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      擺桿約束往復活塞式無油潤滑空氣壓縮機的研究

      2012-07-25 04:02:28耿葵花耿愛農(nóng)李辛沫陳君立阮勤江
      中國機械工程 2012年11期
      關鍵詞:擺桿密封環(huán)曲柄

      耿葵花 耿愛農(nóng) 李辛沫 陳君立 阮勤江

      1.廣西大學,南寧,530004 2.五邑大學,江門,529020 3.浙江鴻友壓縮機制造有限公司,溫嶺,317523

      0 引言

      基于傳統(tǒng)曲柄連桿機構的往復活塞式空氣壓縮機,因其連桿在工作時相對于氣缸存在不小的擺動幅度,結果派生出活塞對氣缸的側壓力和換向拍擊,是造成壓縮機較大摩擦損耗和機械噪聲的一個重要原因。對于廣泛應用于醫(yī)療、食品和裝飾等行業(yè)的搖擺往復活塞式無油潤滑空氣壓縮機來說,由于活塞跟隨連桿一起進行搖擺往復運動,因此活塞與氣缸之間的側壓力和換向拍擊尤為劇烈[1-2],是導致該類壓縮機工作噪聲大和密封環(huán)壽命短的主要根源,同時也是至今尚未完全解決好的老大難問題。鑒于此,本文從改善活塞運行方式入手,借助一個擺桿機構來約束活塞以近乎直線往復的狀態(tài)進行工作,緩解了活塞對氣缸的側壓力和拍擊強度,有效地提高了密封環(huán)的可靠性,降低了壓縮機的機械噪聲。

      1 新型壓縮機的結構及原理

      具有擺桿約束特征的新型空氣壓縮機的結構如圖1所示,它的主要零部件有氣缸、活塞、連桿、擺桿、驅動桿、曲柄軸和曲軸箱等。其中活塞的本體與連桿做成一體結構,密封環(huán)呈皮碗狀并被活塞蓋板壓緊在活塞的本體上。為了實現(xiàn)無油潤滑,密封環(huán)采用具有自潤性的材料充填聚四氟乙烯(PTFE)制作。與傳統(tǒng)搖擺往復活塞式壓縮機不同,新型壓縮機增設了一個擺桿機構,該機構由一根驅動桿和一根擺桿所組成,此時的曲柄軸不再直接驅動連桿,而是通過驅動桿驅動擺桿,再由擺桿驅動連桿和活塞,因此新型壓縮機的連桿和活塞均受到擺桿機構的約束。

      圖1 新型空氣壓縮機結構示意圖

      為了布局緊湊,擺桿機構被設置在曲柄軸的下方,同時氣缸相對于曲柄軸的軸線實行偏置設置,目的是使擺桿有盡可能長的長度,以利于獲得更好的直線約束效果。與同規(guī)格的傳統(tǒng)搖擺往復活塞式無油潤滑空氣壓縮機相比,新型壓縮機由于連桿下移而使得整機高度降低,因而體積變得更加緊湊。由擺桿、驅動桿、曲柄軸和曲軸箱構成了一個典型的平面四桿機構,曲柄軸的旋轉運動轉化為擺桿的擺動運動,擺桿的擺動又通過連桿轉化為活塞的往復運動,從而實現(xiàn)壓縮機工作腔容積的周期性改變。不難發(fā)現(xiàn),擺桿的兩個擺動極限位置分別對應著活塞運行的上止點和下止點。連桿及活塞相對于氣缸的擺動幅度除了與連桿的長度有關之外,還取決于擺桿的擺幅和桿長,而擺桿的最大擺幅同時又決定了活塞的行程。平面四桿機構通常具有急回特性,本文為改善擺桿機構的受力狀況,將急回行程與壓縮機的進氣行程呼應設置。

      2 新型壓縮機機構特性分析

      2.1 幾何參數(shù)計算分析

      圖2所示為新型壓縮機幾何計算模型。設曲柄軸回轉中心為O、擺桿搖擺中心為O′、兩中心距離為h,曲柄半徑OA為r,連桿PQ長度為L,驅動桿AB長度為l,擺桿擺臂O′B為R,擺桿長度O′Q為L′。將擺桿擺動對稱線K水平設置,氣缸軸線O1垂直設置。設搖擺中心O′與軸線O1的距離為H,則當擺桿機構分別處在兩個擺動極限位 置 Ⅰ(O′B′Q′、A′B′、OA′)和 Ⅱ(O′B″Q″、A″B″、OA″)時,活塞處在上止點P′和下止點P″的位置,與之對應的是活塞行程為S、擺桿機構極位角為θ、擺桿最大擺角(∠Q′O′Q″或 ∠B′O′B″)為φmax。

