往復活塞式壓縮機用薄膜式氣閥卸荷器的選型設計

白福慶，于朋，楊天鑫(沈陽遠大壓縮機有限公司，遼寧 沈陽 110000)

0 概述

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

一般壓縮機氣量調節方式包括氣閥卸荷調節、回路調節、電機變頻調節、氣缸余隙腔調節等方式。這些調節方式經濟性、可靠性、操作難易、采購和維護成本等方面差異較大，需依據具體工藝需求合理選擇。氣閥卸荷調節方式由于其結構簡單，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，廣泛應用于需要氣量調節功能的中型和大型壓縮機組。氣閥卸荷器在設計選型時需進行詳細的分析計算，以保證氣閥卸荷器能夠在工作載荷作用下正常開啟和關閉，保證壓縮機組運行的安全性、可靠性，不同結構卸荷器其計算方法也有所偏差，本文依據我司薄膜式氣閥卸荷器結構進行選型設計計算。

1 薄膜式氣閥卸荷器工作原理和技術特點

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。氣閥卸荷通常應用于雙作用活塞式氣缸上，氣量調節一般可分為0%、25%、50%、75%等幾種。卸荷器中膜片2可以在儀表風氣體力作用下，帶動閥桿5上下往復移動，結構簡圖如圖2所示。

1.1 工作原理

圖1 薄膜式氣閥卸荷裝置

圖2 薄膜式氣閥卸荷器結構簡圖

當壓縮機需要頂開吸氣閥進行氣量調節或完全卸荷時，通過壓縮機控制系統控制電磁閥動作，儀表風(一般為壓縮空氣)通過儀表風接口被引入薄膜式氣缸工作腔1，膜片2在儀表風壓力的作用下發生變形，并克服卸荷器內恢復彈簧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(氣閥壓叉)接觸，克服壓叉彈簧力后繼續向下運動使壓叉接觸閥片，并繼續克服氣閥的彈簧力和氣流在閥片中流通產生的閥損力，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閉，進氣通道完全敞開，使氣閥閥片處于開啟狀態，此時氣流可沿該氣閥通道回流。由于氣體經進氣閥片回流，沒有經過活塞壓縮提升壓力，無法打開排氣閥，故導致該工作腔容積排量為零，來實現壓縮機該工作腔完全卸荷。

當壓縮機不需要進行氣量調節時，控制系統控制電磁閥動作，切斷儀表風通路，膜片在恢復彈簧4的彈簧力作用下帶動膜片2和閥桿5歸位，吸氣閥恢復正常工作狀態，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。

1.2 技術特點

薄膜式氣閥卸荷器適用于最大進氣壓力160 Bar(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℃，儀表風壓力范圍3.5～8 BarG，閥桿最大行程10 mm。具有結構緊湊、整體重量輕、壽命長、泄漏小、反應迅速、運行平穩、無噪聲、安裝、維修方便等優點，相比老式鑄造殼體活塞結構卸荷器，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膜片受力分析所示，膜片受到方向向下的力僅為儀表風壓力作用在膜片上產生的氣體力，作用力合力為Fdown,單位N。

式中：P1為儀表風壓力(MPaA)；A1為D1直徑范圍內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膜片受力分析所示，膜片受到方向向上的力為Fup，單位N。

(1) f1為氣閥卸荷器中恢復彈簧力，單位N。

f1=K1*H，K1為彈簧剛性系數(N/mm)；H為氣閥卸荷器工作時，卸荷器內恢復彈簧總壓縮量(mm)。

(2) f2為氣缸內進氣壓力對閥桿向上的力，單位N。

F2=P2*A2，P2為氣缸內進氣壓力(MPaA)；A2為閥桿面積(mm2)。

(3) f3為氣閥壓叉內壓差彈簧力， 單位N。

f3=K3*H3，K3彈簧的剛性系數(N/mm)；H3為氣閥卸荷器工作時，氣閥壓差內彈簧總壓縮量(mm)。

(4) f4為氣閥彈簧總彈簧力，單位N。

f4=Z*K4*H4，Z為氣閥單閥總彈簧個數(個)；K4為氣閥彈簧的剛性系數(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，單位N。

F5=P0*(A1-A2)，P0為當地標準大氣壓力，一般取1.013 BarA，根據壓縮機使用地區的海拔高度不同，標準大氣壓力也有所不同；A1為D1直徑范圍內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生的向上的力[1]。

當氣閥卸荷器工作，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下，這時氣流通過閥隙進出產生的壓力損失ΔP 為：

式中：k為絕熱指數，P為工作壓力，M為氣體流經閥隙時的馬赫數，M等于閥隙瞬時氣流速度Cv與閥隙處音速Cv的比值。這時，氣體流經閥片的反作用力f6=ΔP*AFz, AFz為閥座流通面積，單位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氣閥閥隙的氣體容積，即閥隙氣流速度∝活塞速度。根據壓縮機工作特點，ΔPmax最大值應出現在活塞速度最高時，由于活塞式壓縮機的連桿比入值一般在的范圍內，通過公式，解得其的最大值在1.019～1.025之間。既活塞速度最高為Cpmax =(1.019～1.025)*rω，而活塞平均速度為=1.6～1.61，這里取1.61，其最大計算誤差僅為0.621%，無重大影響，由此，得出下面的結論：

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為推導出的壓損系數，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受力分析和計算都已討論清楚[2]。

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，理想狀態下氣閥卸荷條件為Fdown≥Fup。考慮到摩擦力、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A為1.5，即在實際設計計算中要保證：

一般用戶現場提供的儀表風壓力為范圍值，在進行氣閥卸荷器選型計算時，應保證在最低儀表風壓力時，氣閥卸荷器可正常工作。由于氣閥閥片材質、結構等差異，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壓力時，氣閥卸荷器卸荷力應＜氣閥許用最大卸荷力限值。

3 結語

薄膜式氣閥卸荷器卸荷方式為通過儀表風壓力，推動膜片和閥桿，使吸氣閥閥片開啟卸荷，實現氣量的調節。其結構簡單、可靠、穩定、快速，不產生額外的功率損失，經濟性好，在往復式壓縮機氣缸上有廣泛的應用。實踐證明，用這種計算方法設計或改進后的氣閥卸荷器在實際應用中是穩妥可靠的，有了可靠的設計依據，就能有效的避免氣量調節閥壓不開或不能關閉的問題。而選型錯誤，會導致卸荷器不能正常工作，氣閥無法正常卸荷，或卸荷力過大導致閥片異常損壞。