)行了研究，但缺乏不同流量調(diào)節(jié)裝置撤回運(yùn)動(dòng)規(guī)律對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)的影響研究。

為研究變流量工況下流量調(diào)節(jié)裝置不同運(yùn)動(dòng)規(guī)律對(duì)壓縮機(jī)工作過程及三維流場各部位的熱力學(xué)特性的影響，本文以往復(fù)壓縮機(jī)為研究對(duì)象，建立帶有流量調(diào)節(jié)裝置的往復(fù)壓縮機(jī)三維模型，通過基于CFD軟件FLUENT對(duì)模型進(jìn)行各工況下的仿真模擬，得到不同流量調(diào)節(jié)裝置運(yùn)動(dòng)規(guī)律下的氣缸內(nèi)氣體質(zhì)量、P-V示功圖及壓縮機(jī)內(nèi)部氣體速度變化特性等，并進(jìn)一步分析仿真結(jié)果。

1 試驗(yàn)裝置與模型建立

往復(fù)壓縮機(jī)試驗(yàn)臺(tái)如圖1所示。往復(fù)壓縮機(jī)主要由氣缸、氣閥、活塞及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和潤滑部分組成，由曲柄帶動(dòng)連桿，進(jìn)而連桿帶動(dòng)活塞在氣缸中做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。由于壓縮機(jī)存在高能耗、低效率運(yùn)行狀態(tài)，故采用頂開吸氣閥行程方法對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行氣量調(diào)節(jié)，其流量調(diào)節(jié)裝置執(zhí)行器如圖2所示。

圖1 往復(fù)壓縮機(jī)試驗(yàn)臺(tái)Fig.1 Reciprocating compressor test bench

圖2 流量調(diào)節(jié)裝置Fig.2 Variable flow actuator

流量調(diào)節(jié)裝置在驅(qū)動(dòng)液壓油缸的作用下受重力、驅(qū)動(dòng)油壓力、背壓力、變復(fù)位彈簧力和變氣體力等耦合作用，在吸氣閥完全開啟階段頂出并持續(xù)一段時(shí)間后撤回，使往復(fù)壓縮機(jī)在壓縮階段前存在回流過程，從而減少壓縮量進(jìn)行流量調(diào)節(jié)。流量調(diào)節(jié)裝置頂出和撤回時(shí)受力方程分別為：

式中 D ——流量調(diào)節(jié)裝置位移；

Fejection——流量調(diào)節(jié)裝置頂出合力；

θ ——曲柄轉(zhuǎn)角；

θ1——吸氣閥關(guān)閉時(shí)對(duì)應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角；

Fwithdrawal——流量調(diào)節(jié)裝置撤回合力；

η ——壓縮機(jī)負(fù)荷。

其中

式中 ma——壓叉質(zhì)量；

g ——重力加速度；

pd——驅(qū)動(dòng)油壓；

Aa——流量調(diào)節(jié)裝置柱塞面積；

Fθ——?dú)怏w力；

Ka——復(fù)位彈簧剛度；

S ——壓縮量；

S0——預(yù)壓縮量；

pb——背壓。

其中，流量調(diào)節(jié)裝置受壓縮機(jī)內(nèi)部吸氣閥處氣體力Fθ，根據(jù)連續(xù)性方程、動(dòng)量守恒方程、能量守恒方程及理想氣體狀態(tài)方程，如下所示：

式中 ρ ——密度；

U ——速度；

f ——體積力；

Tijeiej——表面應(yīng)力張量；

q ——內(nèi)熱源；

λ——導(dǎo)熱系數(shù)；

T——溫度；

ρ ——?dú)怏w密度；

R ——?dú)怏w常數(shù)；

-pθδij——熱力學(xué)壓強(qiáng)；

-2μSij——偏應(yīng)力張量；

Aθ——吸氣閥閥片面積。

本文在建立往復(fù)壓縮機(jī)三維模型的基礎(chǔ)上，加入了流量調(diào)節(jié)裝置中的壓叉結(jié)構(gòu)，模型及吸氣端局部剖視放大如圖3所示。

