開式渦旋壓縮機最佳供油流量的模型

張萍 胡雅寧 岳亭龍

摘 要:渦旋壓縮機中的潤滑油就像人體中的血液，供應不足或過量都會影響其運行性能。本文對臥式渦旋壓縮機增壓裝置中的供油回路做了全面分析，根據機械密封的熱負荷的需油量及壓縮機高效運行時壓縮腔中氣體的潤滑油的最佳含量建立了該裝置所需油量的數學模型，由模型可以看出只要裝置中各結構參數及氣體、潤滑油的特性參數確定下來，裝置中各部分所需的油量就可以確定。裝置在運行時可以根據計算的最佳油量通過傳感器來控制各個部分的供油量，使供油系統的油量自動控制得以實現。

關鍵詞:開式渦旋壓縮機供油流量

由于渦旋壓縮機具有特殊的結構和獨特的運行方式，其顯著的特點是摩擦副多，對每個摩擦副進行充分的潤滑是至關重要的，潤滑油不但起到降摩擦、減磨損、減振、降噪等作用，而且工作腔內的潤滑油還冷卻被壓縮氣體，降低氣體的排氣溫度；機械密封中的潤滑油帶走摩擦產生的熱。通常工作腔內的潤滑油的來源有兩個途徑：一是直接向工作腔噴油；二是曲軸箱內的潤滑油經動渦旋底盤與支架體支撐面的間隙流進工作腔。工作腔內潤滑油的數量對渦旋壓縮機整機性能有很大的影響，潤滑油量過多將降低壓縮機的容積效率，增加壓縮耗功，且加重油分離器的負擔，影響排出氣體的質量，因此本文采用壓縮腔內混合氣體的最佳含油量進行計算。

1 天然氣渦旋壓縮機供油量分析

如圖1所示，天然氣渦旋壓縮機中的供油由兩部分組成。其中第一部分用于天然氣增壓裝置中渦旋壓縮機機械密封的冷卻及密封。

第二部分用于潤滑渦旋壓縮機的軸承和動靜渦旋摩擦副，油分器與主軸軸心節點a處的壓力差，在該壓力差的作用下，潤滑油被噴入壓縮腔及主軸節點a處。所以可根據油氣分離器潤滑油出口壓力自動調整噴油量，潤滑油通過分油器進入壓縮機內部，分油器將潤滑油分為二部分，其中一部分從殼體引入，通過主軸流出潤滑各軸承，然后匯集到背壓腔，背壓腔的潤滑油經過動靜渦旋盤間隙進入吸氣側，與氣體混合一起進入壓縮腔，一起被壓縮。另外一部分通過機頭直接輸入吸氣腔與第一部分潤滑油及氣體混合，兩部分潤滑油潤滑動靜渦旋各摩擦副后經渦旋壓縮機排氣口隨氣體一起排出后，進入風冷式換熱器冷卻，經油氣分離器分離后再注入壓縮機內循環使用。

圖1渦旋壓縮機內油路圖

2循環油路的數學模型

2.1 第一部分油量的數學模型

2.1.1雙端面機械密封的結構及密封機理=

雙端面密封指由一對垂直于旋轉軸線的端面在液體壓力和補償機構彈力的作用以及輔助密封的配合下保持貼合并相對滑動而構成防止流體泄露的裝置。他主要的功能是將易泄漏的軸向密封改變為較難泄漏的端面密封。該裝置由動環、靜環、壓緊元件和密封元件組成。其中動環隨機軸一起旋轉，動環和靜環緊密貼合組成密封面，以防止介質泄漏。動環靠密封室內流體的壓力使其端面壓緊在靜環端面上，并在兩環端面上產生適當的比壓和保持一層極薄的液體膜而達到密封的目的。壓緊元件產生壓力，可使壓縮機在不運轉狀態下，也保持端面貼合，保證密封介質不外漏，并防止雜質進入密封端面。密封元件起密封動環與機軸的間隙、靜環與壓蓋的間隙作用，同時彈性元件對壓縮機的振動、沖擊起緩沖作用。

