压缩机气量调节系统液压执行机构性能的研究

曹继来，李颖，吴价，洪伟荣

(浙江大学化工机械研究所，浙江杭州 310027)

0 前言

压缩机作为工业领域的通用机械，在石油、化工、冶金、农机等行业有着广泛应用［1－2］。工业需气量的变化性与压缩机排气量恒定性的差异，会造成管网压力的波动及压缩多余气体的能源浪费。压缩机理想工作状态是其容积流量随实际需气量进行无级调节［3－8］。顶开进气阀的调节方式［6－8］是往复式压缩机比较理想的气量调节方式，节能效果显著。液压传动的快速平稳性及大推力特性［9－10］使得液压执行机构成为目前往复式压缩机气量调节最主要的实现形式。液压执行机构是一种机电液一体化的机构，高速换向阀是整个液压装置的核心元件。高速换向阀实现对液压油路的通断控制，实现在压缩机压气行程开始之前顶开进气阀，气体回流，从而减少压缩不必要气体造成的能源浪费。

采用仿真［11－14］和实验［15］相结合的方法对压缩机气量调节系统液压执行机构进行研究，分析液压系统工况条件改变对执行机构性能的影响，验证基于AMESim的液压执行机构性能仿真的正确性，为液压执行机构的设计优化提供指导。

1 气量调节液压执行机构组成

气量调节系统液压执行机构主要包括控制部分、机械执行部分、监控程序等。控制部分主要包括上位机、下位机和驱动控制器3个子部分，实现对高速换向阀的控制。机械执行机构由液压泵站、高速换向阀、卸荷器液压缸、执行压叉、阀片及供回油管路组成。液压泵站提供的连续液压油经过高速换向阀转变为周期和压力作用时间可调的液压油，作用于卸荷器液压缸，通过执行压叉实现进气阀打开。信号采集单元实现对液压泵站油压、阀片及执行压叉动作的监控。

2 液压执行机构仿真研究

为了实现对液压执行机构的静态和动态性能研究，在AMESim中搭建基于HCD库的液压执行机构仿真模型，如图1所示。采用分段信号和一阶线性环节模拟上位机对高速换向阀的控制信号。液压执行机构工作过程为:上位机发出控制信号驱动高速换向阀进出油路连通，液压泵提供的高压液压油流经高速换向阀，作用在卸荷器液压缸活塞上，克服阀片所受外力，通过执行压叉实现进气阀打开。高速换向阀进出油路截止时，高速换向阀回油通路与卸荷器液压缸连通，卸荷器液压缸内的高压液压油在液压差、弹簧力及气体力的作用下回流，通过回油通路流回到液压泵站。

图1 基于HCD库的液压执行机构仿真模型

2.1 数学模型

(1)蓄能器压力特性分析

蓄能器内气体遵循多变气体状态方程，并假定蓄能器内油液压力和气体压力相同，在绝热状态下气体方程可以表示为:

蓄能器内气体能达到的最大压力可以表示为:

式中:p0为蓄能器内预充压力，MPa;V0为蓄能器内气体初始体积，m3;p为蓄能器内气体压力，MPa;V为蓄能器内气体体积，m3;pmax为蓄能器内气体能达到的最大压力，MPa;patm为大气压力，MPa;k为气体绝热指数。

(2)高速换向阀特性分析

流经高速换向阀的流量连续方程表示为:

式中:Cq为阀口流量系数;Δp为换向阀进出口的压差，MPa;ρ为油液密度，kg/m3;A为阀口通流面积，m2。

(3)卸荷器特性分析

卸荷器模型由液压缸子模型、泄漏摩擦子模型、质量块子模型、弹簧单元和力单元五部分组成，实现对阀片运动及油液泄漏等参数的仿真。

阀片在运动过程中承受卸荷器液压缸活塞端面的液压力、弹簧力及弹簧预紧力，其受力平衡方程为:

活塞的运动速度可以表示为:

