往復壓縮機氣閥節流對氣量的影響研究及仿真模擬

饒金強，潘樹林，李 偉，黃福川

(1. 廣西大學機械工程學院，廣西 南寧 530004； 2. 廣西石化資源加工與過程強化重點實驗室，廣西 南寧 530004)

往復壓縮機工作時，氣體的壓縮是在與外界不相聯系的工作容積中完成的，為使低壓氣體和高壓氣體分別有規律性地進入和排出工作容積，壓縮機中必須設有專門的氣體控制器件——壓縮機氣閥。氣閥是往復壓縮機的重要組成部件之一，自往復壓縮機誕生以來，它就一直是被研究的對象。最開始使用的是菌狀閥，但隨著容積流量的增加，壓縮機中逐漸引入網狀閥和環狀閥等。氣閥功耗約占總功的5%～20%，可對壓縮機的經濟性產生極大影響【1】。近年來，通過對氣閥的改造，降低了氣閥能耗，延長了使用壽命，大大提升了壓縮機的可靠性和經濟性。

Gyaunke等【2】使用2個無量綱參數，比較不同氣體在不同氣閥直徑下產生的能量損失，發現改變氣閥有效進氣面積可以降低氣閥能量損失和壓力降。唐翠華等【3】通過研究發現：氣閥壓力系數受到全關彈簧力的制約，幾乎與閥片的升程無關，全關彈簧力越小，壓力系數越大。潘樹林和莫乾賜等【4】通過研究發現：氣閥有效通流面積過小和氣閥彈簧力嚴重不匹配時，壓縮機的容積流量會急劇減小。潘樹林和廣柯平【5】提出在壓比較大時，采取吸氣閥總有效面積大于排氣閥總有效面積的措施可以減小氣閥總功耗。孫引朝等【6】建立了氣瓶充氣過程的熱力學模型，對充氣過程氣瓶內的氣體參數進行數值模擬，并與實際實驗結果進行對比，驗證了該模型在一定范圍內可靠。Bhakta等【7】建立了簡化的氣閥動力學方程，通過傳遞函數將壓力脈動裝置的測量數據轉換為實際的閥片運動特性，可以縮短氣閥的設計周期。譚琴等【8】通過對壓縮機環狀閥流量系數影響因素進行分析，總結出了環狀閥流量系數隨升程和通道寬度比、閥座通道寬度、密封邊寬度的變化規律。

在生產中，往復壓縮機的氣量經常偏低【9】，而排氣溫度經常高于設計值【10】，其主要原因有：氣閥在設計、選型上不合理，在運行過程中出現故障。國內外學者對氣閥設計和功耗進行深入研究后，提出了很多方法和措施改進氣閥、降低氣閥功耗，但并未明確氣閥功耗對氣量的影響。事實上，由氣閥節流作用引起的功耗會使壓縮機氣缸內吸氣終了溫度高于設計值，排氣量低于設計值。

本文詳細闡述了氣閥節流對氣量的影響機理，分析出吸氣過程中吸收的熱量與氣閥功耗有關，為壓縮機設計時溫度系數的計算提供依據。在氣閥功耗簡便計算的基礎上，建立溫度系數和氣閥功耗的表達式，并使用CFD模擬的方式驗證了溫度系數簡便計算式的準確性。

1 氣閥節流對氣量的影響機理

氣閥對實際進氣量產生的影響可以用4個系數描述，分別是泄漏系數、壓力系數、容積系數和溫度系數。壓縮機工作中，吸氣時排氣閥泄漏、壓縮和排氣時吸氣閥泄漏都會使壓縮機實際氣量變小，因此氣閥氣密性越好，泄漏系數越大。壓縮機氣閥通常為自動閥，由閥片兩側的壓差和彈簧力控制氣閥的開啟和閉合，克服彈簧力開啟閥片所需的壓差越小，壓力系數越大。壓縮機排氣時，所有氣閥閥座流道形成的腔室會與氣缸連通，從而增大氣缸的相對余隙容積，使容積系數減小。溫度系數的大小取決于進氣過程中傳給氣體的熱量，熱量主要來源有：吸氣過程中，氣體與高溫璧面、活塞等的熱量傳遞；進氣時，氣體因氣閥節流作用產生流動阻力損失，因流動阻力所消耗的功變成熱量，對氣缸內氣體有加熱作用【11】，進而使氣體溫度上升、體積增大，吸氣量減小。

常見的氣閥由閥座、彈簧、閥片、升程限制器和緩沖片等組成。閥門閉合狀態下，閥片和閥座通過密封面接觸。作為氣體控制元件，氣體在氣閥內流動的過程中會因流道拐彎、通道面積發生變化而產生節流作用。氣閥節流作用的大小和氣閥的類型、結構形式、氣閥流道面積等因素有關。氣流通過直流閥時比回流閥折轉小，因此直流閥的通流作用強，節流作用弱；氣閥安裝面積相同時，環狀閥和網狀閥比菌狀閥的有效通流面積大；另外彈簧的剛度和預壓縮量及閥片密封邊面積都會對氣閥節流作用產生影響。

