饒金強，潘樹林

吸、排氣閥差異化設計提升往復壓縮機排氣量

饒金強1，2，潘樹林1，2

（1. 廣西大學 機械工程學院，廣西 南寧 530004； 2. 廣西石化資源加工與過程強化重點實驗室，廣西 南寧 530004）

闡述了吸、排氣壓力損失簡便計算方法，通過研究往復壓縮機氣量發(fā)現(xiàn)：吸、排氣閥有效通流面積越大，氣流壓力損失越小，排氣量越大。當往復壓縮機吸、排氣閥有效通流面積設置相同時，吸氣平均壓力損失遠大于排氣平均壓力損失，造成吸、排氣平均相對壓力損失和并非最小，因此提出吸、排氣閥差異化設計的方法減小實際壓比，使排氣系數(shù)增大，提升排氣量，推導出排氣量最大時的吸、排氣閥有效通流面積比。實際上，按最佳吸、排氣閥有效通流面積比分配氣閥有效通流面積時，實際壓比最小，排氣溫度也最低，為壓縮機設計提供理論參考依據(jù)，并提出增加排氣量的措施。

往復壓縮機；排氣量；氣閥；壓力損失；排氣溫度

經(jīng)過多年的改進與研究，往復壓縮機運動機構的設計理論及生產(chǎn)制造水平較為成熟，在現(xiàn)有基礎上很難有顯著的提升，因此通過氣閥改造等以改善壓縮機的經(jīng)濟性更節(jié)省成本且易于實現(xiàn)[1]。Bauer等[2]研究了氣閥造成的氣體壓力損失對往復壓縮機經(jīng)濟性的影響，并指出壓縮機設計時應考慮氣閥的余隙容積及氣流阻力損失對壓縮機排氣量的影響。Pizarro-Recabarren等[3]考慮到氣閥在開啟和關閉時的閥黏滯效應，建立了排氣閥與閥座之間環(huán)形潤滑油膜的動力學模型，并得出閥片和閥座之間油量有限時對應初始條件下油膜的厚度。滄州大化TDI有限責任公司的2D5.5-19/12一氧化碳壓縮機[4]為提升排氣量，將一、二級的氣墊閥改為環(huán)狀閥，減小了氣閥全關時彈簧力，使壓力系數(shù)增加，并且在確保氣閥有效通流面積、閥片運動規(guī)律的前提下，減小氣閥本身的余隙容積，增大了容積系數(shù)。

大多數(shù)學者認為吸氣閥對往復壓縮機排氣量影響很大，氣閥部分氣流通道使壓縮機余隙容積變大[6]，吸氣閥全關彈簧力影響壓力系數(shù)[7]，吸氣閥的節(jié)流作用影響溫度系數(shù)[8]，氣閥的氣密性和閥片及時開合情況影響泄漏系數(shù)[9]。實際上，排氣壓力損失影響實際壓比，而壓比影響容積系數(shù)，因此排氣壓力損失也對氣量產(chǎn)生影響。

1 吸、排氣壓力損失對排氣量影響研究

工程應用中，往復壓縮機排氣量計算為：

式中：v—壓縮機氣量，m3；0—壓縮機轉速，r/min；v—容積系數(shù)；p—壓力系數(shù)；T—溫度系數(shù)；l—泄漏系數(shù)。

往復壓縮機轉速提高，導致活塞平均速度增大，影響部件壽命，增大氣流阻力損失，而且存在電機匹配問題，成本較高，經(jīng)濟性較差。往復壓縮機設計時，總希望使用盡可能小的氣缸容積來實現(xiàn)最大的排氣量，因此為了提升排氣量，應盡可能地增大排氣系數(shù)，即最大限度地提高氣缸容積利用程度。

式中：0—排氣系數(shù)。

排氣系數(shù)影響因素繁多且復雜，本文主要研究吸、排氣壓力損失對排氣量的影響。泄漏系數(shù)與氣閥的氣密性有關，壓力系數(shù)與吸氣閥全關彈簧力有關，二者通常與吸、排氣壓力損失關系不大。容積系數(shù)與實際壓比有關，并且隨實際壓比的增大而減小，而吸、排氣壓力損失會引起實際壓比升高，因此吸、排氣壓力損失會造成容積系數(shù)減小。溫度系數(shù)與吸氣閥功耗有關，并且吸氣閥功耗越大，溫度系數(shù)越小，而吸氣閥功耗與吸氣壓力損失有關。溫度系數(shù)為[8]：

