超高壓隔膜壓縮機(jī)熱力工作過(guò)程與動(dòng)力性能研究

楊僑明，王高峰，趙兆瑞

(1.廣東佛燃科技有限公司，廣東 佛山 528244；2.上海理工大學(xué)，上海 200093)

1 引言

在碳中和目標(biāo)下啊，煤炭、石油等傳統(tǒng)化石能源的消費(fèi)比重正在持續(xù)下降，非化石能源的消費(fèi)比重將會(huì)持續(xù)增長(zhǎng)。氫能作為一種高熱值、多來(lái)源、可持續(xù)的二次清潔能源，作為“零碳”能源具有不俗的減碳能力，據(jù)國(guó)際氫能委員會(huì)預(yù)測(cè)，2050年氫能的規(guī)模化應(yīng)用可減排6×109t CO2，為目標(biāo)減排量的20%。是構(gòu)建以可再生能源為主體的多元能源結(jié)構(gòu)的重要載體，其制取、安全致密儲(chǔ)輸和高效利用技術(shù)已成為世界能源技術(shù)變革的重要方向[1]。

氫燃料電池產(chǎn)業(yè)能夠使氫能源用于交通運(yùn)輸，代替?zhèn)鹘y(tǒng)的燃油車，實(shí)現(xiàn)零碳和零顆粒排放[2]。而在氫燃料電池車發(fā)展過(guò)程中，必須要建設(shè)大量的加氫站作為保障性基礎(chǔ)設(shè)施。其中氫氣壓縮機(jī)能夠高效、安全的將氫氣進(jìn)行增壓處理，是加氫站的核心設(shè)備，同時(shí)也是加氫站產(chǎn)生故障的主要因素之一[3]。因此實(shí)現(xiàn)高效、高壓、大排量的可靠氫氣增壓是氫能技術(shù)發(fā)展的重中之重。

然而，截至2021年年底，我國(guó)已建成加氫站255座，氫燃料電池汽車保有量約9315輛，從數(shù)量和分布上都難以滿足碳中和需求。究其原因，不僅由于氫燃料電池中的高壓儲(chǔ)存問(wèn)題，更由于對(duì)高壓氫燃料的供給難度問(wèn)題，使得加氫站的設(shè)計(jì)加工工作步履緩慢，而其中氫氣壓縮機(jī)作為核心部件，難度較大。隔膜式壓縮機(jī)主要依靠活塞擠壓液壓油，從而由液壓油帶動(dòng)金屬膜片，最終依靠金屬膜片完成對(duì)氫氣的壓縮。由于膜腔中壓縮介質(zhì)不與潤(rùn)滑油接觸，且膜片密封性能好[4]，所以隔膜式壓縮機(jī)適合壓縮高純氫氣且氣體無(wú)泄漏，是加氫站建設(shè)的首選機(jī)型。在本文中，對(duì)隔膜式壓縮機(jī)的核心動(dòng)力性能，以及運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中的動(dòng)力性能進(jìn)行分析計(jì)算，并預(yù)測(cè)其應(yīng)用于加氫站工況下的性能優(yōu)化方法，旨在為未來(lái)氫燃料電池汽車的開發(fā)應(yīng)用奠定基礎(chǔ)。

2 系統(tǒng)分析與計(jì)算方法

在常規(guī)加氫站中，分為站外制氫加氫站和站內(nèi)制氫加氫站兩種，分別通過(guò)自身設(shè)備產(chǎn)氫儲(chǔ)氫供氫，或通過(guò)氫氣運(yùn)輸管路或載具運(yùn)氫加氫。而無(wú)論哪種設(shè)備中，均需要通過(guò)氫氣壓縮機(jī)，提供35 MPa以上的供氣壓力，其中區(qū)別主要在于運(yùn)輸或產(chǎn)氫側(cè)壓力的不同。因此，所選設(shè)備需要在較大的吸氣壓力變化范圍內(nèi)，保證高壓氫氣的供給，這非常適合隔膜式壓縮機(jī)的應(yīng)用。

因此，在計(jì)算過(guò)程中，我們選擇45 MPa作為排氣壓力，吸氣壓力在5～20 MPa內(nèi)變化。選擇一款容積流量為6.87 m3/h的隔膜壓縮機(jī)組進(jìn)行預(yù)測(cè)分析，電動(dòng)機(jī)直接驅(qū)動(dòng)，并調(diào)用Nist Refprop 9.1進(jìn)行氫氣熱物性計(jì)算。

