白福慶，于朋，楊天鑫(沈陽遠(yuǎn)大壓縮機有限公司，遼寧 沈陽 110000)

0 引言

隨著石化工業(yè)的迅猛發(fā)展，往復(fù)活塞式壓縮機大量應(yīng)用于石化、煉廠、天然氣行業(yè)。用戶在選購壓縮機時，總是根據(jù)最大氣量要求進行選擇和設(shè)計，然而在實際工藝運行時，總會有各種原因(如工藝包的調(diào)整或變化)，要求壓縮機改變氣量，實現(xiàn)氣量調(diào)節(jié)，滿足節(jié)能和工藝氣量的變化需求。這就要求在壓縮機選型設(shè)計計算過程中，要考慮壓縮機氣量調(diào)節(jié)的問題和調(diào)節(jié)方式。

一般壓縮機氣量調(diào)節(jié)方式包括氣閥卸荷調(diào)節(jié)、回路調(diào)節(jié)、電機變頻調(diào)節(jié)、氣缸余隙腔調(diào)節(jié)等方式。這些調(diào)節(jié)方式在經(jīng)濟性、可靠性、操作難易、采購和維護成本等方面差異較大，需依據(jù)具體工藝需求合理選擇。氣閥卸荷調(diào)節(jié)方式由于其結(jié)構(gòu)簡單，采購和維護成本低，運行維護方便，且可作為壓縮機卸荷空載啟機之用，廣泛應(yīng)用于需要氣量調(diào)節(jié)功能的中型和大型壓縮機組。氣閥卸荷器在設(shè)計選型時需進行詳細(xì)的分析計算，以保證氣閥卸荷器能夠在工作載荷作用下正常開啟和關(guān)閉，保證壓縮機組運行的安全性、可靠性，不同結(jié)構(gòu)卸荷器其計算方法也有所偏差，本文依據(jù)我司薄膜式氣閥卸荷器結(jié)構(gòu)進行選型設(shè)計計算。

1 薄膜式氣閥卸荷器工作原理和技術(shù)特點

圖1 薄膜式氣閥卸荷裝置

圖2 薄膜式氣閥卸荷器結(jié)構(gòu)簡圖

薄膜式氣閥卸荷器裝置主要由薄膜式氣閥卸荷器和帶壓差的氣閥組件組成，如圖1 所示。氣閥卸荷通常應(yīng)用于雙作用活塞式氣缸上，氣量調(diào)節(jié)一般可分為0%、25%、50%、75%等幾種。卸荷器中膜片2 可以在儀表風(fēng)氣體力作用下，帶動閥桿5 上下往復(fù)移動，結(jié)構(gòu)簡圖如圖2 所示。

1.1 工作原理

當(dāng)壓縮機需要頂開吸氣閥進行氣量調(diào)節(jié)或完全卸荷時，通過壓縮機控制系統(tǒng)控制電磁閥動作，儀表風(fēng)(一般為壓縮空氣)通過儀表風(fēng)接口被引入薄膜式氣缸工作腔1，膜片2 在儀表風(fēng)壓力的作用下發(fā)生變形，并克服卸荷器內(nèi)恢復(fù)彈簧4 的彈簧力以及閥桿5 受到的摩擦力，推動膜片2 和閥桿5 向下運動一定的行程至閥桿與吸氣閥上的卸荷機構(gòu)(氣閥壓叉)接觸，克服壓叉彈簧力后繼續(xù)向下運動使壓叉接觸閥片，并繼續(xù)克服氣閥的彈簧力和氣流在閥片中流通產(chǎn)生的閥損力，強制閥片離開閥座貼合在升程限制器上，進氣閥片不能自行關(guān)閉，進氣通道完全敞開，使氣閥閥片處于開啟狀態(tài)，此時氣流可沿該氣閥通道回流。由于氣體經(jīng)進氣閥片回流，沒有經(jīng)過活塞壓縮提升壓力，無法打開排氣閥，故導(dǎo)致該工作腔容積排量為零，來實現(xiàn)壓縮機該工作腔完全卸荷[1]。

當(dāng)壓縮機不需要進行氣量調(diào)節(jié)時，控制系統(tǒng)控制電磁閥動作，切斷儀表風(fēng)通路，膜片在恢復(fù)彈簧4 的彈簧力作用下帶動膜片2 和閥桿5 歸位，吸氣閥恢復(fù)正常工作狀態(tài)，不再受卸荷器的控制，此時該工作腔重新進入到壓縮排氣正常工作狀態(tài)。

1.2 技術(shù)特點

薄膜式氣閥卸荷器適用于最大進氣壓力16 MPa(G)的壓縮機氣缸，整體采用防腐蝕材料，適合配置在任何工藝流程的壓縮機上。允許的工作溫度范圍-40～170 ℃，儀表風(fēng)壓力范圍0.35～0.80 MPa(G)，閥桿最大行程10 mm。具有結(jié)構(gòu)緊湊、整體重量輕、壽命長、泄漏小、反應(yīng)迅速、運行平穩(wěn)、無噪聲、安裝、維修方便等優(yōu)點，相比老式鑄造殼體活塞結(jié)構(gòu)卸荷器，薄膜式氣閥卸荷器解決了零件銹蝕、泄漏量大、頂桿易卡死等問題。