式中：s—氣缸內吸氣終了溫度，K；a—氣缸內吸氣終了溫度，K；—絕熱指數(shù)；s—吸氣平均相對壓力損失。

將式（3）代入至消去式（2）得：

觀察式（4）不難得出：排氣系數(shù)0可近似為容積系數(shù)v的二次函數(shù)（吸氣壓力損失極?。捎谖鼩鈮毫p失s遠小于1，當v、p在0~1內取值時，0是v的增函數(shù)，因此為提高排氣系數(shù)，應盡可能增大往復壓縮機容積系數(shù)。容積系數(shù)為：

式中：—相對余隙容積；—理論壓比，K；—膨脹指數(shù)；d—排氣平均相對壓力損失。

2 吸、排氣相對壓力損失簡便計算

吸、排氣過程平均相對壓力損失與氣閥節(jié)流作用強弱有關，計算式為：

式中：—平均相對壓力損失；a—平均閥隙馬赫數(shù)；1、2—分別為氣閥開啟、關閉時對應的活塞位移，m；p、m—分別為活塞瞬時速度和平均速度，m/s。

活塞瞬時速度計算公式為：

式中：—曲柄半徑，m；—曲柄角速度，rad/s；—連桿比；—曲柄轉角rad。

為表述簡明，引入變量：

閥隙平均馬赫數(shù)為：

式中：h—氣缸工作容積，m3；R —氣體常數(shù)，J·(kg·K)-1；v—氣閥有效通流面積，rad。

綜合上述，吸、排氣平均相對壓力損失為：

觀察式（9）不難發(fā)現(xiàn)：若壓縮機結構和工藝參數(shù)確定后，平均相對壓力損失與氣閥有效通流面積的平方成反比，因此增大氣閥有效通流面積可以減小平均相對壓力損失。氣閥有效通流面積與氣閥安裝面積、氣閥結構型式等有關，受限于壓縮機機體大小，氣閥安裝面積不可能無限制的增大，通常可以選用氣閥面積利用系數(shù)高的氣閥類型。若氣流通道呈圓孔狀及條形孔狀布置時，有效通流面積不及呈環(huán)狀或者條狀[10]，因此環(huán)狀閥和網(wǎng)狀閥的氣閥面積利用系數(shù)比舌簧閥、直流閥、菌狀閥大。環(huán)狀閥、網(wǎng)狀閥增加氣閥流道數(shù)和升程可以增加有效通流面積，但氣閥升程越大，閥片和彈簧越容易損壞，而增加流道數(shù)會增大氣閥余隙容積，環(huán)狀閥還存在各環(huán)運動不一致的問題。菌狀閥閥片質量較輕，可采用增加升程來提高有效通流面積，但同樣會降低閥片和彈簧壽命。通常大閥的氣閥面積利用系數(shù)比小閥大[11]，在安裝條件允許時，盡量使用大閥而不是多閥，可增大氣閥有效通流面積。

3 吸、排氣閥差異化設計的應用

往復壓縮機設計時，吸、排氣閥面積通常設置為相同，但是吸氣壓力遠低于排氣壓力，造成吸氣平均相對壓力損失遠大于排氣平均相對壓力損失，使得吸、排氣平均相對壓力損失和并非最小，即排氣系數(shù)不是最大。由前文可知，只有當吸、排氣平均相對壓力損失和最小時，排氣系數(shù)最大，因此吸、排氣閥有效通流面積設置為相同并非最優(yōu)設計。吸、排氣平均相對壓力損失和為：

式中：s、d—吸、排氣溫度，℃；s、d—吸、排氣時的變量，g；—壓縮過程指數(shù)；vs、vd—吸、排氣閥總有效通流面積，m2。

在工藝參數(shù)、往復壓縮機結構及氣閥型式等確定的情況下，根據(jù)式（11）可知，氣閥有效通流面積越大，吸、排氣相對壓力損失和越小，排氣系數(shù)越大。氣閥總安裝面積受限于機體結構，氣閥總有效通流面積有最大極限，因此合理的分配吸、排氣閥有效通流面積比，進而減小吸、排氣相對壓力損失和，可以增大排氣系數(shù)。

上述吸、排氣相對損失和最小值問題可建立以下數(shù)學模型：往復壓縮機其他參數(shù)確定后，在氣閥總有效通流面積即vs、vd的和為定值時，求式（11）的最小值。通過數(shù)學分析，很容易發(fā)現(xiàn)當且僅當式（12）成立時，吸、排氣相對壓力損失和最小。