2.1 熱力計(jì)算

在熱力計(jì)算中，主要基于所提供的工作狀態(tài)參數(shù)與氫氣熱力學(xué)參數(shù)，基于多方壓縮過(guò)程，計(jì)算在不同實(shí)際過(guò)程中，隔膜壓縮機(jī)的輸氣量、功耗、效率、排氣溫度等參數(shù)，為后續(xù)動(dòng)力計(jì)算提供基礎(chǔ)。

隔膜壓縮機(jī)的壓縮比由方程(1)確定。

(1)

式中ε——壓縮比

p——壓力，MPa

下標(biāo)d和s分別表示排放和吸入

圖1 加氫站設(shè)備流程圖

通過(guò)方程(2)初步計(jì)算氫氣的排氣溫度。

(2)

式中T——溫度，K

κ——絕熱壓縮過(guò)程指數(shù)

體積系數(shù)λV和流量系數(shù)λd分別由方程(3)和(4)確定。

(3)

λd=λVλPλTλl

(4)

式中α——相對(duì)余隙容積

m——膨脹過(guò)程指數(shù)

λP——壓力系數(shù)

λT——溫度系數(shù)

λl——泄漏系數(shù)

進(jìn)氣條件下標(biāo)準(zhǔn)工況的排氣量可以通過(guò)公式(5)求得

(5)

其中下標(biāo)0表示標(biāo)準(zhǔn)工況。

基于排氣量和排氣系數(shù)，通過(guò)公式(6)求得行程容積

(6)

對(duì)于單作用缸，氣缸直徑通過(guò)公式(7)求得

(7)

式中s——?dú)飧仔谐?，m

n——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min

i——同級(jí)氣缸數(shù)

指示功率可以通過(guò)公式(8)求得

(8)

Z1，Z2——公稱吸、排氣狀態(tài)下氣體壓縮性系數(shù)

軸功率通過(guò)公式(9)求得

(9)

式中ηm——壓縮機(jī)機(jī)械功率，%

2.2 動(dòng)力計(jì)算

在動(dòng)力計(jì)算中，主要基于熱力計(jì)算過(guò)程得到的壓力、功耗等參數(shù)，結(jié)合隔膜壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)過(guò)程，分析系統(tǒng)在不同轉(zhuǎn)角、不同工況下的動(dòng)力與轉(zhuǎn)矩隨時(shí)間變化關(guān)系，最終為電機(jī)與壓縮機(jī)穩(wěn)定性分析提供基礎(chǔ)。

圖2表示曲柄連桿機(jī)構(gòu)的幾何關(guān)系。規(guī)定曲柄轉(zhuǎn)角θ的起始位置為外止點(diǎn)位置，即外止點(diǎn)時(shí)θ=0，任意轉(zhuǎn)角θ時(shí)活塞的位移為x，速度為v，加速度為a，由此可得活塞的運(yùn)動(dòng)關(guān)系為

圖2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力矢量圖

(10)

(11)

a=rw2(cosθ+λcos2θ)

(12)

式中r——曲柄半徑，m

l——連桿長(zhǎng)度，m

λ——曲柄半徑與連桿長(zhǎng)度之比

w——曲軸旋轉(zhuǎn)的角速度，rad/s

當(dāng)壓縮機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，主要有以下3種作用力：一是由氣體壓力產(chǎn)生的氣體力；二是曲柄連桿運(yùn)動(dòng)時(shí)的慣性力；三是相對(duì)運(yùn)動(dòng)表面的摩擦力。

氣體力：規(guī)定使活塞桿受拉的氣體力為正，使活塞桿受拉的氣體力為負(fù)。

Fg=∑piApi

(13)

慣性力：慣性力包括往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力，其大小取決于運(yùn)動(dòng)零件的質(zhì)量和加速度。根據(jù)式(12)，可以求得往復(fù)慣性力的計(jì)算公式為

FIS=msw2r(cosθ+λcos2θ)

(14)

式中ms——往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量，kg

旋轉(zhuǎn)慣性力的計(jì)算公式為

FIr=mrrw2

(15)

