一種往復式壓縮機排氣量調節方法與裝置與流程
2023-07-23 17:01:37
本發明涉及一種往復式壓縮機排氣量調節方法與裝置，實現了往復壓縮機排氣流量的無級調節，達到了機組經濟運行的目的。
背景技術：
往復式壓縮機作為一種容積式壓縮機，壓縮機作為工業技術裝備中的關鍵設備，廣泛應用於石油、化工、煉油、採氣、注氣、輸氣等領域。往復壓縮機在許多特定的領域中，都需要進行氣量調節和靈活控制，如進氣量不足、排氣需求降低等，實現優化節能運行和聯機運行。如何使機組運行於生產需要的負荷是企業都要面對的問題，處理不好則會使機組處於低效運行狀態，機組工況改變、大量能源被浪費。
目前調節壓縮機排氣量的方法有：旁路回流調節、變餘隙容積調節、壓開進氣閥調節、變轉速調節。旁路回流調節方式是將經過壓縮的高壓級氣體通過旁路管道引到低壓機入口進行調節，調節方式簡單靈活、安全可靠、操作方便，是常規的氣量調控方法，廣泛應用於各類往復壓縮機。但在該調節方式下壓縮機始終處於滿載工況運行，多餘的氣體由高壓級回流至低壓級被反覆壓縮，造成了大量的能量浪費。
為了實現往復機組排氣量可調，實現機組的節能經濟運行，cn100434695c公開了一種往復式壓縮機餘隙調節方法，該方法在往復式壓縮機的裝配過程中，通過十字頭與活塞杆連接處的調整環之間形成的密封腔的軸向尺寸的改變，調整處於止點位置時活塞與氣缸蓋壁面間的間隙，從而達到調節往復式壓縮機餘隙的目的。cn103291596a公開了一種基於餘隙調節的壓縮機流量調節系統，利用執行電機控制調節氣缸容積變化，改變壓縮機氣缸餘隙容積大小，實現壓縮機流量調節。武漢理工大學提出了活塞往復式壓縮機餘隙調節裝置(cn201225264y)，通過液壓動力系統及控制系統調節餘隙缸容積實現壓縮機排氣量的調節。但採用調節餘隙調節氣量通常只能在蓋側缸加裝調節裝置單側氣量，並且人為增大餘隙容積會導致部分氣體在氣缸中反覆壓縮膨脹無法排出，導致氣體溫度大幅度升高；另外多級壓縮機每級都採用餘隙調節方式會使壓縮機方向角減小，會對壓縮機造成不利影響。
壓開進氣閥調節通過在工作過程中頂開進氣閥實現無級調節排氣量，能夠最大限度的降低耗能，調節效果最優，是目前研究及應用較多的一種調節方式。cn101173658b中公開了一種通過壓縮機加載循環與空載循環間隔分布調節機組排氣量的方法；cn103047123b通過設定參數k及系統響應時間間歇性頂開進氣閥調節氣體流量。這兩種調節方法均為全行程頂開進氣閥調節，即在卸載周期中整個周期全程頂開進氣閥，加載周期中進氣閥正常開閉。該調節方式調節精度與加載和卸載的總周期數相關，通過加大總周期數來增大負荷調節精度，要實現1％的氣量負荷精度需要總周期數增至100，增大了調控時間不利於壓力調節。
另外一種壓開進氣閥調節的方式是在每個壓縮機工作行程的特定時間壓開進氣閥，保持進氣閥開啟直至設定活塞位置時撤銷強制力，進氣閥自動關閉，在原工作循環中增加了一個缸內氣體回流至進氣腔的過程，每個工作行程匯總多餘的氣體回流只壓縮所需要氣量的氣體。基於該調節方式的調節裝置已有所公示：美國專利us5833209及us7331767中公開的調節裝置通過高頻快速響應開關閥打開或切斷液壓動力迴路，控制進氣閥頂開機構動作，實現壓縮機每周期排氣量的調節。該調節裝置調節精度高，節能效果明顯，但需要關鍵核心部件液壓開關閥高頻切換、快速響應，一年的開關次數高達上億次，對閥的性能疲勞壽命要求極高；中國專利cn103244399b通過脈衝信號控制電磁閥驅動壓縮機蓋側和軸側進氣閥的強制開啟時間來實現壓縮機周期氣量調節，調節裝置中同樣需要關鍵的高頻動作電磁閥；cn102937084a中採用由執行電機驅動吸氣閥壓杆軸向移動，吸氣閥壓杆的前端通過壓叉控制控制吸氣閥閥片位置，使吸氣閥按照控制要求延時關閉，實現壓縮機氣量的自動無級調節，該方法在實際操作中存在較大難度且不能有效的實時調整氣量；專利cn1987098a中公開的裝置採用步進電機帶動旋轉液壓分配器產生液壓動力脈衝，驅動頂開機構動作，但其整套裝置結構複雜，維護使用不方便。