壓縮機進氣通道中，流道的喉部在吸氣閥有效通流截面積最小處，氣體流經該喉部時，產生劇烈的節流作用，使得流動阻力損失增大、氣體壓力減小，而壓力損失所耗散的功變成熱量被氣體吸收，因此氣缸內氣體吸氣終了溫度高于吸氣溫度。根據氣體狀態方程可得出：在氣缸內氣體壓力和容積一定時，氣體吸氣終了溫度升高，實際氣量減小。對壓縮機吸氣全過程列出能量守恒方程有：

Qa=m0(ua-us)

(1)

式中：Qa——吸氣過程氣體吸收的熱量，J;

m0——吸氣終了氣體質量，kg;

ua——氣缸內吸氣終了時氣體的比內能，

J/kg;

us——吸入氣體的比內能，J/kg。

2 氣閥功耗的簡便計算

在正常工況下，往復壓縮機吸氣過程比較復雜，尤其是閥片可能出現來回顫動，氣體密度會隨著壓力而發生變化，導致計算極為復雜。為了便于計算，需要做合理的假設，并在簡化后，建立相應的數學模型。假設如下：a)壓縮機內氣體視為理想氣體；b)吸氣過程與外界絕熱、無泄漏；c)工作過程中不考慮閥片運動情況，視為完全開啟或完全關閉；d)當閥隙馬赫數小于0.3時，氣體密度變化小于4.4%，氣體密度可視為定值。在上述假設的前提下，可以認為在極短的時間內，流過吸氣閥的氣體體積與壓縮機中氣缸內增大的容積相等。則平均相對壓力損失計算公式如下：

(2)

式中：δ——平均相對壓力損失；

k——絕熱指數；

M——閥隙馬赫數；

x1、x2——氣閥開啟、關閉時對應的活塞位移，m；

νp——活塞瞬時速度，m/s；

νm——活塞平均速度，m/s。

活塞瞬時速度計算公式為：

(3)

式中：r——曲柄半徑，m；

ω——曲柄旋轉角速度，rad/s；

θ——曲柄轉角，rad；

λ——連桿比。

為表述簡明，引入函數g：

(4)

式(4)中，忽略λ2及更高次的項，積分得：

(5)

式中：θ1、θ2——氣閥開啟角、關閉角(其中計算式(6)中θ2為π)，rad。

不難分析，進氣過程壓力損失所消耗的功即為吸氣閥功耗，結合壓縮機示功圖【1】也不難得出相同的結論，則吸氣閥產生的功耗為：

Ws=psλvVhδs

(6)

式中：Ws——吸氣閥功耗，J;

ps——吸氣壓力，Pa；

λv——容積系數；

Vh——氣缸行程容積，m3；

δs——吸氣閥平均相對壓力損失。

3 往復壓縮機溫度系數計算

在得出吸氣閥功耗簡便算法后，可以繼續推導溫度系數和氣閥功耗之間的關系。由于吸氣時間極短，因此吸氣過程氣體與缸壁和活塞等熱交換可以忽略，吸氣過程氣體吸收的熱量氣閥只考慮氣閥節流作用所消耗的功，也即吸氣閥所消耗的功，因此有：

Qa=Ws

(7)

吸氣終了時，氣缸內的氣體狀態方程為：

paVh=m0RgTa

(8)

式中：pa——氣缸內吸氣終了壓力,MPa；

Rg——氣體常數;

Ta——氣缸內吸氣終了溫度，℃。

(9)

式中：λT——溫度系數；

Ts——吸氣溫度，℃。

將式(7)代入到式(9)中，可得到溫度系數和氣閥功耗的表達式：

(10)

當忽略吸氣過程的傳熱時，通過式(10)可知：往復壓縮機工作時，吸氣壓力和氣缸的行程容積為定值，溫度系數與氣閥功耗有關，并且溫度系數隨氣閥功耗的增大而減小。通過式(9)可知，影響氣閥功耗的諸多因素有：氣閥結構、氣體性質、連桿比、相對余隙容積、壓比和彈簧力等【12】。

4 氣閥節流作用的模擬驗證

前文闡述了氣閥節流作用會使吸氣終了溫度上升，并得到溫度系數的簡便計算，但使用了部分假設和簡化，需要對上述結論進行檢驗。驗證的方法有實驗和計算機模擬仿真2種，由于實驗需要場地和諸多實驗設備，遠不如計算機模擬仿真便捷，因此本文采用模擬仿真的方式。