      圖2 新型空氣壓縮機幾何計算簡圖

      圖3 活塞連桿及擺桿的受力示意圖

      為保證驅動桿在壓縮行程時對擺桿有盡可能大的傳動角γ(圖3),令曲柄OA按順時針方向轉動(圖3a)。設曲柄OA從上止點Ⅰ轉過角度α時,對應活塞頂形心P從上止點P′下移距離x,連桿相對于氣缸軸線O1的擺動角度為β,擺桿的擺動角度為φ。設 ∠O′OB′=α0、∠OO′B′=φ0,則其大小為

      在 △O′OA中,令O′A=t,則有

      于是在△O′AB中,易求出φ與α的關系式:

      另外,擺桿機構的極位角θ為

      擺桿的最大擺角φmax為

      驅動桿的傳動角γ(圖3)為

      為使連桿擺幅最小,本文將進氣行程和壓縮行程的連桿最大擺角βmax取相同值,則H滿足

      導出的連桿擺動角度β為

      連桿的最大擺動角度βmax為

      在滿足式(8)的前提下,易證明活塞行程S為

      活塞的位移x為

      壓縮機工作腔的體積Vα為

      式中,D為活塞的直徑。

      圖4所示是根據(jù)式(9)算出的連桿擺角β的變化曲線,其具體結構及運動參數(shù)詳見3.1節(jié)。為了進行比較,圖4中還給出了目前產(chǎn)品中同轉速、同缸徑和同排量的傳統(tǒng)搖擺往復活塞式壓縮機的連桿擺角β的變化曲線(其曲柄軸半徑r=15mm、連桿長度L=119mm)。容易看出,新機型的β曲線非常平坦,且其波動幅度遠小于傳統(tǒng)機型,特別是它的最大擺角βmax僅為0.42°,只有傳統(tǒng)機型最大擺角的5.8%,亦即新型壓縮機的連桿及活塞在擺桿機構的約束下,其運動確實接近直線往復運動,換言之,活塞對氣缸的沖擊力不大。

      圖4 壓縮機連桿擺角β的變化規(guī)律

      2.2 擺桿機構受力分析

      增設擺桿機構后,壓縮機的受力狀況稍變復雜。若以活塞、連桿和擺桿作為研究對象(圖3),則它們受到的作用力分別有:氣體作用力Fg和由其引起的密封環(huán)外脹貼合氣缸而產(chǎn)生的摩擦力Fgf,活塞連桿組件的移動慣性力FLi和搖擺慣性力矩MLβ,氣缸產(chǎn)生的側壓力FN及其派生的摩擦力Ff,擺桿的離心慣性力Fbr和搖擺慣性力矩Mbφ,擺桿支座對擺桿的約束反力FRx和FRy,另外,還有驅動桿作用給擺桿的驅動力Fc。

      (1)氣體作用力Fg及其派生的摩擦力Fgf。Fg的方向沿連桿桿身并指向擺桿Q點。設壓縮機工作腔內(nèi)壓力為pc,則

      壓力pc與壓縮機的工作過程有關,可用熱力學方法進行求解[3]。設進氣壓力為ps,排氣背壓為pd,排氣時對應的曲柄軸轉角為αd,則

      式中,k為空氣在壓縮過程中的多方指數(shù);VS為壓縮機工作腔在下止點時的體積。

      因密封環(huán)與氣缸接觸線呈橢圓狀(橢圓周長近似算式參見文獻[4]),所以摩擦力Fgf的計算式為

      式中,μ為密封環(huán)與氣缸的摩擦因數(shù),對于PTFE,其數(shù)值大小與載荷和速度有關[5-7],可取μ為0.12~0.15;δ為密封環(huán)張口深度。

      (2)活塞連桿移動慣性力FLi和搖擺慣性力矩MLβ?;钊B桿組的運動為平面運動,為簡化起見將其視為均質(zhì)桿。移動慣性力FLi通過質(zhì)心G。因G點加速度等于P點加速度與G點繞P點切向加速度及法向加速度的矢量和,故移動慣性力FLi可以分解為與軸線O1平行的FLP、與連桿PQ桿身重合的FLn和垂直桿身的FLτ,諸力大小算式為

      式中,mL、IL分別為活塞連桿組件的質(zhì)量和繞P點的轉動慣量。

      (3)氣缸側壓力FN及其派生的摩擦力Ff。氣缸側壓力FN及其派生的摩擦力Ff是影響機械噪聲和密封環(huán)可靠性的重要因素,可利用達朗貝爾原理對受力后的活塞連桿組件進行處理,然后再對Q點取矩的方法,求出它們的大小,其表達式為

      (4)擺桿離心慣性力Fbr和搖擺慣性力矩Mbφ。擺桿離心慣性力Fbr沿O′C并經(jīng)過擺桿的質(zhì)心C(圖3a),與活塞連桿相似,也假設擺桿為均質(zhì)桿,其表達式為

