新型雙對置活塞壓縮機理論計算與動力分析

何志龍，韓耀祥，郭 旭

（西安交通大學，西安 710049）

0 引言

活塞壓縮機由于其寬廣的工作范圍被廣泛應用在各種場合，但是由于其自身結構特點，存在機器笨重，占地面積大，易損件多，吸排氣間斷，振動大等問題，因此在研究其新型結構上還有較大的進步空間。

國內(nèi)不少學者對新型活塞壓縮機結構做出了一定的研究。李玉斌等［1］詳細介紹了一種新型無連桿活塞式壓縮機——十字滑塊壓縮機的工作原理以及應用現(xiàn)狀。吳維賢［2］設計了一種氣閥安裝在活塞上的VIP壓縮機，使壓縮機的重量僅為傳統(tǒng)壓縮機的20%～30%。蔣華等［3］提出了一種凸輪驅(qū)動的往復式活塞壓縮機，采用帶2個休止角段的凸輪驅(qū)動活塞，可適用于高速運轉(zhuǎn)的工況。耿愛農(nóng)等［4］提出了一種新型的搖擺式無油潤滑空氣壓縮機，在省去吸氣閥的基礎上，利用活塞搖擺運動時與氣缸形成的側隙構成進氣通道，將曲軸箱作為進氣消聲室，降低了運行噪聲。耿葵花等［5］提出了一種新型的擺桿約束往復活塞無油潤滑空氣壓縮機，在傳統(tǒng)曲柄連桿機構的基礎上增設一個擺桿機構，以此約束連桿和活塞以近乎直線往復的方式進行工作，從而降低活塞及密封環(huán)對氣缸的側壓力與敲擊強度。干練等［6］對新型活塞壓縮機蚌線結構進行了動力分析，得出該結構只存在一階慣性力的重要結論。付景順等［7］對一種應用在LNG燃料動力船上的新型立式對動平衡式壓縮機進行了動力分析，為該型號壓縮機的設計制造提供了參考。

國外學者也不乏對新型往復活塞壓縮機的研究。HEIDARI等［8］提出了一種應用于壓縮空氣儲能系統(tǒng)中的新型翅片式往復壓縮機，該壓縮機包括2種不同直徑的同心環(huán)形翅片，通過2個翅片中形成的密封空間組成壓縮腔。研究表明，該壓縮機較傳統(tǒng)活塞壓縮機提高了近50%的效率。LIANG等［9］提出了一種新型無油直線壓縮機結構，通過與傳統(tǒng)的活塞壓縮機比較，得出在低功率下，該壓縮機較傳統(tǒng)壓縮機有更高的電機效率的結論。KHAITAN等［10］研究了一種新型儲氫用往復活塞壓縮機，運行過程中機身可以得到有效的冷卻，壓縮過程更加接近等溫壓縮。

雖然目前很多學者對活塞壓縮機進行了創(chuàng)新設計，但研究大多數(shù)集中在如何提高壓縮機效率，忽略了往復壓縮機動力性能對于壓縮機耐久性以及穩(wěn)定性的影響。在根據(jù)HOFBAUER等［11-12］提出的應用在內(nèi)燃機上的OPOC結構的基礎上，本文創(chuàng)新性地提出了一種新型雙對置的活塞壓縮機機構。該新型壓縮機有2個位于曲軸兩側的氣缸，氣缸沒有氣缸蓋等結構，每個氣缸內(nèi)部有2個相對的活塞，內(nèi)部活塞通過一根內(nèi)連桿連接，外部活塞通過外部2根完全對稱的外部連桿連接。這種布局使該壓縮機可以通過2個氣缸完成傳統(tǒng)壓縮機4個氣缸才能完成的任務。

本文詳細介紹了該壓縮機的工作原理，并根據(jù)設計工況對其進行了熱力和動力計算，為后續(xù)該機型的研究提供了理論基礎。計算結果表明，該壓縮機有良好的力學性能，具有重量輕、振動小等優(yōu)點。

1 雙對置活塞壓縮機工作原理與熱力計算

1.1 工作原理

傳統(tǒng)的活塞壓縮機的工作腔由氣缸、活塞以及氣缸蓋密封形成，曲柄連桿機構將曲軸的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為活塞在氣缸內(nèi)部的往復運動來完成吸氣、壓縮、排氣過程。根據(jù)氣缸布置位置的不同，傳統(tǒng)活塞壓縮機可以分為對動型、對置型、V型、W型等。本文提出的新型雙對置活塞壓縮機將2個氣缸分別布置在氣缸的兩側，每個氣缸內(nèi)又由2個活塞與氣缸壁形成密封腔體，完成工作過程，其基本結構如圖1所示。

圖1 新型雙對置活塞壓縮機結構示意Fig.1 Schematic structural diagram of new type double opposed piston compressor

從圖1可以看到，該結構在曲軸兩側布置有2個氣缸，每個氣缸中相對布置有內(nèi)活塞、外活塞，在內(nèi)外活塞中間氣缸壁上設有吸、排氣閥，控制壓縮機的吸排氣過程。每個內(nèi)活塞由連接在大曲拐半徑上的內(nèi)連桿連接，每個外活塞由2個連接在小曲拐半徑上的外連桿連接，曲柄連桿機構帶動內(nèi)、外活塞在氣缸內(nèi)做往復運動。

