多种气量调节模式下往复压缩机连杆小头瓦润滑特性

雷芙常，宋春雨，王 瑶，张进杰，江志农

（北京化工大学 高端机械装备健康监控与自愈化北京市重点实验室，北京 100029）

0 引言

排气量无级调节技术包括了变频调节、余隙容积调节和顶开进气阀调节，其中以顶开进气阀调节应用最为广泛，节能效果也最为突出［1-4］，代表性的应用案例包括：何文丰等［5］在加氢裂化4M80 往复压缩机上应用HydroCOM 气量调节系统，节能效果明显，平均降低功耗1 200 kW 以上，经济效益显著。潘博元［6］对1 台六列对称平衡型天然气压缩机采用HRCS 气量无级调节系统代替了旁路回流调节，达到了降本增效的目的。孙强［7］用BHSCCS 系统实现了全负荷范围内的气量无级调节，每年可节约电费200 万以上。应指出，在往复压缩机实际气量调节过程中，机组气阀、连杆组件故障较为常见。某炼化厂新氢压缩机组在大修后往复压缩机无级气量调节系统出现了气阀无法正常卸荷的故障［8］。大港石化加氢裂化压缩机组增上气量调节系统后多次发生压缩机3 级缸卸荷杆填料磨损故障［9］。压缩机运行过程中轴瓦承受的冲击大，受力多变复杂，极易磨损烧蚀而失效［10-11］。上述故障模式中，以连杆小端轴承故障影响最为严重，易引发十字头销断裂、撞缸、活塞杆断裂等恶性事故。

针对在实际应用中常出现连杆十字头销烧蚀等问题，已有研究人员开展润滑、动力学仿真研究。焦文让等［12］从大型往复式压缩机连杆小头瓦的受力情况和运动特点出发，分析了连杆小头瓦与十字头销之间的润滑特点。何振歧［13］详细分析了6HF/3 大型往复压缩机的连杆与十字头烧蚀故障因素，提出了往复式压缩机设计中考虑反向角问题所遵循的原则。刘军峰分析了往复压缩机连杆小头瓦烧损故障原因，提出通过保证配合间隙、改造小头瓦油槽和提高进油量来解决连杆小头瓦烧损故障［14-17］。应该指出，现有研究多从单一工况考虑，对不同调节方式工况下油膜运动的规律关注较少，故障机理有待深入分析。实际无级气量调节系统工程实施在安装条件、经济成本等约束下，存在单侧气缸调节的需求；同时，随着系统长期运行，双侧调节也会因执行器性能退化造成内外侧调节偏差增大。因此，针对不同调节模式对小头瓦润滑影响开展研究，指导系统工程实施和优化控制，具有重要的意义。

本文建立了压缩机顶开进气阀无级气量调节工作模型，引入了不同调节方式控制参数，仿真模拟不同调节方式下缸内压力变化规律；进一步，建立压缩机多体动力学模型，基于弹性流体动力润滑理论，分析了双侧平衡调节、双侧不平衡调节、单侧调节模式下的连杆小头瓦润滑特性与动力学行为。

