往復壓縮機支承環設計

摘 要：對往復壓縮機活塞支承環尺寸的計算方法進行了探討。

關鍵詞：活塞支承環；尺寸計算

Abstract：Discussion of the method for calculating the dimension of piston rider ring of reciprocating compressor.

Key words：piston rider ring；dimension calculating

在工藝往復式壓縮機的設計過程中，為了減少活塞往復運動引起的氣缸鏡面磨損，同時提高活塞的使用周期，需要在活塞體上增加單獨承載的支承環。尤其對于要求無油潤滑的工況，支承環的設計結果對于設備的啟用周期有很大影響。支承環結構形式分為剖分式和整體式，因篇幅所限本文僅討論剖分式計算方法。

1 支承環軸向寬度B

對于臥式和角式壓縮機，支承環直接承受活塞組件的重量。現在支承環的主流材質使用CFRP （填充聚四氟乙烯）、PEEK（聚醚醚酮）等非金屬材質，設計時考慮環可以在運轉一定時間后旋轉120°，這樣可提高其使用壽命3倍。

對于臥式壓縮機非金屬支承環總軸向寬度，按API618標準公式計算：

[P]=100×Wt / （ 0.866 ×DC×B ），bar；

最大比壓[P]：在無油潤滑結構中，不得大于5psi（0.35bar）；

在有油潤滑結構中，不得大于10psi（0.70bar）。

如果計算的支承環總軸向寬度B過長（最長不能大于150mm），可以采用數只短的支承環組成，其總值以達到相同的總軸向寬度B數值。考慮到支承環的寬度因素，臥式壓縮機允許把支承環放置在活塞的兩端。

另據API618標準規定：整體支承環允許有2/3軸向寬度進入閥腔口，對接支承環最大允許有1/2軸向寬度進入閥腔口。如果寬度設計有問題，在有氣缸套的條件下，閥腔口可用數個小孔來代替常規的單個大孔，從而解決該問題。

2 徑向厚度t

在氣缸直徑較小時，支承環徑向厚度t可與活塞環t相等。在氣缸直徑較大時，即活塞環的t大于10mm時，支承環t =0.7-0.8活塞環t 。

支承環徑向厚度與活塞環徑向厚度不一樣。活塞環以其徑向厚度的1/2～1/3作為摩損極限，其徑向厚度大，相對使用壽命長。而支承環的允許摩損數量僅為氣缸與活塞的徑向間隙1/2 左右。因此，支承環徑向厚度太大沒有必要。

支承環徑向厚度與氣缸和活塞徑向間隙有關，一般突出活塞之外的徑向尺寸為0.25 t 左右，最大不能超過0.5 t，否則將引起冷流而損壞。

3 氣缸與支承環的徑向（運轉）間隙Δt

氣缸與支承環的徑向間隙過大時，將不能起到定中心作用。徑向間隙過小，因支承環熱膨脹，會引起支承環緊壓在氣缸工作面上，比壓增大，加速磨損。

4 軸向厚度間隙Δh

當軸向厚度間隙過大，支承環在工作時要受到沖擊而造成冷流而損壞，當軸向厚度間隙過小，受熱膨脹導致支承環被脹死。因此在設計溫度下計算支承環軸向厚度，要考慮到活塞和支承環的材料線膨脹的最小間隙Δh。

Δh=C3× K2×Tp × B；

式中：C3-間隙系數，C3=（1.2～1.3）；

5 支承環開口間隙S

支承環的開口間隙，能保證支承環在設計溫度中周向膨脹而不至于脹死，而引起的重大事故。填充聚四氟乙烯的材料推薦間隙角度10°，而樹脂粘結材料的建議采用90°平接。

S=3.14×K2×Dc×cos（θ），mm；

式中：θ-接頭的間隙角度，°；

根據經驗積累，推薦下列參考值：

S=（0.028～0.032）×Dc ，mm；

6 卸荷槽

軸向厚度在50mm以上的軸向或徑向槽，可見表4推薦值，表中Db為活塞直徑。無論是軸向還是徑向槽都應有圓角半徑2.0mm，如果圓角半徑小于2.0mm，半徑就等于槽的深度。軸向開槽角度對于CFRP推薦傾斜10°，而樹脂推薦直切口。

7 結語

對于支承環尺寸的設計，各設計廠商有不同的經驗與理論計算方法。同時隨著材料工藝的不斷發展、模擬計算軟件的應用，類似支承環等壓縮機零部件的設計方法還將不斷優化。

作者簡介：

竇春（1981- ），男，漢族，江蘇高郵人，本科學歷，上海大隆機器廠有限公司工程師，研究方向：往復式壓縮機設計與開發。