式中:p1为卸荷器液压缸活塞端面液压力，MPa;A1为活塞面积，m2;Kf为弹簧刚度，N/m;x为弹簧压缩量，m;F0为弹簧预紧力，N;B为液压缸黏性阻尼系数，N/(m/s);Qc为液压缸供油量，m3/h。

稳态运行时，卸荷器液压油泄漏流量:

式中:ρ(p)为压力为p时液压油密度，kg/m3;μ为绝对黏度;lc为活塞接触段长度，m;cr为直径方向半间隙，m;d为活塞直径，m。

2.2 仿真结果分析

模型仿真参数设置如表1所示。对于转速为480 r/min的压缩机，其工作周期T=0.125 s，换向阀的工作频率与压缩机一致。

表1 模型仿真参数设置

2.2.1 供油压力对阀片运动的影响

图2为不同供油压力下阀片位移曲线。从阀片开启阶段可以看出，随着压力升高，位移曲线斜率增加，即阀片开启速度加快。在供油压力为0.9 MPa时，阀片的最大位移为2.5 mm，未能达到最大位移，且不存在位移保持阶段。当供油压力为1.6 MPa时，阀片运动达到最大位移2.65 mm，出现最大位移的保持阶段。从曲线中可以看出，随着供油压力增大，阀片达到最大位移所需时间减少。在阀片回程阶段，曲线斜率相近，随供油压力增大阀片最大位移保持时间有所增加，阀片回程阶段出现相应时间滞后。

图2 不同供油压力下阀片位移曲线

图3为不同供油压力下阀片的加速度曲线，可以看出，阀片运动是一个变加速运动过程，加速度曲线反映了阀片受力变化情况。阀片开启阶段，液压油瞬间加压使阀片具有很大的正向加速度，之后随着阀片位移的增加，弹簧力增大，加速度不断减小直至为零。加速度反映了油液力与弹簧力的综合变化情况。当高速换向阀换向时，阀片进入回程阶段，主要受弹簧力的作用，故加速度在数值上较阀片开启阶段要小。不同供油压力，加速度曲线变化明显，供油压力升高，阀片运动加速度增大。综合上述可以看出，供油压力选在3.4～4.0 MPa，执行机构能够达到较好的运动性能。

图3 不同供油压力下阀片加速度曲线

2.2.2 节流调速回路对阀片运动的影响

节流阀是利用小孔节流原理工作，进油节流调速回路中，节流阀串联在进油管路。液压系统中，节流阀必需与溢流阀配合使用才能实现其流量控制作用。在进油节流调速回路中，进入液压缸工作腔的流量Qc可以表示为:

式中:QL为节流阀流量，m3/h;Cd为节流阀流量系数;a(x)为节流阀通流面积，m2。

液压缸活塞速度可以表示为:

通过调整节流阀阀口开度在一定范围内的变化，得到活塞运动速度与阀口开度的关系，即速度特性曲线。图4为阀片位移与阀口开度特性曲线，从图中可以看出，节流阀阀口开度的增大，阀片位移曲线斜率增大，阀片运动速度增大。

图4 阀片位移与节流阀阀口开度特性曲线

由于卸荷器液压缸所需流量很小，当节流阀开口大于1.6 mm时，油液可以顺畅的通过节流阀，此时再次增大节流阀开度，阀片运动性能上仅有微小的提升。在节流阀阀口开度变化过程中，如果阀口开度减小到一定程度，流入液压缸的流量将不足以使阀片运动到最大位移，阀片的运动性能将会受到很大影响。

2.2.3 弹簧预紧力对阀片运动的影响

图5为阀片位移－弹簧预紧力变化关系曲线，可以看出，在不同弹簧预紧力的作用下，阀片开启阶段，位移曲线之间仅有微小差别。阀片回程阶段主要受弹簧力作用，不同的弹簧预紧力，阀片运动性能具有较大差异，较大的弹簧预紧力有利于阀片回程运动性能提升。

