何志龍，韓耀祥，郭 旭

（西安交通大學(xué)，西安 710049）

0 引言

活塞壓縮機(jī)由于其寬廣的工作范圍被廣泛應(yīng)用在各種場(chǎng)合，但是由于其自身結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，存在機(jī)器笨重，占地面積大，易損件多，吸排氣間斷，振動(dòng)大等問(wèn)題，因此在研究其新型結(jié)構(gòu)上還有較大的進(jìn)步空間。

國(guó)內(nèi)不少學(xué)者對(duì)新型活塞壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)做出了一定的研究。李玉斌等［1］詳細(xì)介紹了一種新型無(wú)連桿活塞式壓縮機(jī)——十字滑塊壓縮機(jī)的工作原理以及應(yīng)用現(xiàn)狀。吳維賢［2］設(shè)計(jì)了一種氣閥安裝在活塞上的VIP壓縮機(jī)，使壓縮機(jī)的重量?jī)H為傳統(tǒng)壓縮機(jī)的20%～30%。蔣華等［3］提出了一種凸輪驅(qū)動(dòng)的往復(fù)式活塞壓縮機(jī)，采用帶2個(gè)休止角段的凸輪驅(qū)動(dòng)活塞，可適用于高速運(yùn)轉(zhuǎn)的工況。耿愛(ài)農(nóng)等［4］提出了一種新型的搖擺式無(wú)油潤(rùn)滑空氣壓縮機(jī)，在省去吸氣閥的基礎(chǔ)上，利用活塞搖擺運(yùn)動(dòng)時(shí)與氣缸形成的側(cè)隙構(gòu)成進(jìn)氣通道，將曲軸箱作為進(jìn)氣消聲室，降低了運(yùn)行噪聲。耿葵花等［5］提出了一種新型的擺桿約束往復(fù)活塞無(wú)油潤(rùn)滑空氣壓縮機(jī)，在傳統(tǒng)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的基礎(chǔ)上增設(shè)一個(gè)擺桿機(jī)構(gòu)，以此約束連桿和活塞以近乎直線往復(fù)的方式進(jìn)行工作，從而降低活塞及密封環(huán)對(duì)氣缸的側(cè)壓力與敲擊強(qiáng)度。干練等［6］對(duì)新型活塞壓縮機(jī)蚌線結(jié)構(gòu)進(jìn)行了動(dòng)力分析，得出該結(jié)構(gòu)只存在一階慣性力的重要結(jié)論。付景順等［7］對(duì)一種應(yīng)用在LNG燃料動(dòng)力船上的新型立式對(duì)動(dòng)平衡式壓縮機(jī)進(jìn)行了動(dòng)力分析，為該型號(hào)壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)制造提供了參考。

國(guó)外學(xué)者也不乏對(duì)新型往復(fù)活塞壓縮機(jī)的研究。HEIDARI等［8］提出了一種應(yīng)用于壓縮空氣儲(chǔ)能系統(tǒng)中的新型翅片式往復(fù)壓縮機(jī)，該壓縮機(jī)包括2種不同直徑的同心環(huán)形翅片，通過(guò)2個(gè)翅片中形成的密封空間組成壓縮腔。研究表明，該壓縮機(jī)較傳統(tǒng)活塞壓縮機(jī)提高了近50%的效率。LIANG等［9］提出了一種新型無(wú)油直線壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)，通過(guò)與傳統(tǒng)的活塞壓縮機(jī)比較，得出在低功率下，該壓縮機(jī)較傳統(tǒng)壓縮機(jī)有更高的電機(jī)效率的結(jié)論。KHAITAN等［10］研究了一種新型儲(chǔ)氫用往復(fù)活塞壓縮機(jī)，運(yùn)行過(guò)程中機(jī)身可以得到有效的冷卻，壓縮過(guò)程更加接近等溫壓縮。

雖然目前很多學(xué)者對(duì)活塞壓縮機(jī)進(jìn)行了創(chuàng)新設(shè)計(jì)，但研究大多數(shù)集中在如何提高壓縮機(jī)效率，忽略了往復(fù)壓縮機(jī)動(dòng)力性能對(duì)于壓縮機(jī)耐久性以及穩(wěn)定性的影響。在根據(jù)HOFBAUER等［11-12］提出的應(yīng)用在內(nèi)燃機(jī)上的OPOC結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，本文創(chuàng)新性地提出了一種新型雙對(duì)置的活塞壓縮機(jī)機(jī)構(gòu)。該新型壓縮機(jī)有2個(gè)位于曲軸兩側(cè)的氣缸，氣缸沒(méi)有氣缸蓋等結(jié)構(gòu)，每個(gè)氣缸內(nèi)部有2個(gè)相對(duì)的活塞，內(nèi)部活塞通過(guò)一根內(nèi)連桿連接，外部活塞通過(guò)外部2根完全對(duì)稱(chēng)的外部連桿連接。這種布局使該壓縮機(jī)可以通過(guò)2個(gè)氣缸完成傳統(tǒng)壓縮機(jī)4個(gè)氣缸才能完成的任務(wù)。

