微型高壓空壓機動力學優化設計

杜 鑫, 李鵬飛

(慶安集團有限公司, 陜西西安 710077)

引言

高壓氣體在石油、化工、船舶、軍事、救援和食品等領域有著廣泛的應用[1]。目前用于輸出高壓氣體的壓縮機體積重量均相對較大,且大多為油潤滑。隨著對壓縮空氣的潔凈度要求越來越高,對壓縮機的重量指標要求越來越輕,對空間尺寸的要求越來越緊湊,對高壓空壓機提出了微型化與無油化的要求。

針對微型無油高壓空壓機,高曉輝等[2]開發了一種風輪加斜盤柱塞式壓縮機,結合了速度型壓縮和活塞式壓縮的優勢。劉永光等[3]開發了一種斜盤式超高壓空氣壓縮機和一種擺盤式超高壓空氣壓縮機[4],克服傳統超高壓空氣壓縮機笨重的問題。DENG Yipan等[5]在斜盤式壓縮機上采用3D打印技術將級間冷卻流道加工在閥板之中,在極小空間內實現了多級高壓壓縮機的級間冷卻,提高了壓縮機的等熵效率[6]?？梢娸S向壓縮的斜盤或擺盤壓縮機構型具有獨特的優勢可實現壓縮機的微型化。

仝繼剛等[6]分析了余隙容積對微型高壓斜盤壓縮機容積效率的影響,鄧亦攀等[8]對微型高壓斜盤式壓縮機效率開展了數值分析,并研究了各級容積效率及熵效率與轉速之間的關系。王海等[9]將微型高壓斜盤壓縮機的熱力復算過程與級間換熱過程進行耦合分析,提高了熱力學分析的準確性。這些研究針對微型高壓斜盤壓縮機的熱力學效率進行了分析研究,給出了微型高壓壓縮機熱力學性能的優化思路。然而,對于微型擺盤無油高壓壓縮機而言,由于其結構尺寸受限,各級關節承受比壓較大,因此在進行壓縮機總體設計時就應充分考慮動力平衡特性。陸益民等[11]以斜盤轂和驅動盤的主要參數為優化設計變量,以壓縮機的動不平衡量最小為優化目標,通過改善斜盤轂和驅動盤,使壓縮機振動降為原來的2/3。李俊德[12]和李佳沅[13]開展了斜盤式變排量壓縮機的機構動力學分析與改進,改善了斜盤壓縮機的動不平衡量和斜盤運動的卡滯。通過改進壓縮機的動力學特性可使壓縮機的受力情況更優,運行噪聲和振動降低。WANG Shengli等[9]對小型高速無油擺盤壓縮機的試驗研究發現,擺盤關節承受較大的pv值,強烈的摩擦使得擺盤關節非常容易磨損失效。因此有必要在該類壓縮機進行熱力學設計時就充分考慮動力平衡特性。傳統的壓縮機熱力學設計實際上是一種試湊法,一般得到的只是可行方案中的一種方案,不是所有滿足設計要求方案中的最優方案[14]。而對于特殊的壓縮機,應根據其實際情況在常規熱力學設計的基礎上充分考慮其他設計目標進行優化設計[15]。

本研究針對擺盤活塞式微型高壓壓縮機,在熱力學設計時充分考慮動力平衡特性,對壓縮機開展動力學優化設計研究。

1 擺盤活塞式壓縮機

擺盤活塞式壓縮機是一種結構緊湊的軸向壓縮機,其帶有一定傾斜角度斜面的斜轉體固定在主軸上,不旋轉的擺盤靠在斜轉體的斜面上,氣缸均勻地布置在擺盤同一側,原動機驅動主軸及斜轉體轉動時,推動擺盤擺動,通過連桿帶動活塞在氣缸內做往復運動,從而完成壓縮機的工作過程。

以某四級擺盤活塞壓縮機為例進行優化設計分析,該壓縮機主要設計指標及部分參數:排氣壓力35 MPa;排氣流量130 L/min;活塞行程25 mm;轉速1200 r/min。

2 理論模型

2.1 熱力計算過程

一般在進行往復壓縮機設計時,首先進行熱力計算。熱力計算時根據容積流量與排氣壓力,確定壓縮機級數、各級熱力參數、各級工作容積大小、所需軸功率及相應的效率等。通常熱力計算的步驟如下:

(1) 結構型式與方案選擇;

(2) 確定各級壓力比分配;

(3) 計算與容積流量相關的各系數;

(4) 計算各級氣缸行程容積和氣缸直徑;

(5) 計算缸徑圓整后的壓力重新分配及相對余隙容積;

(6) 計算各級級間實際壓力。

2.2 熱力復算過程

熱力復算是對主要結構尺寸和進、排氣壓力已知的壓縮機,求取其級間壓力、容積流量、最大活塞力、功率和效率等。一般情況下,熱力復算的步驟如圖1所示。

圖1 熱力復算步驟圖Fig.1 Thermodynamic recalculation step

2.3 動力學模型

對于微型擺盤式四級活塞壓縮機,各級活塞力主要由氣體力、往復摩擦力和往復慣性力組成。由于微型壓縮機各級往復慣性質量較小,對應往復慣性力較小,一般在20 N以內,可以忽略;各級摩擦力一般小于200 N,且和各級活塞密封及導向形式有關,在本研究動力學優化中主要考慮各級缸徑設計對壓縮機總體動力學特性的影響,因此在該模型中忽略摩擦力。

在本研究的氣體力計算中,以一級活塞位于上止點為0°開始計算,四級相位為90°,二級相位為180°,三級相位為270°;規定氣體力的正方向為使活塞桿受壓的方向。壓縮機的氣體力計算如下:

Fgi=(pi-patm)Ai

(1)