圖3 往復(fù)壓縮機(jī)三維模型及局部剖視放大Fig.3 Three-dimensional model of reciprocating compressor and partial cross-sectional enlarged view

利用ANSYS-Mesh對(duì)三維模型進(jìn)行網(wǎng)格和區(qū)域劃分設(shè)置，對(duì)于靜止及工作時(shí)互相接觸的面設(shè)置成interface并進(jìn)行一一配對(duì)，使其流體域連通。將三維網(wǎng)格模型和UDF運(yùn)動(dòng)函數(shù)控制程序?qū)牖贑FD軟件FLUENT，設(shè)置壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)及運(yùn)行參數(shù)，將運(yùn)動(dòng)部件與UDF中的運(yùn)動(dòng)函數(shù)進(jìn)行配對(duì)，并假設(shè)如下：（1）設(shè)置壓縮機(jī)內(nèi)氣體模型為理想氣體；（2）壓縮機(jī)工作過程忽略熱交換且不存在泄漏情況；（3）吸氣端初始?jí)毫?.1 MPa，氣缸內(nèi)高壓為0.28 MPa。具體氣閥與流量調(diào)節(jié)裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

表1 氣閥與流量調(diào)節(jié)裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structure parameter table of the valve and variable flow actuator

2 仿真與三維流場分析

2.1 仿真及模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證模型及仿真模擬所得數(shù)據(jù)的可靠性，將不同工況下缸內(nèi)動(dòng)態(tài)壓力曲線與試驗(yàn)所得數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖4所示。

圖4 不同工況下試驗(yàn)壓力與仿真壓力曲線對(duì)比Fig.4 Comparison chart of experimental pressure and simulated pressure curve under different working conditions

通過缸內(nèi)動(dòng)態(tài)壓力曲線對(duì)比圖，可知仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)趨勢相同，但在膨脹和壓縮階段存在偏差較大。相對(duì)誤差計(jì)算公式為：

由式（10）計(jì)算得到各個(gè)工況相對(duì)誤差見表2。

表2 試驗(yàn)與仿真相對(duì)誤差Tab.2 Relative error table of experiment and simulation

由表2知不同負(fù)荷下平均誤差均在7%以下，故模型和仿真結(jié)果具有可靠性。

2.2 不同背壓工況壓縮機(jī)三維流場分析

為分析流量調(diào)節(jié)裝置背壓對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)流量調(diào)節(jié)的影響，對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)在50%負(fù)荷，背壓分別為0～1.5 MPa工況下進(jìn)行仿真模擬，得到壓叉運(yùn)動(dòng)規(guī)律和速度曲線如圖5所示。由圖5可知，背壓主要影響流量調(diào)節(jié)裝置的撤回動(dòng)作，背壓越大，撤回速度越慢，完成撤回動(dòng)作所需時(shí)間越長。

圖5 不同背壓工況壓叉運(yùn)動(dòng)規(guī)律及速度曲線Fig.5 Fork movement law and speed curve diagram under different back pressure conditions

為研究流量調(diào)節(jié)裝置不同背壓參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)缸內(nèi)氣體質(zhì)量、內(nèi)部壓力及做功的影響，仿真后得到不同背壓工況下缸內(nèi)氣體質(zhì)量曲線圖、動(dòng)態(tài)壓力曲線及示功圖，如圖6所示。

圖6 不同背壓工況缸內(nèi)壓力曲線及示功Fig.6 In-cylinder pressure curves and indicator diagrams under different back pressure conditions

由圖6可知，由于流量調(diào)節(jié)裝置所受背壓越大，對(duì)應(yīng)的吸氣閥閥片撤回動(dòng)作完成延遲，回流量增加導(dǎo)致缸內(nèi)氣體質(zhì)量減少，同時(shí)壓縮過程和排氣過程開始角度滯后，壓縮機(jī)做功明顯減少，但缸內(nèi)最高壓力不受背壓大小影響。具體缸內(nèi)氣體回流質(zhì)量及其負(fù)荷調(diào)控偏差見表3。

