往復壓縮機流量調控工況下排氣閥泄漏仿真研究

孫 旭，劉曉明，李 磊，王 瑤，張 春

（1.北京化工大學 高端機械裝備健康監控與自愈化北京市重點實驗室，北京 100029；2.合肥通用機械研究院有限公司 壓縮機技術國家重點實驗室，合肥 230031；3.中海油能源發展裝備技術有限公司，天津 300450；4.北京航天動力研究所，北京 100076）

0 引言

往復壓縮機具有進排氣壓力覆蓋范圍廣、熱效率高等優點，在石化、鋼鐵、冶金、機械等行業發揮著十分關鍵的作用［1-3］。當往復壓縮機工藝要求的氣量低于額定排氣量時，排氣量需要通過附加裝置進行調節，來滿足實際工藝要求的流量［4-7］。

正常工況下，氣閥高頻地開啟與關閉，閥片、彈簧等零部件易發生疲勞磨損，并且面臨著介質侵蝕、各種應力作用的復雜工作環境。國內外學者針對往復壓縮機氣閥故障開展了大量研究，主要圍繞氣閥模型、故障識別及診斷開展了大量研究。林槑等［8］闡述了氣閥運動規律的部分理論、計算和測試方法。MAHMOOD等［9］提出一種基于曲柄轉角的往復式天然氣壓縮機氣閥故障的零維數值計算方法。ELHAJ等［10］通過數值模擬對氣閥泄漏和氣閥彈簧損壞等進行仿真研究。

目前，針對往復壓縮機流量調節工況下氣閥故障研究較少，流量調節工況下氣閥故障對壓縮機的運行狀態及效率影響分析較少。王蒙等建立數學模型對往復壓縮機氣量無級調節工況下進行吸氣閥故障模擬與診斷［11］，但并未對壓縮機熱力學性能及效率進行分析。流量調節工況下，當排氣閥產生明顯泄漏后，不僅沒有氣體排出，而且排氣管道的高溫氣體會回流至吸氣口，嚴重影響壓縮機的運行狀態和工作效率，因此本文基于往復壓縮機的CFD模型對流量調控工況下排氣閥泄漏對壓縮機的影響進行分析，為流量調控工況下壓縮機安全運行奠定理論基礎。

1 往復壓縮機無級流量調控原理

往復壓縮機無級流量調控系統應用較為廣泛，系統利用執行機構控制進氣閥閥片在壓縮過程保持開啟狀態，部分氣體未經壓縮回流至吸氣管道，由于回流氣體沒有經過壓縮，因此可節約大量的氣體指示功率，即大量的電能。通過控制執行機構頂開吸氣閥的時間可以實現0～100%的無級調節。

當往復壓縮機安裝流量調節系統后，執行機構位移與閥片位移如圖1所示。執行機構在壓縮機壓縮過程之前完成頂出（θ1～θ2），執行機構在液壓力作用下始終保持頂開狀態（θ2～θ3），當氣量滿足要求時，施加給執行機構的液壓力撤銷，執行機構及吸氣閥閥片關閉（θ3～θ4），實現流量的無級調節，降低了壓縮機工作在非滿負荷狀態下的能耗。回流時間（θ's4～θ4）決定了氣量調節工況的負荷。

圖1 執行機構位移與閥片位移示意Fig.1 Schematic diagram of displacement of actuator and valve plate

2 往復壓縮機排氣閥泄漏CFD模型

2.1 邊界條件與初值條件

邊界條件與初始條件是流體控制方程組有正確解的前提。針對瞬態問題，初始條件要根據實際工作條件確定，以免影響求解的合理性。邊界條件則是根據求解區域的邊界實際工作參數進行設置。根據往復壓縮機工作參數設定初始條件和邊界條件，Ω1和Ω2-2的初始條件為吸氣溫度、吸氣壓力，Ω2-1和Ω3的初始條件為排氣溫度、排氣壓力，其具體值由溫度及壓力傳感器測量得到。