當左氣缸吸氣閥打開時，左工作腔處于吸氣狀態(tài)，左缸內(nèi)、外活塞由內(nèi)止點向外止點相背運動，同時，右缸內(nèi)、外活塞由外止點向內(nèi)止點相向運動；左工作腔吸氣過程完成時，左缸內(nèi)、外活塞到達外止點，此時，右缸內(nèi)、外活塞到達內(nèi)止點，完成壓縮、排氣過程；當左缸內(nèi)、外活塞由外止點向內(nèi)止點相對運行進行壓縮、排氣過程時，右缸內(nèi)、外活塞由內(nèi)止點向外止點相背運動進行吸氣過程。因此，曲軸旋轉(zhuǎn)一圈，左右兩氣缸各自完成一個工作過程，由于每個缸內(nèi)有2個活塞，所以雙對置結構的一個工作過程相當于傳統(tǒng)活塞壓縮機4個單作用氣缸工作過程［13-14］。

1.2 熱力計算

本文提出的新型雙對置活塞壓縮機的設計基本工況見表1。

表1 雙對置活塞壓縮機的設計工況Tab.1 Design condition of double opposed piston compressor

由排氣量的概念可知，氣體從第一級吸進到最終排出，如果中途沒有任何的氣量損失，則壓縮機的排氣量應等于進氣量。而在實際過程中，因為存在泄漏，一轉(zhuǎn)中排出的氣量會少于吸入的氣量，即：

式中 Vd——排氣量，m3；

Vs——進氣量，m3；

λl——泄漏系數(shù)。

進氣量Vs與行程容積Vh之間存在以下關系：

式中λv——容積系數(shù)；

λp——壓力系數(shù)；

λT——溫度系數(shù)。

當轉(zhuǎn)速為n時，壓縮機總的排氣量Q0為：

根據(jù)式（1）～（3），可得壓縮機氣缸行程容積Vh。

活塞行程S可由下式計算：

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［15］所得。最終將得到的活塞行程S與氣缸直徑D圓整之后，再對排氣量Q0等參數(shù)進行復算。

2 動力分析

2.1 模型簡化

為了便于分析，用圖2所示的曲柄連桿機構運動簡圖來代替真實的壓縮機工作情況，圖中OA代表大曲柄半徑，OB代表小曲柄半徑，由于該機構2個小曲柄具有完全相同的工作過程，故可以將其簡化為一個；AC，AD分別代表左右2個活塞內(nèi)連桿；同理，每側的2個長連桿有著相同的工作過程，可以將其簡化為一個，左邊連桿用EB指代，右側連桿用BF指代。

圖2 曲柄連桿機構示意Fig.2 Schematic diagram of crank - connecting rod mechanism

根據(jù)該結構的運動特性，在運動到內(nèi)、外止點位置時，曲柄連桿機構擁有以下關系：

式中 l1，l2——內(nèi)、外連桿長度，m；

r1，r2——長、短曲柄半徑，m。

連桿直徑根據(jù)文獻查閱取得d=0.02 m，選取材料為鋼，估算出長、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，使其在動力特性上保持不變。根據(jù)文獻［15］最終可得：

式中 ms1，ms2——外連桿、內(nèi)連桿往復質(zhì)量，kg。

2.2 力學分析

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

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

3 結果分析

參照上文中新型雙對置活塞壓縮機的結構和工況參數(shù)，利用數(shù)值計算方法編寫程序求解方程，得到熱力計算以及動力計算的結果。

表2為該新型壓縮機熱力計算的結果。根據(jù)設計工況可以求得氣缸直徑、活塞行程等參數(shù)，為動力分析奠定了基礎。

表2 熱力計算參數(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稱性，可以完全平衡。此外，從圖中還可以看出，當左缸內(nèi)、外側氣體力約等于0時，左缸內(nèi)處于吸氣狀態(tài)，此時右邊氣缸內(nèi)氣體力由0到最大值又趨于0，說明右邊氣缸處于壓縮、排氣狀態(tài)因此，圖中所示過程與前文描述中的工作過程完全相同，反映了計算的合理性和準確性。

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左右氣缸內(nèi)一階、二階往復慣性力與曲軸旋轉(zhuǎn)角度的關系。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，遠小于其所受到的一階慣性力。因此盡管其二階慣性力沒有得到平衡，但從總慣性力來看，該壓縮機具有良好的力學性能。

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的往復摩擦力和旋轉(zhuǎn)摩擦力。在運行過程中可以將其摩擦力視為定值。從圖可知，該壓縮機摩擦相對較小，其中往復摩擦力為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，活塞力沒有完全對稱，總的偏移量為二階慣性力的大小。但是總的來看，（相較同排量的傳統(tǒng)活塞壓縮機而言），其仍然有著較好的力學性能。根據(jù)活塞力計算得到壓縮機的法向力和切向力，如圖10，11所示。法向力作用在曲柄銷和主軸承上，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，該壓縮機的法向力有著良好的平衡能力，對軸承損傷影響較小；壓縮機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計有關。如果活塞在相向和相背運動過程中所消耗的功大小相等，則切向力曲線就較為均勻，能量變化值相對較小。從圖11中可以看出，該壓縮機總切向力分布比較均勻，波動較小。因此該壓縮機在運行中能量變化較小，運動比較平穩(wěn)，振動較小。

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 結論

（1）相比于現(xiàn)有的活塞壓縮機，本文提出的新型壓縮機在總體結構上有獨特的優(yōu)勢。其沒有曲軸箱、汽缸蓋等結構，僅通過一根曲軸連接6根連桿、4個活塞和2個氣缸。相比于傳統(tǒng)活塞壓縮機，該壓縮機通過簡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）該雙對置結構有著良好的平衡性能。此形式的壓縮機的一階往復慣性力左右兩側完全平衡，二階往復慣性力在本設計中雖然沒有得到平衡，但數(shù)值較小，總的活塞力基本可以平衡。

（3）該壓縮機總切向力分布均勻，波動較小，因此，可以預測該壓縮機在運行中噪聲較小，振動小，運行比較平穩(wěn)。