表3 不同背壓工況下缸內(nèi)氣體質(zhì)量及負(fù)荷調(diào)控偏差Tab.3 Gas quality and load control deviation in the cylinder under different back pressure conditions

當(dāng)負(fù)荷調(diào)控偏差大于3%時(shí)，負(fù)荷調(diào)控達(dá)不到理想精度，故當(dāng)P≥1.5MPa時(shí)，負(fù)荷調(diào)控不準(zhǔn)確。

為研究流量調(diào)節(jié)裝置在不同撤回運(yùn)動(dòng)規(guī)律作用下對(duì)壓縮機(jī)氣閥處氣體流速的影響，得到不同背壓工況下曲柄轉(zhuǎn)角為294°時(shí)壓縮機(jī)內(nèi)部氣體速度流線，如圖7所示。

圖7 θ=294°時(shí)不同工況下壓縮機(jī)內(nèi)部氣體速度流線Fig.7 The internal streamline diagram of the compressor under different working conditions at θ =294°

在曲柄轉(zhuǎn)角為294°時(shí)，吸氣閥閥片處于撤回過程中，往復(fù)壓縮機(jī)處于回流階段。

式中 ζ——阻力系數(shù)；

v ——?dú)怏w速度。

由式（11）可知，壓降與氣體流速的平方成正比，又由圖8可知，當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)角相同時(shí)，吸氣閥附近氣體流速隨背壓的增大而逐漸增大，導(dǎo)致壓力損失增大，回流結(jié)束時(shí)，氣缸壓力升高，增加了回流階段的機(jī)組能量消耗，正如圖6（c）中壓縮機(jī)示功所示。

2.3 不同復(fù)位彈簧剛度工況壓縮機(jī)三維流場分析

對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)在50%負(fù)荷工況，復(fù)位彈簧剛度分別為20 000～80 000 N/m工況進(jìn)行仿真模擬，得到壓叉運(yùn)動(dòng)規(guī)律和速度曲線如圖8所示。流量調(diào)節(jié)裝置的復(fù)位彈簧剛度參數(shù)影響其頂出和撤回動(dòng)作，頂出速度隨復(fù)位彈簧剛度增加而減小，從而減小對(duì)閥片的沖擊；撤回速度隨復(fù)位彈簧剛度增加而增大。壓叉頂出后接觸到閥片時(shí)均有一次反彈，反彈時(shí)間隨復(fù)位彈簧剛度增加而延長。

圖8 不同復(fù)位彈簧剛度工況下壓叉運(yùn)動(dòng)規(guī)律及速度曲線Fig.8 Movement law and speed curve diagram of pressing fork under different return spring stiffness conditions

為研究流量調(diào)節(jié)裝置不同復(fù)位彈簧剛度參數(shù)對(duì)壓縮機(jī)缸內(nèi)氣體質(zhì)量、內(nèi)部壓力及做功的影響，仿真后得到不同復(fù)位彈簧剛度工況下缸內(nèi)氣體質(zhì)量曲線、動(dòng)態(tài)壓力曲線及示功圖，如圖9所示。由圖9可知由于流量調(diào)節(jié)裝置復(fù)位彈簧剛度越大，對(duì)應(yīng)的吸氣閥閥片撤回動(dòng)作完成越快，回流量減少導(dǎo)致缸內(nèi)氣體質(zhì)量增加，同時(shí)壓縮過程和排氣過程開始角度提前，壓縮機(jī)做功明顯增加，但缸內(nèi)最高壓力不受復(fù)位彈簧剛度大小影響。具體缸內(nèi)氣體回流質(zhì)量及其負(fù)荷調(diào)控偏差見表4。

圖9 不同復(fù)位彈簧剛度工況下缸內(nèi)氣體質(zhì)量、動(dòng)態(tài)壓力曲線及示功Fig.9 In-cylinder pressure curve and power indicator diagram under different return spring stiffness conditions

表4 不同復(fù)位彈簧剛度工況下缸內(nèi)氣體質(zhì)量及負(fù)荷調(diào)控偏差Tab.4 Gas quality and load control deviation in the cylinder under different return spring stiffness conditions

