基于多系統(tǒng)聯(lián)合仿真的變負(fù)荷工況下往復(fù)壓縮機動態(tài)特性研究

張進杰，孫 旭，江勝飛

（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.中石油西南油氣田分公司蜀南氣礦，四川瀘州 646000）

0 引言

往復(fù)壓縮機是一種在石油、化工行業(yè)廣泛應(yīng)用的大型關(guān)鍵設(shè)備，部分行程頂開進氣閥的氣量調(diào)節(jié)方式，相對于變頻調(diào)節(jié)、余隙調(diào)節(jié)等具有調(diào)控范圍寬、調(diào)控精度高、節(jié)能效果好等優(yōu)點，是目前往復(fù)壓縮機主流的排氣量調(diào)節(jié)方式。MACHU等在20世紀(jì)90年代已經(jīng)對該種調(diào)節(jié)方式進行了可行性研究，奧地利的HOERBIGER公司和國內(nèi)的西安交通大學(xué)、浙江大學(xué)以及合肥通用機械研究院等單位都開展了相關(guān)技術(shù)的研究，并且部分研究成果已現(xiàn)場應(yīng)用。

針對變負(fù)荷工況下壓縮機運行狀態(tài)研究，HONG等［1-2］建立了膨脹過程、吸氣過程、氣量調(diào)節(jié)回流過程、壓縮過程、排氣過程的微分方程，分析和討論了氣量調(diào)節(jié)工況下往復(fù)壓縮機的熱力循環(huán)過程。TANG等［3］建立了無級氣量調(diào)節(jié)下氣閥為液壓驅(qū)動的被動閥模型，分析了吸氣閥的動態(tài)特性。LIU等［4］建立了負(fù)荷調(diào)節(jié)裝置與吸氣閥運動耦合的數(shù)學(xué)模型，并對閥板的動態(tài)特性進行了仿真。以上仿真模型僅僅是考慮了往復(fù)壓縮機增加回流過程后，機組自身工作特性的變化規(guī)律，對氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)工作狀態(tài)考慮較少，特別缺少對氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)液壓系統(tǒng)與執(zhí)行機構(gòu)模型的研究。

機械裝備的液壓控制機構(gòu)通常結(jié)構(gòu)與工作原理復(fù)雜，目前研究人員通常利用不同的軟件優(yōu)勢搭建多系統(tǒng)聯(lián)合仿真平臺開展液壓系統(tǒng)工作狀態(tài)仿真研究［5］。狄芳等［6］運用虛擬樣機ADAMS動力學(xué)仿真軟件與MATLAB/SIMULINK 控制系統(tǒng)仿真軟件，搭建了高射炮隨動控制系統(tǒng)機械動力學(xué)模型與伺服控制模型，提高了隨動控制系統(tǒng)的可信度；朱冰等［7］運用MATLAB和AMESim軟件獲得了可面向TCS開發(fā)的實用聯(lián)合仿真平臺；梁利華等［8］利用AMESim和ADAMS兩個軟件建立了減搖鰭的液壓控制系統(tǒng)，獲得了準(zhǔn)確的結(jié)構(gòu)動態(tài)特性。

本文提出了基于多系統(tǒng)聯(lián)合仿真的建模方法，運用Matlab/Simulink軟件建立了往復(fù)壓縮機工作模型，采用AMESim軟件對調(diào)節(jié)系統(tǒng)液壓執(zhí)行機構(gòu)建模，利用軟件間的對接端口完成數(shù)據(jù)交互，建立了變負(fù)荷工況下往復(fù)壓縮機工作模型，對壓縮機不同工況下的運行數(shù)據(jù)開展分析研究。

1 研究對象和模型

本文以圖1所示的壓縮機氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)為研究對象，往復(fù)壓縮機的關(guān)鍵參數(shù)見表1。

圖1 壓縮機氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)Fig.1 Compressor gas volume regulating system

表1 研究對象往復(fù)式壓縮機組參數(shù)Tab.1 Parameters of reciprocating compressor

1.1 往復(fù)壓縮機工作模型

往復(fù)壓縮機新增氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)后，進行流量調(diào)節(jié)時，壓縮機在吸氣與壓縮之間增加了一個回流過程。機組需要調(diào)節(jié)的排氣量則由回流過程持續(xù)時間決定。因此，氣量調(diào)節(jié)工況下的往復(fù)壓縮機工作模型需根據(jù)機組的工作原理進行改進。