1 气量调节模型

正常的压缩机的工作循环包括膨胀、吸气、压缩和排气4 个阶段，进行气量调节时在进气结束后增加回流过程，求解各阶段热力学微分方程即可获得气缸内动态压力。

膨胀过程：

吸气过程：

回流过程：

压缩过程：

排气过程：

进排气阀动力学模型：

压缩机气缸瞬时容积可以表示为曲轴转角θ的函数V（θ）：

气缸存在余隙容积，在活塞运动时余隙中的高压气体会先进行膨胀，膨胀容积为：

式中，V0为余隙容积；ε 为压缩比pd/ps；ke为膨胀系数。

设定回流结束曲轴转角为θbk，则标方排气量可表示为：

式中，p（θbk）为回流结束时气缸内压力，可由回流过程方程（3）求出。

负荷表示为：

联立式（7）～（10）可得负荷和回流结束角度的对应关系φ（θbk）：

其中时间和角度转换关系为θ=πnt/30。

对于单个气缸，提出负荷不平衡参数：

式中，ηh为盖侧负荷；ηc为轴侧负荷。

当Δη=0 时为双侧平衡调节，ηc或ηh=0 时为单侧调节，其他为不平衡调节。

施加到模型上的气体力矢量为：

式中，h，c 为下标，盖侧、轴侧；A 为活塞受力面积；p 为动态压力。

2 仿真模型的建立

2.1 多体动力学模型

以DW-12/2 型往复压缩机为研究对象，其结构参数及工作性能参数见表1。

表1 往复压缩机参数Tab.1 Parameters of reciprocating compressor

用SolidWorks 对其各关键运动部件建立三维实体模型，以x_t 格式导入Recurdyn 软件中，根据各部件之间的运动关系添加对应的约束和运动副，设置材料属性。将十字头销导入ANSYS 中，设置45 钢对应的材料属性，选用Solid185 单元对销进行网格划分。同样衬套设置为巴氏合金进行网格划分，将得到的RFI 文件分别导出并导入到Recurdyn 中，用生成的柔性体替代原来的刚体。将MATLAB 求解的气体力施加到活塞上，最终形成多体动力学模型如图 1 所示。

图1 多体动力学模型Fig.1 Multibody dynamic model

2.2 小头瓦润滑模型

轴颈与轴承之间的相对运动主要有全膜润滑、润滑和粗糙接触3 种模式，因此配合表面存在着流体润滑区和接触区域。在润滑区域，平均雷诺方程考虑了表面形貌对流体润滑的影响，适用于求解混合润滑中的油膜压力分布：

在接触区域，粗糙接触压力计算公式如下：

式中，λ为粗糙表面的峰元密度；χ为峰元曲率半径；E 为综合弹性模量。

通过对油膜压力与接触压力在润滑域上积分，可求得油膜支撑力。

在销和衬套之间建立EHD 模型，参数设置见表2。对油膜计算域进行网格划分并设置油孔。

表2 小头瓦EHD 模型参数Tab.2 EHD model parameter of small head tile

表3 网格无关性验证Tab.3 Grid independence verification

为了在节省计算时间的同时不失准确性，进行油膜网格无关性验证，采用碰磨角为指标，见表3，最终选择第3 组29 700 网格数作为全文的计算用网格。

3 结果分析与讨论

3.1 气量调节模型分析

对实验台压缩机在100%，90%，70%，50%和30% 5 种负荷工况下的动态压力进行数据仿真，并采用公式（16）计算模拟数据与试验数据的误差，平均误差见表4，不同负荷下试验数据与模拟数据平均偏差均在5%以下。可见模型求解结果与试验数据一致性较高，可以开展进一步分析。

表4 平均误差Tab.4 Table of average error

式中，i 为第i 个数据点；N 为数据点总数；sim，exp为下标，分别表示仿真、试验。

3.2 润滑特性分析

分析了双侧平衡调节、双侧不平衡调节、单侧调节3 种模式下的连杆小头瓦润滑特性与动力学行为。提取油膜力，进一步计算得到反向角；提取销和衬套在x 和y 方向的位置数据，二者差值为轴心轨迹，轴心位移大于润滑间隙处即发生刚性接触，其持续时间对应的曲轴转动角度定义为碰磨角。

3.2.1 双侧平衡调节

（1）油膜力。

不同负荷下的油膜力如图2 所示，其变化趋势与理论计算的综合活塞力保持一致。不同负荷时油膜力在B 区域均有明显的冲击，此位置靠近活塞换向点，一方面活塞运动反向时需要克服巨大的惯性力，另一方面内侧气缸完成排气开始进入膨胀过程，外侧气缸完成吸气进入回流或者压缩过程，有气体力的变化，二者的叠加导致了有明显冲击。

图2 不同负荷下油膜力Fig.2 Oil-film force under different loads

图3 不同负荷下十字头销轴心轨迹Fig.3 Orbit of cross head pin under different loads

（2）轴心轨迹。

由图 3 可知，轴心轨迹均呈现为八字形且不同负荷时运动方向一致，在某一固定负荷下呈周期循环。随着负荷的降低，轴心轨迹变化不大，冲击产生对应轴心轨迹尖角或方向变化处，对油膜的稳定造成影响。但发生冲击一侧油膜变薄的同时，在对向形成充足的润滑间隙，润滑油能够进入并带走热量和碎屑，因此对于冲击的影响不能一概而论。碰磨发生前后轴心轨迹复杂，复杂的轴心轨迹增加了油膜的不稳定时间，对小头瓦的润滑带来不利影响。

（3）反向角和碰磨角。

从图4 可以看出，反向角随负荷降低呈现减小趋势，负荷低于70%时反向角呈现多段式，每一段角度持续较小但均满足API 618 规定。微观来看，负荷降低碰磨角变化不大且碰磨发生位置稍有提前。碰磨位置分为两大区域，碰磨a 位置在曲轴转角的75°附近，碰磨b 集中在的273°附近。