計算流體力學是經典流體力學和數值方法交叉形成的新型學科，簡稱CFD。雖然離散原理的不同形成了CFD不同的數值解法，但都是在時間上定量地描述空間流場的數值解，目前有限體積法應用最為廣泛。簡而言之，CFD就是利用現代計算機技術模擬流體的實際流動，相當于在計算機上做“虛擬”實驗。隨著計算機技術的迅猛發展，CFD也能實現足夠的精度和準確性供工業應用。

環狀閥有較好的適應性和可靠性，閥片形狀簡單且相互獨立、制造和加工成本低、強度和抗疲勞性好，因此我國的往復式壓縮機使用環狀閥較多。本文以6M50-305/320氮氫氣壓縮機一級氣閥為例，驗證上述溫度系數的準確性。該壓縮機主要參數為：轉速980 r/min，行程480 mm,活塞桿直徑φ120 mm,連桿長度1 200 mm,進氣壓力0.12 MPa，進氣溫度25 ℃，排氣壓力0.3115 MPa，相對余隙0.08。進氣閥具體參數見表1。

表1 6M50-305/320 氮氫氣壓縮機一級進氣閥參數

為檢驗氣體流經氣閥前后因節流作用導致溫度上升情況，可以對氣閥采用專門模型進行仿真模擬。氣閥流道數量、導向凹凸和連接筋板所占通道面積比例較小，對氣閥節流作用影響不大，因此氣閥實體模型可以做適當的簡化。簡化后的模型可以使仿真模擬的網格劃分容易且數量少，可大大加快模擬計算速度以及提高精度。精簡的內容包括：流道數量設置為2，連接筋減少到4個，去掉導向凸臺；采用靜態模擬，故不設置閥片。

根據上文所述，使用SolidWorks軟件建立實體三維模型， 氣閥完整的模型如圖1所示， 1/4氣閥模型如圖2所示。SolidWorks中Flow Simulation 模塊可用于CFD計算進行流體運動仿真，具有操作簡便、計算過程占用系統資源少、運算速度快且準確的優勢。

圖1 氣閥完整模型

圖2 1/4氣閥模型

為了消除氣閥進口和出口速度的影響，在建立氣閥模型后，分別在氣閥進、出口處加入較大容積的腔室。CFD求解過程如下：

1) 流體介質選擇空氣；

2) 該模型具有對稱性，因此選擇1/4模型所在的空間做為計算流體區域；

3) 網格劃分選擇最小縫隙尺寸為0.01 m,網格精度等級為4，再對局部進行細化，最終劃分流體網格17 348個，部分網格19 148個，如圖3所示；

4) 邊界條件設置為進口壓力0.12 MPa,進口溫度為298 K，根據式(2)計算出相對壓力損失為0.057，考慮管道內流動的損失，根據經驗取相對壓力損失為0.1，此時出口壓力為0.108 MPa；

5) 設置收斂目標為全局壓力、溫度、合速度和y方向分速度。

準備就緒后，通過SolidWorks中Flow Simulation進行模擬計算。在氣閥出口處氣體靜壓為107 880 Pa，最低溫度為298.7 K，最高溫度為312.3 K，平均溫度為311.1 K。出口溫度分布如圖4 所示。

圖3 氣閥計算模型

圖4 氣閥出口溫度分布

對CFD模擬結果進行處理，可以得到氣閥節流前后產生的溫度系數為95.8%。對比溫度系數的計算式(9)，取相對壓力損失為0.1，壓力系數為0.9，容積系數為1，氣體絕熱指數為1.4，計算得到溫度系數為95.6%。

5 結論

1) 氣閥節流作用會導致氣體溫度升高。理論計算得出的簡便式和CFD模擬得出的結果基本一致，二者產生細微差別的原因為CFD模擬時氣閥出口處有動壓的存在。

2) 建立吸氣溫度系數的簡便計算式，為往復壓縮機設計時氣量的修正提供依據，在考慮氣閥節流作用后，使氣量數據更準確。

3) 氣閥功耗影響吸氣終了溫度，進而影響壓縮機吸氣量，因此降低氣閥功耗不僅能提升壓縮機效率，還能使壓縮機產量增加。氣閥設計時，應選取合適的氣閥參數，如合理增大有效通流面積、閥隙內氣流折轉幅度盡量變緩等，以減弱氣體在氣閥中流動過程的節流作用，提升吸氣效率。

4) 壓縮機應優先選用抗堵塞性能強的氣閥，尤其工藝介質含雜質較多時。若氣閥內部流道被雜物覆蓋，就會出現堵塞工況，導致氣閥功耗增大，溫度系數也會隨之迅速減小，此時壓縮機的功耗增多，氣量反而減小，效率急劇下降。使用抗堵塞壓縮機氣閥能減輕氣流通道被堵塞程度，因此可以保障壓縮機長周期高效率地運行【13】。