在建立數(shù)學(xué)模型之前，提出如下假設(shè)［9］：

（1）吸氣閥為自動開啟閥，氣閥在開啟過程中不受執(zhí)行機構(gòu)的影響；

（2）排氣閥和吸氣閥閥片的運動是一維的；

（3）氣體流過閥隙是理想氣體的一維流動，且為絕熱過程；

（4）氣缸與外壁冷卻水進行對流換熱，模擬為間壁式換熱器，缸壁為恒溫，換熱系數(shù)為α（t）［10］。

1.1.1 膨脹和壓縮過程

膨脹和壓縮過程由于氣閥的全部關(guān)閉，不考慮活塞泄漏等，氣缸處于完全封閉狀態(tài)，則缸內(nèi)氣體的動態(tài)壓力方程為：

1.1.2 吸氣過程

進氣閥開啟時，氣閥以自動閥的方式工作，閥片在氣體力和閥簧力的作用下完成打開動作，其動作特性可以用改進的自動閥理論模型，吸氣閥閥片的運動微分方程組見式（2）。當(dāng)機組前端進氣壓力出現(xiàn)波動或者后端工藝需求量發(fā)生變化引起機組排氣量變化時，氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)開始工作，執(zhí)行機構(gòu)對閥片施加強制作用力延長進氣閥開啟時長，此時氣缸內(nèi)多余的氣體回流到進氣腔內(nèi)，隨著曲柄旋轉(zhuǎn)至執(zhí)行機構(gòu)撤回相位時，執(zhí)行機構(gòu)撤回，吸氣閥關(guān)閉，回流過程結(jié)束。由于回流過程過與排氣過程類似，改進排氣過程模型構(gòu)建回流模型，如式（3）所示。吸氣閥在強制力作用下，閥片運動微分方程組如式（4）所示。

式中 ka——強制作用力位置系數(shù)；

x ——卸荷器執(zhí)行機構(gòu)的位移；

h ——閥片的位移；

ζ——強制作用力時間系數(shù)；

ta——卸荷器頂出時刻；

tb—— 卸荷器撤回到零位的時刻，ta＜tb＜T；

T ——一個壓縮機周期。

回流階段，ka和ζ同時為1，則液壓系統(tǒng)輸出的強制作用力作用到閥片上，使得氣閥保持強制開啟狀態(tài)，此時進氣閥的回流間隙取決于閥片的受力平衡位置。當(dāng)執(zhí)行機構(gòu)撤回后，回流結(jié)束閥片關(guān)閉，而關(guān)閉的速度則取決于閥片速度和卸荷器的執(zhí)行機構(gòu)撤回速度的比較，當(dāng)執(zhí)行機構(gòu)速度小于或等于閥片速度時，閥片則隨著執(zhí)行機構(gòu)一起撤回，反之閥片以自動閥的形式撤回。

1.1.3 排氣過程

氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)并沒有對機組排氣閥進行改造，排氣閥的開啟和關(guān)閉都屬于自動閥的形式，根據(jù)自動閥工作原理，排氣閥的閥片運動微分方程組為：

1.2 氣閥卸荷器工作模型

卸荷器在動作過程中承受液壓力Fhy，復(fù)位彈簧力FK、氣體力Fg、摩擦力f以及閥片給的作用力Fvalve等，卸荷器運動微分方程為：

2 聯(lián)合仿真模型構(gòu)建

2.1 聯(lián)合仿真框架

針對壓縮機工作模型、卸荷器工作模型、液壓系統(tǒng)模型相互影響，設(shè)計了如圖2所示的聯(lián)合仿真框架，在MATLAB環(huán)境下建立往復(fù)壓縮機工作模型，在AMESim環(huán)境下建立液壓調(diào)控系統(tǒng)模型驅(qū)動氣閥卸荷器，建立接口模塊以實現(xiàn)數(shù)據(jù)的實時交互。

圖2 往復(fù)壓縮機無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)聯(lián)合仿真框架Fig.2 Co-simulation framework of stepless capacity regulation system for reciprocating compressor