      式中,mb、Ib分別為擺桿的質(zhì)量和轉動慣量;rb為擺桿質(zhì)心到搖擺中心O′的距離。

      擺桿角速度和角加速度均與曲柄軸轉速ω相關。

      (5)驅動桿作用力Fc及擺桿支座反力FRx和FRy。為了簡化計算,將驅動桿AB的質(zhì)量分解為兩部分:大頭質(zhì)量并入曲柄軸,并跟隨A點作勻速圓周運動,小頭質(zhì)量并入擺桿,并跟隨B點作搖擺運動。于是驅動桿AB可視為二力桿,其受力方向沿其桿身方向。求出活塞連桿組件施加在Q點的作用力后,可據(jù)其列出擺桿的受力方程:

      依照上述各式,不難計算出反映活塞敲缸強度的FN、反映擺桿和驅動桿載荷的Fc等。圖5所示為新型壓縮機與同規(guī)格傳統(tǒng)搖擺活塞壓縮機氣缸側壓力FN的比較,其中,F(xiàn)N曲線正負交替時意味著活塞發(fā)生換向。容易看出,采用擺桿機構后氣缸側壓力FN的幅值明顯減小,即活塞的敲缸現(xiàn)象得到了緩解。

      圖5 新機型與傳統(tǒng)機型氣缸側壓力FN的比較

      進一步,還可計算出一個工作循環(huán)內(nèi)密封環(huán)與氣缸之間的平均摩擦耗功Pf,其算式為

      式中,v為活塞速度,可通過對式(12)求導得出。

      計算結果表明,新型壓縮機的平均摩擦耗功為88W,而與之相同規(guī)格的傳統(tǒng)型壓縮機的摩擦耗功為95W,亦即新機型摩擦耗功減小了7.4%。這一結果源于新型壓縮機的活塞連桿擺動幅度減小的緣故。

      需要指出的是,曲柄軸的轉向對擺桿機構的受力狀況有較大影響,圖3a為曲柄軸按順時針方向轉動的情形,圖3b為曲柄軸按逆時針方向轉動的情形。顯然,在同一壓縮行程時刻,驅動桿對擺桿的傳動角γ差別很大,亦即它們的受力狀況不同。圖6所示為曲柄軸在不同轉向下驅動桿作用力Fc的計算結果,兩者的變化規(guī)律明顯不同,當曲柄軸順時針轉動時,擺桿機構的緩進行程正好對應著壓縮機的壓縮行程,此時驅動桿的傳動角γ較大,其作用力Fc的峰值比逆時針運轉時的峰值低大約10%,說明曲柄軸順時針轉動時擺桿機構的受力狀況較好。由此獲得的提示是,擺桿機構的緩進行程宜呼應壓縮機的壓縮行程,或者說擺桿機構的急回行程,對應壓縮機的進氣行程進行設置為最佳。

      圖6 曲柄軸旋轉方向對驅動桿作用力Fc的影響

      3 新型壓縮機設計實例介紹

      3.1 壓縮機設計參數(shù)及布局

      設計并制作了若干款擺桿約束往復活塞式無油潤滑空氣壓縮機。圖7是其中一款樣機的實物照片,它的設計參數(shù)為:轉速n=2890r/min,理論排量VH=0.25m3/min,排氣壓力pd=0.8MPa,氣缸直徑D=60.8mm,曲柄軸半徑r=9.18mm,連桿長度L=86.5mm,驅動桿長度l=49.1mm,擺桿擺臂半徑R=62.7mm,擺桿長度L′=90.0mm,擺桿搖擺中心與氣缸軸線的距離H=89.4mm,擺桿搖擺中心與曲柄軸旋轉中心的距離h=58.1mm。

      圖7 新型空氣壓縮機實物照片

      圖7的新型壓縮機采用立式布局,并采用直聯(lián)電機方式驅動。增設的擺桿機構布置在曲柄軸的下方,另外,氣缸相對于曲柄軸的軸線(亦即電機軸軸線)實行偏置設置,這樣有利于縮小壓縮機的體積,新機型的整機高度為186mm,較同規(guī)格傳統(tǒng)機型高度246mm壓縮了60mm,壓縮幅度達24%。在兩者寬度尺寸相同的前提下,高度壓縮24%,對于縮小壓縮機的體積非常有意義。因其可以減小裝箱尺寸和降低運輸成本,尤其對于出口產(chǎn)品來說,能大大增加集裝箱的裝貨數(shù)量,節(jié)省昂貴的運輸費用。在平衡方面,新型壓縮機與傳統(tǒng)機型一樣也采用過量平衡法,即在曲柄軸上設置了一個過量的離心平衡塊,以此來平衡部分活塞連桿組件所產(chǎn)生的一級往復慣性力??紤]到擺桿也會派生出慣性力,所以平衡塊過量質(zhì)量的大小及方位與傳統(tǒng)機型略有不同,可通過實驗來加以確定。為了獲得無油輸出壓縮空氣的效果,新型壓縮機的曲軸箱內(nèi)不放置潤滑油,此時擺桿機構各關節(jié)的潤滑主要依靠含油軸承解決。無疑,增設擺桿機構固然能緩解活塞對氣缸的敲擊強度,且能減小壓縮機的體積。但是,與傳統(tǒng)機型相比,新型壓縮機增加了驅動桿、擺桿、軸承和擺桿軸銷等5個零件,零件數(shù)大約增加了13%,而其制作及裝配成本大約增加了7%。由于運動零件的增加,使運動機構變得復雜,相應地會增加壓縮機的使用維護成本。