式中mr——不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，kg

摩擦力：摩擦力包括往復(fù)摩擦力和旋轉(zhuǎn)摩擦力，其大小取決于正壓力和摩擦系數(shù)，并且隨著轉(zhuǎn)角變化。其數(shù)值較氣體力和慣性力要小得多，因此

可以視為定值。通常往復(fù)摩擦力占總摩擦功耗的60%～70%，旋轉(zhuǎn)摩擦力占總摩擦功耗的40%～30%。其計(jì)算公式如下

(16)

(17)

其中Ni——相應(yīng)的指示功率，W

S——活塞行程，m

作用在曲柄銷上的連桿力Fl可分解為垂直于曲柄方向的切向力FT及沿曲柄方向的法向力FR，其計(jì)算公式分別為

FT=Flsin(θ+β)

(18)

FR=Flcos(θ+β)

(19)

3 結(jié)果分析

基于上述模型，在實(shí)際過(guò)程中，部分結(jié)構(gòu)與計(jì)算參數(shù)選擇如表1所示。

表1 隔膜壓縮機(jī)參數(shù)

由圖3所示可以看出，隔膜壓縮機(jī)功耗隨進(jìn)氣壓力的升高而不斷升高，但在低壓力部分升速較快，而在高壓力區(qū)升高較慢。然而，在吸氣壓力升高的過(guò)程中，單位功耗是下降的，主要由于壓比與壓差的降低。但對(duì)比容量變化可以看出，在高吸氣壓力工況下，容積流量大幅上升，這主要是由于吸氣密度上升導(dǎo)致的。而另一方面，隨著壓比的增加，余隙容積引起容積系數(shù)下降，也同樣影響到了系統(tǒng)的性能。

圖3 功耗與輸氣量隨進(jìn)氣壓力的變化

圖4示出了進(jìn)氣壓力為10 MPa，排氣壓力42 MPa時(shí)，排氣溫度隨壓縮機(jī)進(jìn)氣溫度的變化趨勢(shì)。可以看出，排氣溫度都隨進(jìn)氣溫度的增大而增大，這是因?yàn)樵趬罕纫欢ǖ那闆r下，壓縮機(jī)對(duì)氣體的輸入功是相同的，氣體獲得熱量相等，因此隨進(jìn)氣溫度升高，排氣溫度是增加的。在進(jìn)氣溫度差別不大的情況下，壓比較大的工況，氣體受到的壓縮功較大，獲得熱量較多，因此排氣溫度更高。

圖4 排氣溫度隨進(jìn)氣溫度變化曲線

圖5可以看出，隨吸氣壓力的升高，隔膜壓縮機(jī)行程容積利用率有一定程度的提高。在吸氣壓力從5 MPa升高至20 MPa的過(guò)程中，行程容積利用率由70%逐步升高至76%，且在低壓力區(qū)的升高幅度更大。這主要由于壓比對(duì)行程影響所導(dǎo)致，且在余隙容積控制與容積系數(shù)影響方面有更重要的作用。

圖5 行程容積利用率隨吸氣壓力的變化

圖6可看出，單缸活塞力有0～70 kN變化，并在180°轉(zhuǎn)角處達(dá)到最大值并穩(wěn)定?；钊υ谖鼩馑查g有部分反向，而在壓縮和吸氣過(guò)程中大幅降低至0左右。整體來(lái)說(shuō)，活塞力不平衡性較強(qiáng)，最好有對(duì)置配置，以保證電機(jī)的穩(wěn)定運(yùn)行。

圖6 活塞力隨轉(zhuǎn)角變化趨勢(shì)

4 結(jié)論

本文對(duì)隔膜壓縮機(jī)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)與熱力學(xué)分析，不僅對(duì)不同工況下的壓縮機(jī)運(yùn)行特性、輸氣量、功耗、排氣溫度等進(jìn)行分析，且研究了不同轉(zhuǎn)角位置的活塞力大小，并得出以下結(jié)論

(1)輸氣量隨吸氣壓力的上升而快速上升，而功耗上升速度較慢，且在低壓力區(qū)尤其明顯，主要由于吸氣比容變化導(dǎo)致

(2)排氣溫度隨吸氣壓力變化，有4～5 ℃的升高，主要受壓比的影響

(3)活塞力變化強(qiáng)烈，且有反向力作用，由0～70 kN變化，適合有對(duì)置配置平衡活塞力。