本文詳細(xì)介紹了該壓縮機(jī)的工作原理，并根據(jù)設(shè)計(jì)工況對(duì)其進(jìn)行了熱力和動(dòng)力計(jì)算，為后續(xù)該機(jī)型的研究提供了理論基礎(chǔ)。計(jì)算結(jié)果表明，該壓縮機(jī)有良好的力學(xué)性能，具有重量輕、振動(dòng)小等優(yōu)點(diǎn)。

1 雙對(duì)置活塞壓縮機(jī)工作原理與熱力計(jì)算

1.1 工作原理

傳統(tǒng)的活塞壓縮機(jī)的工作腔由氣缸、活塞以及氣缸蓋密封形成，曲柄連桿機(jī)構(gòu)將曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為活塞在氣缸內(nèi)部的往復(fù)運(yùn)動(dòng)來(lái)完成吸氣、壓縮、排氣過(guò)程。根據(jù)氣缸布置位置的不同，傳統(tǒng)活塞壓縮機(jī)可以分為對(duì)動(dòng)型、對(duì)置型、V型、W型等。本文提出的新型雙對(duì)置活塞壓縮機(jī)將2個(gè)氣缸分別布置在氣缸的兩側(cè)，每個(gè)氣缸內(nèi)又由2個(gè)活塞與氣缸壁形成密封腔體，完成工作過(guò)程，其基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 新型雙對(duì)置活塞壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)示意Fig.1 Schematic structural diagram of new type double opposed piston compressor

從圖1可以看到，該結(jié)構(gòu)在曲軸兩側(cè)布置有2個(gè)氣缸，每個(gè)氣缸中相對(duì)布置有內(nèi)活塞、外活塞，在內(nèi)外活塞中間氣缸壁上設(shè)有吸、排氣閥，控制壓縮機(jī)的吸排氣過(guò)程。每個(gè)內(nèi)活塞由連接在大曲拐半徑上的內(nèi)連桿連接，每個(gè)外活塞由2個(gè)連接在小曲拐半徑上的外連桿連接，曲柄連桿機(jī)構(gòu)帶動(dòng)內(nèi)、外活塞在氣缸內(nèi)做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

當(dāng)左氣缸吸氣閥打開(kāi)時(shí)，左工作腔處于吸氣狀態(tài)，左缸內(nèi)、外活塞由內(nèi)止點(diǎn)向外止點(diǎn)相背運(yùn)動(dòng)，同時(shí)，右缸內(nèi)、外活塞由外止點(diǎn)向內(nèi)止點(diǎn)相向運(yùn)動(dòng)；左工作腔吸氣過(guò)程完成時(shí)，左缸內(nèi)、外活塞到達(dá)外止點(diǎn)，此時(shí)，右缸內(nèi)、外活塞到達(dá)內(nèi)止點(diǎn)，完成壓縮、排氣過(guò)程；當(dāng)左缸內(nèi)、外活塞由外止點(diǎn)向內(nèi)止點(diǎn)相對(duì)運(yùn)行進(jìn)行壓縮、排氣過(guò)程時(shí)，右缸內(nèi)、外活塞由內(nèi)止點(diǎn)向外止點(diǎn)相背運(yùn)動(dòng)進(jìn)行吸氣過(guò)程。因此，曲軸旋轉(zhuǎn)一圈，左右兩氣缸各自完成一個(gè)工作過(guò)程，由于每個(gè)缸內(nèi)有2個(gè)活塞，所以雙對(duì)置結(jié)構(gòu)的一個(gè)工作過(guò)程相當(dāng)于傳統(tǒng)活塞壓縮機(jī)4個(gè)單作用氣缸工作過(guò)程［13-14］。

1.2 熱力計(jì)算

本文提出的新型雙對(duì)置活塞壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)基本工況見(jiàn)表1。

表1 雙對(duì)置活塞壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)工況Tab.1 Design condition of double opposed piston compressor

由排氣量的概念可知，氣體從第一級(jí)吸進(jìn)到最終排出，如果中途沒(méi)有任何的氣量損失，則壓縮機(jī)的排氣量應(yīng)等于進(jìn)氣量。而在實(shí)際過(guò)程中，因?yàn)榇嬖谛孤?，一轉(zhuǎn)中排出的氣量會(huì)少于吸入的氣量，即：