2.1.2動環受力分析

為了簡化計算模型對機械密封做了如下基本假設：

（1)機械密封為軸對稱結構，邊界條件也是軸對稱的，所以，溫度場分布也是軸對稱的；

（2)密封環溫度場是穩態的；

（3)忽略泄漏所帶走的摩擦熱，假定摩擦熱全部由密封環傳遞；

（4)密封環材料以及密封介質的熱物理性能不隨溫度改變；

（5)忽略氣體熱輻射影響。

以動環為研究對象，作用在動環上的力有：背壓腔介質壓力、密封流體壓力、大氣壓力、彈簧比壓、流體膜壓、接觸比壓、動環輔助密封與軸面間的摩擦力、動環組件往復慣性力、離心力F。

動環所受的閉合力為：

F= A+A（+）（1）

式中：A—流體作用面積m；A—機械密封面面積m。在穩定的工況下，摩擦力、往復慣性力F可以忽略不計。

圖2機械密封受力分析

接觸比壓、平均膜壓的計算：（2）

(3)

式中:A一背壓和大氣作用的面積m； A=； (4)

D機械密封面的內徑，m； Db—軸徑，m；

R—機械密封面內半徑，m； R—機械密封面外半徑，m；

2.1.3機械密封摩擦副工作時的性能參數

機械密封摩擦副性能參數表征密封面實際工作狀態，端面的發熱量和摩擦功耗與其成正比，其值必須小于許用值。即

(5)

式中：n—壓縮機的工作轉速，r/min；D2—機械密封面外徑，m；

D1—機械密封面內徑，m；

v—密封的平均線速度，m/s。

2.1.4機械密封端面溫度

考慮端面摩擦熱和通過導熱方式沿軸向導出的摩擦熱為

(6)

式中：f為摩擦系數；、分別為動、靜環材料的導熱系數；為散熱系數；b為密封面的寬度，m。

2.1.5雙端面機械密封潤滑油流量模型

在雙端面機械密封處會產生大量的熱，如果這些熱不被及時地排除，在密封端面經常會出現熱裂、變形等情況，因此要用潤滑油將該處摩擦副中產生的熱量及時帶走，即摩擦副產生多少熱量，就需要相應量的潤滑油帶走多少熱量。密封腔內的熱量主要來源有：密封面摩擦產生的熱量；旋轉的密封件與流體攪拌產生的熱量；軸承側傳入的熱量。即

(7)

密封腔內的熱量Q主要來源有：密封面摩擦產生的熱量Q1；旋轉的密封件與流體攪拌產生的熱量Q2；軸承側傳入的熱量Q3。轉速較低時，Q2、Q3可以忽略不計。本文采用摩擦傳熱法計算Q1，即

(8)

式中:A—密封面面積，m.

式(7)就可簡化為

（9）圖3第二循環油路流量分配圖

由以上的計算可得

(10)

由以上計算得當機械密封的材料、結構、電機轉速及兩側氣體的壓力一定時。機械密封結構中的潤滑油為恒定流動，各個參數為定值，可以根據以上的計算過程計算出機械密封所需的油量。

2.2 第二循環油量用于潤滑渦旋壓縮機的軸承和動靜渦旋摩擦副

圖3中3×G0是向機頭噴油量，G1向主軸供油量，G2是主軸承流量，G3是副軸承流量，G4吸入氣體的含油量。渦旋壓縮機潤滑油第二循環流程由二個部分組成：1）一部分潤滑油直接油機頭送進吸氣腔，跟混合氣體混合2）第二部分潤滑油通過曲軸中心孔，流經各滑動軸承，然后匯集到背壓腔，背壓腔中的潤滑油經過動、靜渦旋盤端面間隙進入吸氣側，與機頭加入的潤滑油、氣體混合后進入壓縮腔。

2.2.1通過動、靜渦旋盤端面間隙的泄漏量為G1

通過動、靜渦旋盤端面間隙的泄漏量為G1

（11)

式中 ξ—混合氣體中潤滑油的含油率 ;δ—動、靜渦旋盤端面間隙高度;

ρ—混合氣體的密度; μ—混合氣體的粘度;

p—吸氣壓力;R—靜渦旋盤內緣當量半徑;

R—動渦旋盤外緣當量半徑.