图5 阀片位移－弹簧预紧力关系曲线

3 仿真与实验对比

图6为液压系统供油压力与阀片位移关系曲线。通过控制供油压力在合理范围内变化，观察供油压力变化对阀片位移的影响。可以看出，实验结果与仿真结果较好吻合，当压力低于0.9 MPa时，阀片位移已不能达到预定目标位移，阀片位移上升速度较小。随着压力的升高，位移曲线斜率增加，即阀片开启速度增大，压力的升高，阀片能达到的最大位移增加，当到达某一压力后，阀片可以达到最大位移，并出现水平曲线的位移保持阶段。

图6 供油压力与阀片位移关系曲线

图7为阀片位移实验值与仿真值对比，结果表明，阀片在开启阶段和回程阶段与仿真结果都能较好的吻合。其中，仿真与实测值的误差主要由于液压缸的泄漏率及摩擦因数设定值与真实值的误差产生。结果表明，所建立的仿真模型是可行有效的，所述的仿真模型可以作为液压执行机构运动性能分析的研究平台。

图7 阀片位移实验值与仿真值曲线

4 结论

通过实验和仿真的方法对压缩机气量调节系统－液压执行机构性能进行研究，实验和仿真结果取得了良好的一致性，仿真方法可以为其他型号的压缩机气量调节系统设计优化提供理论指导。工况条件变化对液压执行机构性能的影响，结论如下:

(1)供油压力对阀片运动影响显著，较大的供油压力有利于提高阀片开启速度，减少阀片开启阶段的耗时。

(2)节流调速回路通过改变进入液压缸的油液流量改变阀片的运行速度，节流阀开口增大阀片运动速度增加。

(3)阀片运动行程较小，增大弹簧预紧力对阀片开启阶段影响较小，对阀片回程阶段运动影响显著。

［1］赵远扬，李连生，束鹏程.压缩机的技术现状及其发展趋势［J］.通用机械，2005(9):36－37.

［2］李缦，邱明杰，曾江.2006年压缩机产品用户调查分析报告［J］.通用机械，2006(11):12－15.

［3］WHITE，K H.Infinitely Variable Capacity Control［C］.Proceeding of the International Compressor Engineering Conference at Purdue.West Lafayette，Indiana，USA:1972:47－51.

［4］ MO S，MENG J，WANG J.Application of HydroCOM installed to Reciprocating Compressor of in Refinery Plant［J］.Compressor Technology，2010(1):6.

［5］HE W，SHEN Y.Application of HydroCOM Step-less Speed Adjustment System in Reciprocating Machine［J］.Process Equipment＆ Piping，2008(5):009.

［6］金江明，洪伟荣，梁萌，等.往复压缩机气量调节方法的研究进展［J］.压缩机技术，2007(4):28－32.

［7］HONG W，JIN J，WU R，et al.Theoretical Analysis and Realization of Stepless Capacity Regulation for Reciprocating Compressors［J］.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers，Part E:Journal of Process Mechanical Engineering，2009，223(4):205－213.

［8］SONG J，HONG W，WU R.Stepless Capacity Regulation in Reciprocating Compressor［J］.Mechanical Engineer，2006(9):45.

［9］王庆丰，李国安，郭振.关于往复压缩机节能途径的探讨［J］.节能技术，2005，23(6):562－564.

［10］许贤良，王传礼.液压传动［M］.北京:国防工业出版社，2006.

［11］张蕊，魏建华，邵威.高速电液执行器的仿真研究［J］.机电工程，2006，23(6):28－29.

［12］田野，李进贤，黄启龙.基于 AMESim的往复活塞泵建模与分析［J］.机械与电子，2013(5):20－23.

［13］朱小晶，权龙，王新中，等.大型矿用正铲液压挖掘机水平推压特性联合仿真［J］.农业机械学报，2011，42(5):30－34.

［14］李胜，宋大凤，曾小华，等.重型卡车轮毂马达液压驱动系统建模与仿真［J］.农业机械学报，2012，43(4):10－14.

［15］张红光，刘昊，李嘉辰，等.快速压缩机试验台架设计与性能试验［J］.农业机械学报，2015，46(4):289－295，350.