當(dāng)負(fù)荷調(diào)控偏差大于3%時(shí)，負(fù)荷調(diào)控達(dá)不到理想精度，故當(dāng)K≤40 000 N/m時(shí)，負(fù)荷調(diào)控不準(zhǔn)確。

為研究流量調(diào)節(jié)裝置在不同撤回運(yùn)動(dòng)規(guī)律作用下對(duì)壓縮機(jī)氣閥處氣體流速的影響，得到不同復(fù)位彈簧剛度工況下曲柄轉(zhuǎn)角為294°時(shí)吸氣閥處的氣體速度流線，如圖10所示。在曲柄轉(zhuǎn)角為294°時(shí)，吸氣閥閥片處于撤回過程中，往復(fù)壓縮機(jī)處于回流階段。由于式（11）可知壓降與氣體流速的平方成正比。又由圖10可知，當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)角相同時(shí)，吸氣閥附近缸內(nèi)氣體流速隨復(fù)位彈簧剛度的增大而逐漸減小，導(dǎo)致壓力損失減小，回流結(jié)束時(shí)氣缸壓力升高幅度變小，回流階段機(jī)組能耗減小，正如圖9（c）中壓縮機(jī)示功所示。

圖10 θ=294°時(shí)不同工況下壓縮機(jī)內(nèi)部流線Fig.10 The internal streamline diagram of the compressor under different working conditions at θ =294°

3 仿真結(jié)果分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)方案

本文通過對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)流量調(diào)節(jié)裝置不同背壓、復(fù)位彈簧剛度工況下的內(nèi)部流場仿真模擬及三維流場分析，得出以下結(jié)論：

（1）準(zhǔn)確地模擬了往復(fù)壓縮機(jī)變流量工況下的內(nèi)部復(fù)雜流場和運(yùn)動(dòng)部件運(yùn)動(dòng)規(guī)律，試驗(yàn)值與仿真值相對(duì)偏差控制在7%以內(nèi)，模型和仿真具有可靠的精度。

（2）不同流量調(diào)節(jié)裝置運(yùn)動(dòng)規(guī)律影響往復(fù)壓縮機(jī)內(nèi)部工作過程。背壓增大，吸氣閥閥片撤回速度及沖擊減小，但壓縮階段滯后，缸內(nèi)氣體回流量和指示功增大，回流偏差增大；復(fù)位彈簧剛度增大，吸氣閥閥片撤回速度及沖擊變大，但壓縮階段提前，缸內(nèi)氣體回流量和指示功減小，回流偏差減小。

（3）為保證往復(fù)壓縮機(jī)變流量工況下負(fù)荷調(diào)節(jié)精度的同時(shí)減小流量調(diào)節(jié)裝置運(yùn)動(dòng)過程中產(chǎn)生的沖擊，通過對(duì)壓縮機(jī)及其流量調(diào)節(jié)裝置進(jìn)行流體仿真及仿真結(jié)果分析，提出優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，其流程如圖11所示。

圖11 流量調(diào)節(jié)裝置優(yōu)化設(shè)計(jì)流程Fig.11 Flow chart of optimization design of variable flow actuator

4 結(jié)論

（1）往復(fù)壓縮機(jī)流量調(diào)節(jié)裝置背壓越大，吸氣閥閥片撤回速度越慢，產(chǎn)生沖擊越小，但負(fù)荷調(diào)控偏差增大了4.89%。

（2）復(fù)位彈簧剛度越大吸氣閥閥片撤回速度越快，產(chǎn)生沖擊越大，但負(fù)荷調(diào)控越準(zhǔn)確，負(fù)荷調(diào)控偏差從11.11%降低至0.75%。

（3）通過獲取不同流量調(diào)節(jié)裝置參數(shù)工況下往復(fù)壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)規(guī)律及三維流場瞬態(tài)特性，提出了流量調(diào)節(jié)裝置優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，可為其參數(shù)優(yōu)化提供依據(jù)。