式中 Vd——排氣量，m3；

Vs——進(jìn)氣量，m3；

λl——泄漏系數(shù)。

進(jìn)氣量Vs與行程容積Vh之間存在以下關(guān)系：

式中λv——容積系數(shù)；

λp——壓力系數(shù)；

λT——溫度系數(shù)。

當(dāng)轉(zhuǎn)速為n時(shí)，壓縮機(jī)總的排氣量Q0為：

根據(jù)式（1）～（3），可得壓縮機(jī)氣缸行程容積Vh。

活塞行程S可由下式計(jì)算：

式中 vm——活塞平均速度，m/s。

由此可以得到氣缸直徑D為：

式中 z ——同級(jí)汽缸數(shù)。

上文中所有系數(shù)以及活塞平均速度的選取均參考文獻(xiàn)［15］所得。最終將得到的活塞行程S與氣缸直徑D圓整之后，再對(duì)排氣量Q0等參數(shù)進(jìn)行復(fù)算。

2 動(dòng)力分析

2.1 模型簡(jiǎn)化

為了便于分析，用圖2所示的曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖來(lái)代替真實(shí)的壓縮機(jī)工作情況，圖中OA代表大曲柄半徑，OB代表小曲柄半徑，由于該機(jī)構(gòu)2個(gè)小曲柄具有完全相同的工作過(guò)程，故可以將其簡(jiǎn)化為一個(gè)；AC，AD分別代表左右2個(gè)活塞內(nèi)連桿；同理，每側(cè)的2個(gè)長(zhǎng)連桿有著相同的工作過(guò)程，可以將其簡(jiǎn)化為一個(gè)，左邊連桿用EB指代，右側(cè)連桿用BF指代。

圖2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)示意Fig.2 Schematic diagram of crank - connecting rod mechanism

根據(jù)該結(jié)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)特性，在運(yùn)動(dòng)到內(nèi)、外止點(diǎn)位置時(shí)，曲柄連桿機(jī)構(gòu)擁有以下關(guān)系：

式中 l1，l2——內(nèi)、外連桿長(zhǎng)度，m；

r1，r2——長(zhǎng)、短曲柄半徑，m。

連桿直徑根據(jù)文獻(xiàn)查閱取得d=0.02 m，選取材料為鋼，估算出長(zhǎng)、短連桿質(zhì)量為m1，m2，估算出活塞質(zhì)量為mp。

為了求得曲柄連桿的往復(fù)質(zhì)量，需要根據(jù)質(zhì)量守恒定律將曲柄連桿質(zhì)量轉(zhuǎn)化，使其在動(dòng)力特性上保持不變。根據(jù)文獻(xiàn)［15］最終可得：

式中 ms1，ms2——外連桿、內(nèi)連桿往復(fù)質(zhì)量，kg。

2.2 力學(xué)分析

以左邊氣缸為例，忽略流程損失等因素，缸內(nèi)壓力指示如圖3所示。

圖3 氣缸壓力指示Fig.3 Indication diagram of cylinder pressure

活塞壓縮機(jī)摩擦力分為往復(fù)摩擦力與旋轉(zhuǎn)摩擦力，其中往復(fù)摩擦力Ff為：

3 結(jié)果分析

參照上文中新型雙對(duì)置活塞壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)和工況參數(shù)，利用數(shù)值計(jì)算方法編寫(xiě)程序求解方程，得到熱力計(jì)算以及動(dòng)力計(jì)算的結(jié)果。

表2為該新型壓縮機(jī)熱力計(jì)算的結(jié)果。根據(jù)設(shè)計(jì)工況可以求得氣缸直徑、活塞行程等參數(shù)，為動(dòng)力分析奠定了基礎(chǔ)。

表2 熱力計(jì)算參數(shù)Tab.2 Thermodynamic calculation parameters m

左、右氣缸內(nèi)兩活塞的氣體力與活塞行程關(guān)系如圖4所示。從圖可知，氣體力的最大值約為4 000 N，左、右缸內(nèi)氣體力皆有良好的對(duì)稱(chēng)性，可以完全平衡。此外，從圖中還可以看出，當(dāng)左缸內(nèi)、外側(cè)氣體力約等于0時(shí)，左缸內(nèi)處于吸氣狀態(tài)，此時(shí)右邊氣缸內(nèi)氣體力由0到最大值又趨于0，說(shuō)明右邊氣缸處于壓縮、排氣狀態(tài)因此，圖中所示過(guò)程與前文描述中的工作過(guò)程完全相同，反映了計(jì)算的合理性和準(zhǔn)確性。