將式(12)代入式(10)，不難發(fā)現(xiàn)吸、排氣平均相對壓力損失恰好相等。為了使壓縮機的排氣量增大，根據(jù)式(12)可得出，吸氣閥有效通流面積應大于排氣閥有效通流面積，氣閥設計時，可以通過提升吸氣閥升程的方式增加吸氣閥有效通流面積；壓縮機設計時，可以采用吸氣閥比排氣閥略多的方法，提升吸氣閥的安裝面積。

實際壓比不僅影響排氣系數(shù)，還與排氣溫度密切相關。排氣溫度雖然不是往復壓縮機的主要性能指標，但在一些特殊的場合排氣溫度過高可能產(chǎn)生以下危害：活塞環(huán)和氣體密封元件高溫下出現(xiàn)塑性變形，潤滑油黏度下降，性能惡化，輕質餾分迅速揮發(fā)甚至產(chǎn)生積碳，影響壓縮機氣閥和活塞環(huán)密封性能，而且減小了氣閥有效通流面積，嚴重時引發(fā)爆炸等安全事故。實際排氣溫度為：

往復壓縮機設計時，通常采用降低吸氣溫度、加強換熱和分級壓縮的方式減小壓比，降低排氣溫度。吸氣溫度和壓比是工藝參數(shù)，其調整難度較大，加強換熱導致設備增加，使成本增加。觀察式（13）不難發(fā)現(xiàn)，采用式（12）分配吸、排氣閥有效通流面積時，排氣溫度最小，表明吸、排氣閥差異化設計不但可以增加氣量，而且能降低排氣溫度。特定情形下往復壓縮機設計時，若采用吸、排氣閥的差異化設計的方式使排氣溫度在許可范圍內，可避免采用降低吸氣溫度、加強換熱和分級壓縮等成本增加的方式，經(jīng)濟性更好。

4 結 論

吸、排氣壓力損失影響排氣量，通常氣閥有效通流面積越大，吸、排氣壓力損失越小，排氣量越大。通過研究發(fā)現(xiàn)：吸、排氣閥差異化設計可以增加排氣量，推導出最佳吸、排氣閥有效通流面積比，按最佳面積比分配氣閥有效通流面積時，吸、排氣平均壓力損失和最小，實際壓比最小，排氣量最大，排氣溫度最低。增加壓縮機排氣量的措施有：壓縮機設計時，采用大閥而非多閥，采用吸氣閥比排氣閥略多的方式可以提升吸氣閥有效通流面積；氣閥設計時，盡量采用氣閥面積利用系數(shù)高的氣閥類型，壓比較大時，可以適當提升吸氣閥升程。

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Differential Design of Suction and Discharge Valves to Improve Discharge Capacity of Reciprocating Compressor

1,21,2

（1. College of Mechanical Engineering, Guangxi University, Guangxi Nanning 530004, China; 2. Key Laboratory of Guangxi Petrochemical Resource Processing and Process Intensification Technology, Guangxi Nanning 530004, China）

A simple method for calculating the suction and discharge pressure loss was expounded, and discharge capacity of reciprocating compressor was studied. The results showed that, the larger the effective flow area of the suction and discharge valve, the smaller the air pressure loss, the larger the discharge capacity. When the effective flow area of the suction and discharge valves was set the same in reciprocating compressor, the average suction pressure loss was much larger than discharge valves, so the sum of suction and discharge relative pressure loss was not the minimum. Therefore, the differential design method of the suction and discharge valves was proposed to reduce the actual pressure ratio, for increasing the discharge coefficient to improve the inspiration capacity. The ideally effective flow area ratio of suction and discharge valves was deduced. In fact, when the effective flow area ratio of suction and discharge valves was optimal, the actual pressure ratio was the minimum, the discharge temperature was the lowest. At last,some measures to increase the discharge capacity were also proposed.

reciprocating compressor; discharge capacity; valve; pressure loss; discharge temperature

2020-01-05

饒金強（1990-），男，助理工程師，廣西大學碩士研究生在讀，湖北省黃岡市人，2013年畢業(yè)于太原理工大學機械設計制造及其自動化專業(yè)，研究方向：壓縮機及氣閥工作特性。

TH457

A

1004-0935（2020）05-0517-03