圖2 進排氣閥、氣缸區域劃分Fig.2 Area division of suction and exhaust valve and cylinder

由計算域確定非定常流動初場：

邊界條件：

式中 t——時間；

U——速度；

P——壓力；

T——溫度；

Ω——體積；

q——壁面熱流密度；

∑——表面；

∑inlet——吸氣閥上表面；

∑outlet——排氣閥出口面；

∑else——其余邊界為絕熱邊界；

q——熱流密度。

2.2 閥片運動方程

氣閥閥片受力方程：

式中 S——位移；

G——重力；

P1——閥片上表面壓力；

P2——閥片下表面壓力；

F1——彈簧力；

F2——液壓力。

氣閥閥片反彈速度：

式中 Vrec——閥片反彈后速度；

CR——反彈系數，一般取0.2；

Vtem——閥片反彈前速度。

2.3 排氣閥泄漏處理

為探究排氣閥閥片泄漏面積增大對壓縮機熱力學性能的影響。首先建立氣閥閥片斷裂模型及泄漏流域網格，如圖3所示。

圖3 斷裂排氣閥閥片模型Fig.3 Model of broken exhaust valve plate

氣閥閥片泄漏通流面積占比Ra：

本文引入Ra作為氣閥閥片斷裂程度的表征變量，Ra越大說明閥片斷裂越嚴重，排氣閥泄漏越嚴重。

3 CFD仿真結果

根據試驗臺壓縮機進行建模仿真，壓縮機吸、排氣閥結構型式均為網狀閥。壓縮機與氣閥部分結構及運行參數見表1。

表1 壓縮機與氣閥部分結構尺寸Tab.1 Structural dimensions of compressor and valve

試驗臺壓縮機為雙作用壓縮機，并且進排氣氣缸軸線完全對稱，因此取一側氣缸的一半構建CFD模型，如圖4所示。

圖4 往復壓縮機CFD模型Fig.4 CFD model of reciprocating compressor

在本小結中，通過設置執行機構不同撤回角度，撤回角度依次為 180°，225°，250°，275°，實現負荷的變化，負荷依次為100%，76%，60%，34%。通過設計泄漏面積占比，泄漏面積AF分別為0，23.5，47.0，70.5 mm2實現泄漏占比 Ra 的變化，Ra依次為0，2.20%，3.36%，4.52%。分別模擬了不同負荷、不同Ra下的氣閥運動、壓縮機功耗、溫度等性能變化。

3.1 壓縮機功耗

壓縮機在不同負荷不同排氣閥泄漏占比的情況下，機組示功如圖5所示，以100%和76%負荷為例進行分析，隨著排氣閥泄漏面積的增加，膨脹階段缸內氣體動態壓力下降逐漸滯后，壓縮階段壓力上升逐漸提前。當泄漏面積持續增大，壓縮機將無法正常吸氣。壓縮機在同一負荷下排氣閥出現泄漏時，泄漏面積增大，吸氣過程和回流過程缸內壓力更高。

圖5 不同負荷不同泄漏工況下機組示功Fig.5 Indicator diagram of compressor unit under different load and leakage conditions

雖然隨著泄漏面積增大，排氣過程逐步提前，但是在膨脹過程中，由于泄漏的原因，吸氣量減少較多，實際排氣量在減少。由表2可以看出，隨著泄漏量的增加，壓縮機指示功在增加。

表2 不同負荷耦合排氣閥泄漏工況下壓縮機指示功Tab.2 Indicator diagram of compressor under the coupled conditions of different loads and exhaust valve leakage J

3.2 壓縮機氣缸氣體質量

不同排氣閥泄漏，不同負荷工況下氣缸內氣體質量變化規律如圖6所示。從圖6可以看到，隨著排氣閥閥片泄漏面積的增大，氣體從排氣端流入氣缸，膨脹階段缸內氣體質量增加，在相同的氣缸容積下，由于排氣管道高壓氣體泄漏至氣缸，吸氣壓力上升，導致吸氣量的下降。由表3可以看到，當泄漏量增加時，會導致缸內總質量減少，壓縮階段缸內氣體也會明顯增加，可以看到在氣調工況下當排氣閥產生明顯泄漏（Ra=3.36%）后，不僅沒有氣體排出，甚至出現排氣端的氣體在吸氣閥被強制頂開的期間內回流至吸氣端的現象。即氣調工況下的排氣閥泄漏故障危害極大。

表3 壓縮機單周期單缸吸氣質量Tab.3 Suction mass of single cycle single cylinder of compressor （×10-2 kg）

圖6 不同負荷耦合泄漏工況下氣缸內氣體質量變化規律Fig.6 Variation rule of gas mass in cylinder under the coupled conditions of different loads and exhaust valve leakage

4 結論

（1）隨著泄漏面積增大，排氣過程逐步提前，但是由于泄漏的原因，排氣管道的高壓氣體回流至壓縮機氣缸，導致吸氣壓力上升，壓縮機指示功在增加。

（2）隨著排氣閥閥片泄漏面積的增大，膨脹階段缸內氣體質量增加，當排氣閥產生明顯泄漏（Ra=3.36%）后，不僅沒有氣體排出，甚至出現排氣端的氣體在吸氣閥被強制頂開的期間內回流至吸氣端的現象，即氣調工況下的排氣閥泄漏故障危害極大。

（3）本文考慮了排氣閥泄漏對壓縮機氣缸壓力及氣缸氣體質量的影響，后續可改進往復壓縮機CFD模型，考慮對氣缸溫度的影響，使壓縮機運行狀態評估更加全面。