      3.2 壓縮機的試驗及討論

      對實物樣機進行了試驗,結果如表1所示。其中傳統(tǒng)機型指同轉速、同排量和同缸徑的傳統(tǒng)搖擺往復活塞式空氣壓縮機。新舊兩種機型所使用的氣缸、密封環(huán)和空濾器等均相同。表中密封環(huán)壽命指密封環(huán)在失效前累計的有效運行時間,失效包括各種損壞、磨損過度和充氣時間超標等。另外,表1中所列噪聲是指壓縮機在工作時的整機運行噪聲,它包括進氣及排氣噪聲、電機噪聲、冷卻風扇噪聲和機械噪聲等。由表1數(shù)據(jù)可以看出,新機型的噪聲降低了1dB(A),密封環(huán)的壽命提高了約10%,這是活塞連桿在擺桿機構的約束下擺幅減小而帶來的積極效果。此外,從樣機試驗的情況看,擺桿機構未見異常,說明其工作是可靠的。

      表1 新型壓縮機與傳統(tǒng)壓縮機性能對比

      為了了解活塞敲缸對壓縮機機械噪聲的影響,測試了新舊兩種機型壓縮機在空載運行時的噪聲值。具體做法是首先拿掉缸蓋和閥座,然后測試壓縮機的運行噪聲值,此時已完全排除掉進氣及排氣噪聲的影響。試驗發(fā)現(xiàn),新型壓縮機的空載噪聲值為71dB(A),傳統(tǒng)機型壓縮機的空載噪聲值為73dB(A)。上述結果表明,兩種不同運行姿態(tài)的活塞連桿布局,其對噪聲的貢獻值明顯不同。雖然壓縮機沒帶載荷,但仍能從一個側面證實擺桿約束機構的確能緩解活塞的敲缸強度,減小壓縮機的機械噪聲。

      4 結束語

      采用擺桿機構對連桿及活塞進行約束,可以明顯地減小活塞及連桿對氣缸的搖擺幅度,有效緩解活塞及密封環(huán)對氣缸的敲擊強度,降低壓縮機的機械噪聲,提高密封環(huán)的使用壽命。同時,通過合理地布局設計,明顯地減小了壓縮機的體積,節(jié)省了整機的包裝及運輸成本。另外,從改善擺桿機構受力狀況的角度出發(fā),宜將擺桿機構的緩進行程與壓縮機的壓縮行程呼應設置。當然,擺桿機構的使用必然會增加壓縮機的零部件數(shù)量,使其運動機構變得復雜,維護成本增加。總體上看,擺桿約束往復活塞式無油潤滑空氣壓縮機是一款優(yōu)點和缺點均十分鮮明的新型壓縮機,尚需在今后的實踐中進一步探索和改進。

      [1]耿愛農(nóng),耿葵花,李辛沫,等.新型搖擺活塞式無油潤滑空氣壓縮機的研究[J].中國機械工程,2011,22(18):2186-2190,2202.

      [2]黃壯偉.新型搖擺活塞式壓縮機的力學分析[J].機電工程技術,2002,31(1):27-28.

      [3]郁永章,孫嗣瑩,陳洪俊.容積式壓縮機技術手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,2000.

      [4]《數(shù)學手冊》編寫組.數(shù)學手冊[M].北京:人民教育出版社,1979.

      [5]陳戰(zhàn),王家序,鄭小光,等.聚四氟乙烯工程材料的摩擦磨損性能研究[J].機械工程學報,2002,38(4):74-77.

      [6]楊學賓,晉欣橋,杜志敏,等.無油潤滑空壓機填料密封環(huán)的摩擦特性[J].機械工程學報,2009,45(7):114-119.

      [7]楊學賓,晉欣橋,杜志敏,等.往復式無油潤滑壓縮機填料密封的摩擦力研究[J].上海交通大學學報,2009,43(4):669-673.

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