式中,Fgi—— 第i級的氣體力

pi—— 第i級對應過程的氣體壓力

patm—— 大氣壓

Ai—— 第i級活塞面積

上述進氣過程與排氣過程的氣體壓力p對應為實際進氣壓力ps和實際排氣壓力pd,對于壓縮過程和膨脹過程p值計算如下:

壓縮過程:

(2)

膨脹過程:

(3)

式中,α—— 余隙容積

θ—— 擺盤轉角

n—— 壓縮指數(各級壓縮指數分別取1.33,1.372,1.4,1.4)

m—— 膨脹指數(各級膨脹指數分別取1.2,1.25,1.3,1.4)

各級氣體力合力為:

(4)

2.4 動力學優化模型

擺盤活塞式壓縮機主要承受各級氣體力,以各級氣體力的極差值ΔF和合力的最大值ΣFmax為優化目標,采用線性加權的方式構建多目標優化函數F=k1ΣFmax+k2ΔF,考慮到優先使氣體力合力最小,k1取0.6,k2取0.4。以二、三、四級氣缸直徑為優化變量,建立多目標數學模型如下:

minF(d2,d3,d4)

(5)

式中,d2—— 二級缸徑

d3—— 三級缸徑

d4—— 四級缸徑

動力學優化過程為:熱力學設計計算→動力學計算各級氣體力與合力→確定優化目標與優化變量→熱力復算→動力學計算與優選→對比分析優化前后結果。

上述熱力計算和熱力復算各步詳細計算過程參考《容積式壓縮機技術手冊》[14]。

3 結果及討論

3.1 初始設計結果

(6)

式中,εt—— 總壓比

通過熱力學計算,各級氣缸直徑如表1所示。根據熱力學計算結果,進行動力學計算,計算各級氣體力及氣體合力如圖2所示。

表1 各級氣缸直徑Tab.1 Cylinder diameter of each stage

圖2 各級氣體力及氣體合力Fig.2 Gas force of each stage and gas resultant force

由圖2可知,經過熱力學初步計算,壓縮機各級氣體力不均衡,四級氣體力明顯偏大。各級最大氣體力分別為2263, 3132, 2798, 4732 N,其中四級最大氣體力比一級最大氣體力大2469 N。由于四級最大氣體力與其他各級相差過大,氣體合力最大值與波動值也較大。氣體合力最大值為6963 N,合力的極差值為2776 N。綜上分析,需要對熱力學初步計算的結果進行進一步動力學優化。

3.2 復算優化結果

按照正常的熱力學設計方法,對于微型充瓶壓縮機,各級氣體力分配不均衡,因此在熱力計算的基礎上,略微調整各級缸徑,使得各級氣體力更為均衡,總的合力值和波動幅度均降低。根據上述計算結果,各級缸徑調整原則如下:

(1) 為保證不影響吸氣量,一級缸徑保持不變;

(2) 由于四級氣體力明顯高于其余各級,且四級排氣壓力不變,因此降低四級氣體力需減小四級缸徑;同時若提高前三級排氣壓力,則二三級缸徑也需減小;

(3) 考慮到工程加工與結構強度要求,氣缸直徑均取整數,且四級缸徑最小取10 mm。

按照上述原則,每個需調整的缸徑取3個值,重新調整后的各級缸徑共27組,具體如表2所示。

表2 各級缸徑調整結果Tab.2 Cylinder diameter adjustment results at all stages

對上述缸徑調整結果逐一進行熱力復算得到各級級間壓力,然后進行動力學計算得到各級氣體力與合力,按照2.4節所述模型計算優化目標值F,計算得上述27組的優化目標力F如圖3所示。

圖3 調整缸徑后各組動力學優化目標值Fig.3 Dynamic optimization target value of each group after adjusting cylinder diameter

在圖3中,序號1～9的四級缸徑為12 mm,序號10～18的四級缸徑為11 mm,序號19～27的四級缸徑為10 mm。從圖中可知,當四級缸徑為11 mm時, 優化目標值整體偏小, 因此將四級缸徑從13 mm降低至11 mm時動力學最優。在序號10～18中,第16組的優化目標值最低,即該組缸徑組合是動力學最優的。該組各級缸徑分別為97, 48, 23, 11 mm,對應優化目標值為3895 N。

3.3 優化結果與原結果的對比分析

對比分析優化前后的熱力學與動力學結果,如表3所示。優化后壓縮機各級氣體力及合力值,如圖4所示。

表3 優化前后結果對比Tab.3 Comparison of results before and after optimization

圖4 優化后各級氣體力及氣體合力Fig.4 Gas force of each stage and gas resultant force after optimization

從表3和圖4可以看出,通過動力學優化,壓縮機各級氣體力更加均衡,氣體力合力最大值和波動幅度降低,壓縮機指示功率也略有降低。優化后二級缸徑由50 mm減小至48 mm,三級缸徑由24 mm減小至23 mm,四級缸徑由13 mm降低至11 mm。各級缸徑優化后,四級最大氣體力由4732 N降低至3388 N,降低了28.4%;氣體力合力最大值由6963 N降低至5680 N,降低了18.4%;合力的波動幅值由2776 N降低至1218 N,降低了56.1%;指示功率由2574 W降低至2466 W,降低了4.2%。

4 結論

擺盤活塞式微型高壓空壓機在進行設計時,由于其結構尺寸有限,壓縮機各級活塞桿承受比壓較大,需要充分考慮動力平衡特性。本研究在傳統的熱力設計基礎上,通過結合熱力復算與動力計算建立了壓縮機動力學優化設計模型,經過動力學優化設計,壓縮機各級氣體力相比傳統設計更加均衡。氣體力合力最大值降低了18.4%,合力的波動幅值降低了56.1%,指示功率降低了4.2%。