另外，中國專利cn102220958a公開了一種調節裝置，通過步進電機帶動旋轉閥片轉動，閥片扇面轉動至閥座扇形流道位置時氣閥關閉，閥片扇形轉動至閥座扇形流道位置時氣閥開啟。該調節方法及裝置很容易造成閥片的磨損，使得閥片壽命大幅度降低。
技術實現要素：
為了克服上述技術的缺點，本發明基於頂開進氣閥調節氣量的基本原理，提供了一種往復式壓縮機無級氣量調節方法與系統，實現氣量0～100％滿量程無級調節，節能效果明顯，結構簡單，無需高頻快速響應閥，不造成閥片磨損，基本適用於所有轉速機組，適用範圍廣。
全周期變力值加載控制的往復式壓縮機無級氣量調節的實現：
1)本方法需要依靠一套調節系統，包括加裝在吸氣閥上的卸荷機構、液壓動力單元、信號採集變送單元、驅動控制器；
2)液壓動力單元由液壓柱塞缸、液壓力控制閥、油泵、隔膜蓄能器、液壓力變送器組成，實現快速升壓—穩定保壓—精確調壓功能；信號採集變送單元由氣體壓力變送器、溫度壓力變送器、安全柵，前置器等組成，實現活塞位移信號採集、氣體壓力信號採集、液壓缸溫度信號採集、液壓力信號採集等；驅動控制器將上位機系統輸送過來的氣體流量負荷信號轉化為每級卸荷機構的加載力，最終轉化為電流信號輸出到液壓力控制閥；
3)全周期變力值加載控制的往復式壓縮機無級氣量調節方法是通過給定持續電流，在壓縮機全周期中持續加載液壓力至液壓柱塞缸，液壓力傳遞途徑為：液壓柱塞缸→卸荷機構→進氣閥閥片，最終在進氣閥閥片上作用一個持續加載的強制外力，通過該強制力影響進氣閥的開啟和關閉時機，進而調節進氣閥開啟時間實現氣量的調節；
4)在無外力強制作用於進氣閥時，壓縮機滿氣量運行，進氣閥為自動啟閉閥。進氣閥開啟關閉均由氣缸內壓力、進氣腔壓力、氣閥彈簧力決定，如圖1所示，膨脹過程中氣缸內壓力pcy逐漸降低，當閥片前後壓差力大於氣閥彈簧力，即pcy≤(ps-δp)-fsp/ap時，式中ap表示進氣閥面積，fsp表示進氣閥閥簧力，δp表示壓力損失，ps表示進氣壓力，氣閥離開閥座向升程限制器運動開始吸氣過程；同理，當活塞反向運動後氣缸容積開始減小，缸內壓力pcy上升，當閥片前後壓差力小於彈簧力時，即pcy≥(ps-δp)-fsp/ap，氣閥關閉開始壓縮過程；
5)進氣閥上加載持續強制力時，進氣閥依然為自動啟閉閥，進氣閥閥片上除了受氣缸內壓力、進氣腔壓力、氣閥彈簧力外，還受到爪式卸荷器強制力作用，如圖2所示，爪式卸荷器通過閥座流道作用在閥片密封環面上。膨脹過程中氣缸內壓力pcy逐漸降低，當閥片前後壓差力與強制力的和大於氣閥彈簧力，即pcyap+fsp≤(ps-δp)(ap-af)+ff時，式中af表示爪式卸荷器作用在閥片上的面積，氣閥離開閥座向升程限制器運動開始吸氣過程，；當活塞反向運動後氣缸容積開始減小，缸內壓力pcy上升，當閥片前後壓差力與強制力的和小於彈簧力時，即pcyap+fsp≥(ps-δp)(ap-af)+ff，氣閥關閉開始壓縮過程；當作用了強制力ff後，使進氣閥關閉需要的氣缸壓力升高，活塞反向後氣缸壓力不足以立即關閉進氣閥，需活塞繼續運動，氣缸容積進一步減小使氣缸內壓力pcy提升至pcy_close後，滿足pcy_close＝[(ps-δp)(ap-af)+ff-fsp]/ap，進氣閥才開始關閉，進氣閥延遲關閉，活塞反向至進氣閥關閉這段時間進氣閥保持開啟，氣體回流至進氣腔內；