圖4 氣體力示意Fig.4 Schematic diagram of gas force

圖5，6分別示出了該壓縮機(jī)左右氣缸內(nèi)一階、二階往復(fù)慣性力與曲軸旋轉(zhuǎn)角度的關(guān)系。從圖5中可以看出，左右氣缸內(nèi)的內(nèi)活塞受到的最大一階慣性力為1 250 N左右，外活塞受到的最大一階慣性力為500 N左右，但左右氣缸內(nèi)的內(nèi)、外活塞受到的一階慣性力可以完全平衡掉，即一階慣性力的總和為0。由圖6可知，左右氣缸內(nèi)的內(nèi)、外活塞所受的二階慣性力線完全重合，即二者受到的二階慣性力相同。內(nèi)活塞受到最大二階慣性力為400 N左右，外活塞受到的最大二階慣性力為50 N左右，遠(yuǎn)小于其所受到的一階慣性力。因此盡管其二階慣性力沒(méi)有得到平衡，但從總慣性力來(lái)看，該壓縮機(jī)具有良好的力學(xué)性能。

圖5 一階慣性力示意Fig.5 Schematic diagram of first-order inertial force

圖6 二階慣性力示意Fig.6 Schematic diagram of second-order inertial force

圖7，8分別示出了該壓縮機(jī)的往復(fù)摩擦力和旋轉(zhuǎn)摩擦力。在運(yùn)行過(guò)程中可以將其摩擦力視為定值。從圖可知，該壓縮機(jī)摩擦相對(duì)較小，其中往復(fù)摩擦力為118.6 N，旋轉(zhuǎn)摩擦力為37.5 N。

圖9示出了左、右氣缸內(nèi)各活塞所受的活塞力，活塞力由氣體力、慣性力與往復(fù)摩擦力之和組成。從圖中可以看出，由于二階慣性力的不完全平衡，和摩擦力的影響，活塞力沒(méi)有完全對(duì)稱(chēng)，總的偏移量為二階慣性力的大小。但是總的來(lái)看，（相較同排量的傳統(tǒng)活塞壓縮機(jī)而言），其仍然有著較好的力學(xué)性能。根據(jù)活塞力計(jì)算得到壓縮機(jī)的法向力和切向力，如圖10，11所示。法向力作用在曲柄銷(xiāo)和主軸承上，造成了軸與軸承間的摩擦，摩擦功的損失影響了軸承的承載能力。從圖10中可以看出，該壓縮機(jī)的法向力有著良好的平衡能力，對(duì)軸承損傷影響較??；壓縮機(jī)總切向力可以表征出能量的消耗，其分布的均勻性與總體設(shè)計(jì)有關(guān)。如果活塞在相向和相背運(yùn)動(dòng)過(guò)程中所消耗的功大小相等，則切向力曲線就較為均勻，能量變化值相對(duì)較小。從圖11中可以看出，該壓縮機(jī)總切向力分布比較均勻，波動(dòng)較小。因此該壓縮機(jī)在運(yùn)行中能量變化較小，運(yùn)動(dòng)比較平穩(wěn)，振動(dòng)較小。

圖9 活塞力示意Fig.9 Schematic diagram of piston force

圖10 法向力示意Fig.10 Schematic diagram of normal force

圖11 切向力示意Fig.11 Schematic diagram of tangential force

4 結(jié)論

（1）相比于現(xiàn)有的活塞壓縮機(jī)，本文提出的新型壓縮機(jī)在總體結(jié)構(gòu)上有獨(dú)特的優(yōu)勢(shì)。其沒(méi)有曲軸箱、汽缸蓋等結(jié)構(gòu)，僅通過(guò)一根曲軸連接6根連桿、4個(gè)活塞和2個(gè)氣缸。相比于傳統(tǒng)活塞壓縮機(jī)，該壓縮機(jī)通過(guò)簡(jiǎn)化布局和減少零部件，降低了質(zhì)量和體積，提高了空間利用率和使用效率，具有良好的使用性能。

（2）該雙對(duì)置結(jié)構(gòu)有著良好的平衡性能。此形式的壓縮機(jī)的一階往復(fù)慣性力左右兩側(cè)完全平衡，二階往復(fù)慣性力在本設(shè)計(jì)中雖然沒(méi)有得到平衡，但數(shù)值較小，總的活塞力基本可以平衡。

（3）該壓縮機(jī)總切向力分布均勻，波動(dòng)較小，因此，可以預(yù)測(cè)該壓縮機(jī)在運(yùn)行中噪聲較小，振動(dòng)小，運(yùn)行比較平穩(wěn)。