2 薄膜式氣閥卸荷器受力分析和計算

2.1 膜片向下受力分析和計算

氣閥卸荷器中，如圖3 所示，膜片受到方向向下的力僅為儀表風(fēng)壓力作用在膜片上產(chǎn)生的氣體力，作用力合力為Fdown，單位N。

式中：P1為儀表風(fēng)壓力(MPa)；A1為D1直徑范圍內(nèi)的膜片有效受力面積(mm2)。

圖3 膜片受力分析

2.2 膜片向上受力分析和計算

氣閥卸荷器中，如圖3所示，膜片受到方向向上的力為Fup，單位N。

式中：(1)f1為氣閥卸荷器中恢復(fù)彈簧力(N)。

式中：K1為彈簧剛性系數(shù)(N/mm)；H 為氣閥卸荷器工作時，卸荷器內(nèi)恢復(fù)彈簧總壓縮量(mm)。

(2) f2為氣缸內(nèi)進氣壓力對閥桿向上的力(N)。

式中：P2為氣缸內(nèi)進氣壓力(MPa);A2為閥桿面積(mm2)。

(3) f3為氣閥壓叉內(nèi)壓差彈簧力(N)。

式中：K3彈簧的剛性系數(shù)(N/mm);H3為氣閥卸荷器工作時，氣閥壓差內(nèi)彈簧總壓縮量(mm)。

(4)f4為氣閥彈簧總彈簧力(N)。

式中：Z 為氣閥單閥總彈簧個數(shù)(個)；K4為氣閥彈簧的剛性系數(shù)(N/mm)；H4為氣閥閥片被壓開時，氣閥彈簧總壓縮量(mm)。

(5) f5為大氣壓力對膜片向上的力(N)。

式中：P0為當(dāng)?shù)貥?biāo)準(zhǔn)大氣壓力，一般取0.101 3 MPa(A),根據(jù)壓縮機使用地區(qū)的海拔高度不同，標(biāo)準(zhǔn)大氣壓力也有所不同；A1為D1直徑范圍內(nèi)的膜片有效受力面積(mm2)；A2為閥桿面積(mm2)。

(6) f6為氣體反向流通對閥片產(chǎn)生的向上的力(N)[2]。

當(dāng)氣閥卸荷器工作，閥桿推動壓叉頂開吸氣閥閥片后，閥片與氣閥升程限制器貼合，氣閥處于長期開啟狀態(tài)下，這時氣流通過閥隙進出產(chǎn)生的壓力損失ΔP 為：

式中：k 為絕熱指數(shù);P 為工作壓力;M 為氣體流經(jīng)閥隙時的馬赫數(shù);M 等于閥隙瞬時氣流速度Cv與閥隙處音速Cv的比值。這時氣體流經(jīng)閥片的反作用力為：

式中：AFz 為閥座流通面積(mm2)。

在計算氣體通過閥片作用給閥片的最大反向向上力時,需要用最大壓差ΔPmax 計算。通常，我們假定活塞運動時掃過的氣缸容積等于流經(jīng)氣閥閥隙的氣體容積，即閥隙氣流速度∝活塞速度。根據(jù)壓縮機工作特點，ΔPmax 最大值應(yīng)出現(xiàn)在活塞速度最高時，由于活塞式壓縮機的連桿比λ 值一般在的范圍內(nèi)，通過公式：

活塞平均速度為：

既最高閥隙氣流速度約是平均氣流速度的2.6 倍，因此，在計算f6時，可簡化為：

式中：2.6 為推導(dǎo)出的壓損系數(shù)，Δpcp 為吸氣閥平均壓力損失(kPa)，由氣閥計算書中提供；AFz 為閥座流通面積(mm2)。

至此，氣閥卸荷器膜片有關(guān)受力分析和計算都已討論清楚。

2.3 薄膜式氣閥卸荷器正常工作條件

理論上,薄膜式氣閥卸荷器工作時，即吸氣閥卸荷時，理想狀態(tài)下氣閥卸荷條件為Fdown≥Fup?？紤]到摩擦力、阻力及工藝流程中的各種因素，為能保證閥桿壓開吸氣閥，取安全系數(shù)A 為1.5，即在實際設(shè)計計算中要保證:

一般用戶現(xiàn)場提供的儀表風(fēng)壓力為范圍值，在進行氣閥卸荷器選型計算時，應(yīng)保證在最低儀表風(fēng)壓力時，氣閥卸荷器可正常工作。由于氣閥閥片材質(zhì)、結(jié)構(gòu)等差異，閥片許用最大卸荷力也各不相同，為避免氣閥閥片被壓變形或壓潰，氣閥設(shè)計時廠家均會提供氣閥許用最大卸荷力限值，故需校核在最大儀表風(fēng)壓力時，氣閥卸荷器卸荷力應(yīng)＜?xì)忾y許用最大卸荷力限值。

3 結(jié)語

薄膜式氣閥卸荷器卸荷方式為通過儀表風(fēng)壓力，推動膜片和閥桿，使吸氣閥閥片開啟卸荷，實現(xiàn)氣量的調(diào)節(jié)。其結(jié)構(gòu)簡單、可靠、穩(wěn)定、快速，不產(chǎn)生額外的功率損失，經(jīng)濟性好，在往復(fù)式壓縮機氣缸上有廣泛的應(yīng)用。實踐證明，用這種計算方法設(shè)計或改進后的氣閥卸荷器在實際應(yīng)用中是穩(wěn)妥可靠的，有了可靠的設(shè)計依據(jù)，就能有效的避免氣量調(diào)節(jié)閥壓不開或不能關(guān)閉的問題。而選型錯誤，會導(dǎo)致卸荷器不能正常工作，氣閥無法正常卸荷，或卸荷力過大導(dǎo)致閥片異常損壞。