6)式pcyap+fsp≥(ps-δp)(ap-af)+ff中進氣壓力ps、壓力損失δp、進氣閥閥簧力fsp均為可測量的定值，強制力ff為外部施加的強制力，力的大小可變，逐漸增大強制力ff大小，進氣閥開始關閉需要的氣缸壓力pcy_close越高，氣閥關閉越滯後，壓縮排出的氣體量越少；通過液壓壓力控制閥及液壓動力單元改變強制力ff大小，可實現壓縮機排氣量的調節，並且強制力ff大小連續變化便能夠實現氣量的全量程無級調節；並且強制力ff大小連續變化便能夠實現氣量的全量程無級調節；當ff持續增大，pcy_maxap+fsp≤(ps-δp)(ap-af)+ff，式中pcy_max表示壓縮過程中氣缸最大氣體壓力，氣缸氣體壓力不足以使進氣閥關閉，整個工作過程中進氣閥均保持開啟，無壓縮過程和排氣過程，機組排氣量為0；
7)獲得壓縮機相關參數，包括：壓縮機轉速ω，進氣閥片質量ms，進氣壓力ps，進氣閥面積ap，爪式卸荷器作用在閥片上的面積af，進氣閥閥簧力fsp，氣缸餘隙容積vcle，氣缸行程容積vstr，曲柄連杆比λ、進氣閥流係數αs，氣體常數r,等熱壓縮係數k，進氣溫度ts；
8)獲取壓縮機調控工藝參數—氣量負荷比η(η∈[0,1])，氣量負荷比根據不同控制模式按照不同的計算公式確定，手動控制模式下氣量負荷比直接輸入獲得；自動模式下由控制器接收實際排氣壓力值、排氣壓力設定值，經過pid運算得到需要的氣量負荷比；
9)獲得氣量負荷比η後，根據公式得到設定氣量負荷比對應的進氣閥延時關閉相位角θr，θr∈[π,2π]，當θ∈[π,θr]時，pcyap+fsp≤(ps-δp)(ap-af)+ff進氣閥保持開啟，1-η的氣體經過進氣閥回流至進氣腔；當θ∈[θr，2π]時，pcyap+fsp＞(ps-δp)(ap-af)+ff進氣閥關閉，剩餘η負荷比的氣體經過壓縮排出；
10)計算獲得了進氣閥延時關閉相位角θr後，採用龍格庫塔數值算法求解進氣閥關閉時的氣缸內壓力；取求解步長為根據進氣閥強制打開氣體回流的微分方程式求解得到進氣閥關閉相位角θr處的氣缸內壓力值式中θ表示相位角，壓比係數氣缸容積
11)根據進氣閥關閉行程時允許的最大速率確定進氣閥閥片運動中的速率變化率結合10)計算得到的進氣閥延時關閉相位角θr處氣缸內壓力值根據式計算出設定負荷下η的強制頂出力ff；強制頂出力由柱塞缸液壓力提供，因此所需持續液壓力pf＝ff/ac，ac表示柱塞缸缸徑；
12)液壓力輸出，通過採用泵—蓄能器穩壓，控制器輸出相應的電流值至比例調壓閥，調節各路作用在柱塞缸上的液壓力pf，同級所有氣缸所有進氣閥執行液壓缸均採用同一路調節閥控制，同級進氣閥上全周期加載卸荷力，調節進氣閥閥片自動延時關閉時間實現調節氣量目的，加載不同大小卸荷力實現不同負荷氣量的調控；
13)與現有的頂開進氣閥調節方法相比，本發明為全周期加載卸荷力無需活塞外止點信號來確定活塞的位置；本發明只需保證在確定負荷下液壓缸保持恆定液壓力即可，無需高頻快速動作的電磁閥；本發明同一級所有進氣閥調節均採用一組調壓閥，實現「一閥帶一級」的簡化配置；本發明是通過進氣閥關閉行程時允許的最大速率確定的液壓卸荷力，保證了進氣閥閥片關閉時的碰撞速率優化提高了進氣閥閥片的使用壽命。
附圖說明
圖1往復壓縮機進氣閥結構及滿負荷工況進氣閥工作原理示意圖
圖2卸荷器強制力頂開吸氣閥氣量調節方式原理圖及進氣閥閥片受力圖