由機頭噴入的油量為:3G0

2.2.2潤滑系統最佳潤滑油量分析

在潤滑系統中,一方面為了潤滑油循環利用,潤滑油必須與排出氣體經過冷卻器冷卻后再通過分離器分離后進行再循環,另一方面,在壓縮過程中,潤滑油形成油膜,阻止氣體泄漏,并使氣體得到冷卻,結果導致氣體壓縮功降低,提高整機效率.含油率過大、過小都對渦旋壓縮機性能不利.因此,必存在一個最佳含油率值。

壓縮腔氣體中含油率ξ為:

ξ= = （12)

式中 Gq —天然氣的質量流量。

渦旋壓縮機的主要性能指標是容積效率和機械效率,當壓縮腔氣體中的含油率處于5%~10%時，渦旋壓縮機處于高效區【2】。所以，在此范圍選取適宜含油率，可使渦旋壓縮機獲得較高的容積效率和機械效率。由以上分析可得最佳潤滑油流量G4為

G4=Gq （13）

（14）

2.2.3 通過滑動軸承的潤滑油流量

通過主軸中心孔的潤滑油質量流量G1為

G1=（15）

取油氣分離器液面為基準面，由伯努利方程可得分支點a壓力為：

（16）式中 H—a分支點與油池液面的垂直距離； P－排氣壓力；u－油氣分離器液面流速；

u－曲軸中心孔潤滑油流速；－潤滑油密度；

g－重力加速度。∑h潤滑油從油池到分支點a流動阻力損失

通過滑動軸承的潤滑油質量流量G2、G3為：

=（17）

= （18）

式中： ,－滑動軸承Ⅰ,Ⅱ內徑; μ－潤滑油粘度；

－背壓腔壓力； 、 －滑動軸承Ⅰ,Ⅱ與軸的間隙；

、－滑動軸承Ⅰ,Ⅱ的寬度；、－潤滑油通過滑動軸承Ⅰ,Ⅱ的流速。

由圖3可知

G1=G2+G3

由伯努利方程可推知背壓腔壓力為

（19）

式中H—背壓腔內潤滑油液面與油分器液面的垂直距離；

u—油分器液面流速；u 背壓腔內潤滑油液面流速；

-潤滑油從油分器到背壓腔流動阻力損失。

由于油分器和背壓腔液面遠大于曲軸中心孔截面，可認為u0,u0,則

p=P-（20）

流動阻力損失由二部分組成，即

=+或=+（21）

其中，，分別為潤滑油通過滑動軸承的流動阻力損失。

各部分的阻力系數，其值由該部分結構尺寸確定。

從而得出

+） （25）或

+） （26）

渦旋壓縮機的背壓腔貯存氣體平衡動渦旋盤所受氣體軸向力，這種平衡不僅要保證動渦旋盤與靜渦旋盤在壓縮過程中不發生分離，防止氣體徑向泄漏，而且還要保證兩渦旋盤接觸面上作用力不致過大，避免動、靜渦旋盤端面產生較大的摩擦、磨損，降低機械效率，所以背壓腔氣體壓力的穩定性是至關重要的。在設計渦旋壓縮機時，根據動渦旋盤所受氣體軸向力來確定背壓腔氣體壓力。由于背壓腔與潤滑系統聯通，只有合理匹配潤滑系統的結構參數，才能保證背壓腔氣體壓力的穩定[1]。當渦旋壓縮機結構參數給定時，可以根據以上式子算出 G2 、G3兩個流量。

3結論

開式渦旋壓縮機增壓裝置中的渦旋壓縮機存在各種摩擦副，適量的潤滑油不僅可以降低功耗，而且還起到降溫的作用。本文根據渦旋壓縮機壓縮腔氣體的最佳含油量建立了控制油量的模型，對機械密封按其熱負荷確定了潤滑油的流量。此結果為實現油量自動控制的設計提供了一定的理論依據。

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