图4 不同负荷下碰磨角及反向角Fig.4 Rub impact angle and reverse angle under different loads

碰磨时油膜破裂而且巨大的接触力导致摩擦产生大量的热，对轴瓦磨损严重容易导致烧结，润滑环境恶劣，故碰磨角越小对润滑性能越有利。

3.2.2 双侧不平衡调节

分别以一侧负荷为100%，80%，60%，负荷偏差分别为10%，20%，30%，40%得到不同的仿真数据结果。

（1）盖侧负荷高于轴侧。

如图5 所示，盖侧负荷高于轴侧负荷时，负荷偏差增大，平均碰磨角增加。盖侧负荷较低或负荷偏差较大时，碰磨角变化较大且有增加趋势，而当盖侧负荷较高和负荷偏差较小时，碰磨角基本保持稳定且值较小，有利于油膜的稳定。故轴侧负荷低时，盖侧负荷应尽量保持在较高负荷段，且负荷偏差不宜过大，这样对于十字头销润滑的影响最小。

图5 盖侧负荷高时碰磨角趋势Fig.5 Trend graph of rub impact angle when head side load is high

（2）盖侧负荷低于轴侧。

盖侧负荷低时，不同轴侧负荷以及不同负荷偏差下碰磨角见表5，结合图6 可以得到，随着轴侧负荷升高碰磨角减小，负荷偏差增加时碰磨角有较小程度增加，但总体上碰磨角维持在较小值范围内，与轴侧负荷低相比碰磨角变化相对平缓。

图6 盖侧负荷低时碰磨角趋势Fig.6 Trend graph of rub impact angle when head side load is low

表5 轴侧负荷高时碰磨角Tab.5 Rub impact angle when crank side load is high

3.2.3 单侧调节

单侧调节时的碰磨角和反向角见表6。可见盖侧空载时，碰磨角随负荷降低而增加，反向角在负荷较低时分段增加且第二段反向角减小。轴侧空载时，负荷降低，碰磨角减小，反向角保持不变。结合图7 可知，单侧调节油膜力波动较大，表明油膜的整体稳定性差。

图7 单侧调节油膜力Fig.7 Oil film force of single-side regulation

表6 单侧调节碰磨角和反向角Tab.6 Rub impact angle and reverse angle under single-side regulation

综上所述，单侧调节时盖侧空载负荷较高、轴侧空载负荷较低时油膜状态较好，即盖侧负荷低于轴侧负荷越多，小头瓦的润滑性能越好。

3.2.4 3 种模式的比较

以单缸负荷为50%为例，不同调节方式下的数据见表7。相较于双侧平衡调节，轴侧负荷低于盖侧负荷时，反向角均有不同程度的减小，尤其是单侧调节时减小了超过50%以上。其次不平衡调节的碰磨角增加了11%。盖侧负荷低于轴侧时，碰磨角相差不大，单侧调节反向角减小较为严重，不平衡调节反向角略有增加。

表7 不同调节方式碰磨角和反向角Tab.7 Rub impact angle and reverse angle under different adjustment methods （°）

经比较分析，整体上双侧平衡调节优于不平衡调节、单侧调节，在双侧负荷分配上，盖侧负荷低优于轴侧负荷低。

4 结论

（1）相较于平衡调节，不平衡调节和单侧调节下油膜力的波动增大，对油膜的整体稳定性产生影响。碰磨时油膜破裂且销和衬套的刚体接触加剧了轴瓦磨损。碰磨发生前后轴心轨迹较为复杂，对油膜的稳定成型造成了阻碍。碰磨角准确的反映出十字头销恶劣润滑状态持续时间，是体现轴瓦润滑性能的重要参考指标。

（2）平衡调节时，负荷降低反向角有所减小，但均满足API 618 规定，碰磨角波动在8°以内，可见平衡调节对小头瓦润滑影响不大。相较平衡调节，不平衡调节时碰磨角增加了5%，反向角减小了12%，而单侧调节恶化程度更大，对小头瓦润滑影响较大。

（3）不同的调节方式以及不同的负荷对油膜力、碰磨角、反向角等均产生了一定的影响。应尽量使用平衡调节方式，必要使用不平衡调节时，应避免长时间使用单侧调节，并优先降低盖侧负荷，两侧负荷偏差应尽可能小于40%，以减小对机组的影响。