圖3採用全周期變力值加載氣量調節方式計算流程圖
圖4氣量調節系統液壓系統結構示意圖
圖5單級兩缸對稱平衡式往復壓縮機氣量調節系統拓撲圖
圖6採用全周期變力值加載氣量調節系統不同負荷下示功圖
其中
①—液壓液溫計②—網式濾油器③—溫度傳感器④—定量泵⑤—防爆電⑥—單向閥⑦—電接點壓力表⑧—隔膜蓄能器⑨—溢流閥⑩—比例減壓—執行油缸比例溢流閥
15閥座通道16閥座17閥片18彈簧19升程限制器
21進氣緩衝罐22—上位機23—插槽式控制器24—液壓油站25—比例調壓閥26—驅動電機27—排氣緩衝罐28—往復壓縮機29—執行油缸
具體實施方式
以下結合附圖對本發明的原理和實施方式詳細加以描述。
本發明的調節系統由一套專門設計的液壓執行機構和兩套一備一用的冗餘控制系統組成。由液壓動力單元提供液壓驅動力，液壓系統構成圖如圖4所示。液壓單元主供油迴路由油泵—蓄能器保持系統主路壓力穩定，系統主迴路壓力下降至某規定值時，壓力繼電器動作由邏輯切換模塊控制油泵啟動，液壓泵像蓄能器供油；當供油壓力升高至電接點壓力表的調定值時，壓力繼電器動作由邏輯切換模塊控制油泵關閉，由蓄能器保壓。
液壓缸驅動迴路由比例減壓閥、比例溢流閥、單向閥構成，液壓缸伸出時供油壓力由減壓閥保持穩定，液壓缸縮回時壓力由溢流閥保持穩定。調節輸入比例減壓閥和溢流閥的電流，即可使得分支油路無級調壓實現液壓缸不同持續力加載。系統壓力控制閥與執行油缸的配置採用「一閥帶一級」形式，同一級所有進氣閥上加裝的液壓執行油缸的調節均採用同一組調壓閥調節。如圖4所示一級迴路由一組減壓閥和溢流閥調控該級所有驅動油缸液壓力，進而控制該級進氣閥閥片動作。控制器為卡槽式結構，一個卡槽控制器最多輸出8路控制電流信號，驅動8個液壓缸執行動作，可根據實際機組級數、各級進氣閥數選擇配置各級控制器個數。
以一臺單級兩缸對稱平衡式往復壓縮機為例，針對該機組的氣量調節系統拓撲圖見圖5，機組信息如下：
往復壓縮機相關參數如下：
壓縮機轉速ω＝34.8rad/s
進氣閥片質量ms＝0.05kg
進氣壓力ps＝0.1mpa
曲柄連杆比λ＝0.2
氣缸餘隙容積vcle＝1.26e06mm3
氣缸行程容積vstr＝8.83e06mm3
進氣閥閥簧等效剛度7.9n/mm
爪式卸荷器作用在閥片上的面積af＝0.00244m3
液壓缸活塞面積ac＝78mm2
獲取壓縮機調控工藝參數—氣量負荷比η(η∈[0,1])，氣量負荷比根據不同控制模式按照不同的計算公式確定，手動控制模式下氣量負荷比由上位機輸入值確定；自動模式下由控制器接收實際排氣壓力值、排氣壓力設定值，經過pid運算得到需要的氣量負荷比。本實例中分別設定負荷η為1、0.8、0.5、0.2、0，通過全周期加載相應的強制力實現設定負荷的調節。
本實例中機組為一級壓縮，所有進氣閥均採用同一組壓力控制閥調節，多餘不同氣量負荷比η，根據圖3的求解流程圖分別計算出進氣閥延時關閉相位角θr、進氣閥關閉相位角θr處的氣缸內壓力值強制頂出力ff所需持續液壓力pf，如下表所列：
採用本發明全周期變力值加載控制的往復式壓縮機無級氣量調節方法及系統，調節機組不同負荷下的示功圖如圖6所示。可以看出當逐漸增大強制力ff大小，進氣閥關閉需要的氣缸壓力越高，氣閥關閉越滯後，壓縮排出的氣體量越少，示功圖面積越小；通過液壓壓力控制閥及液壓動力單元改變強制力ff大小，可實現壓縮機排氣量的調節，並且強制力ff大小連續變化便能夠實現氣量的全量程無級調節；當ff持續增大至300n後，氣缸氣體壓力不足以使進氣閥關閉，整個工作過程中進氣閥均保持開啟，無壓縮過程和排氣過程，機組排氣量為0。