2.2 往復(fù)壓縮機Simulink建模

本文基于變負(fù)荷工況下往復(fù)壓縮機的數(shù)學(xué)模型，利用Simulink編譯環(huán)境建立了零維往復(fù)壓縮機的主體模型。根據(jù)壓縮機的工作循環(huán)，模型分為膨脹模塊，吸氣模塊，回流模塊，壓縮模塊和排氣模塊，獨立求解氣缸壓力動態(tài)微分方程以及閥片運動微分方程，模塊與模塊之間傳遞計算參數(shù)。在吸氣和回流模塊中建立液壓AMESim數(shù)據(jù)通訊模塊，將閥片上下表面的氣體力合力與閥簧的彈簧力共同構(gòu)成的閥片力和鍵相觸發(fā)信號傳遞給AMESim中的卸荷器模型，并將在AMESim中卸荷器的強制作用力，位移以及速度輸入到往復(fù)壓縮機的吸氣和回流模型中，以控制氣閥的回流時間以及閥片開啟位移，進而控制壓縮機的工作狀態(tài)。

2.3 液壓調(diào)控系統(tǒng)模型

采用AMESim平臺建立了液壓調(diào)控系統(tǒng)模型，如圖3所示。該模型由控制信號模塊、液壓油站模塊、執(zhí)行機構(gòu)模塊以及數(shù)據(jù)交互模塊組成。由壓縮機模型輸入的鍵相觸發(fā)信號，產(chǎn)生電磁閥給電信號，控制電磁閥在不同閥位的持續(xù)時間；液壓油站模塊提供穩(wěn)定的液壓油至液壓油缸；液壓油缸在液壓油的作用下輸出液壓力給卸荷器。作用在卸荷器上的液壓力參數(shù)及卸荷器運動參數(shù)通過數(shù)據(jù)交互模塊傳遞給壓縮機模型，從而控制機組氣閥運動。

圖3 往復(fù)壓縮機無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)液壓調(diào)控系統(tǒng)模型Fig.3 Signal interaction between compressor model and hydraulic system model

3 仿真結(jié)果分析

利用上述模型對滿負(fù)荷工況及氣量無級調(diào)節(jié)工況進行仿真研究。滿負(fù)荷工況仿真數(shù)據(jù)與實際機組數(shù)據(jù)如圖4所示，不同工作過程誤差較小。

圖4 聯(lián)合仿真模型，滿負(fù)荷工況氣缸動態(tài)壓力仿真曲線與試驗曲線對比Fig.4 Hydraulic control system model of stepless capacity regulation system of reciprocating compressor

不同負(fù)荷工況仿真數(shù)據(jù)及誤差分析如圖5與表2所示。利用聯(lián)合模型獲得的數(shù)據(jù)與試驗真實數(shù)據(jù)相比，平均偏差在5%以下；而不考慮液壓系統(tǒng)的普通模型平均偏差為7%左右。聯(lián)合仿真模型相對普通模型在模擬精度上提高了2%左右，證明了多系統(tǒng)聯(lián)合仿真方法的準(zhǔn)確性。

圖5 變負(fù)荷工況下氣缸動態(tài)壓力模擬數(shù)據(jù)曲線與試驗數(shù)據(jù)曲線對比Fig.5 Comparison between simulation data curve and experimental data curve of cylinder dynamic pressure under variable load condition

表2 變負(fù)荷工況下試驗數(shù)據(jù)和模擬數(shù)據(jù)平均相對誤差Tab.2 Average relative error of experimental data and simulation data under variable load condition

4 結(jié)語

本文基于往復(fù)壓縮機工作模型氣閥卸荷器工作模型及液壓系統(tǒng)工作模型，運用多系統(tǒng)聯(lián)合仿真方法建立了變負(fù)荷工況下往復(fù)壓縮機聯(lián)合仿真模型，針對變負(fù)荷工況下往復(fù)壓縮機動態(tài)特性進行仿真研究，獲得了不同負(fù)荷工況下壓縮機動態(tài)壓力、氣閥運動等變化規(guī)律。仿真結(jié)果與實驗結(jié)果相比誤差在5%以下，提高了變負(fù)荷工況下往復(fù)壓縮機工作狀態(tài)分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，可為往復(fù)壓縮機無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計奠定基礎(chǔ)。