一種回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機的產(chǎn)品化設計及實驗

雷 蓉, 歐陽新萍, 郭 震, 程哲銘

(上海理工大學能源與動力工程學院,上海 200093)

一種回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機的產(chǎn)品化設計及實驗

雷 蓉, 歐陽新萍, 郭 震, 程哲銘

(上海理工大學能源與動力工程學院,上海 200093)

提出了一種新型雙環(huán)結構的回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機,將常規(guī)往復式活塞改為新型回轉(zhuǎn)式活塞,同時活塞的往復運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛剞D(zhuǎn)運動.在保持了往復式活塞壓縮機壓縮比范圍廣、制造工藝簡單等特點的同時借鑒一些回轉(zhuǎn)式壓縮機的優(yōu)點,消除了常規(guī)活塞式壓縮機的活塞慣性力,取消了常規(guī)活塞式壓縮機的吸、排氣閥,提升了活塞式壓縮機的應用優(yōu)勢.設計了首款產(chǎn)品樣機并進行了實驗,實驗結果證實了回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機工作原理的可行性,排氣壓力達到了設計指標,實際排氣量則達到理論排氣量的一半以上.

回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機;壓縮機設計;壓縮機實驗

容積型壓縮機通常分為往復式和回轉(zhuǎn)式.由于目前往復式壓縮機通常都是活塞式的,故又稱為活塞式壓縮機.往復式活塞壓縮機由于存在往復運動的慣性力,影響效率且轉(zhuǎn)速較低、體積較大,加上吸、排氣閥等易損件較多,在大容量場合逐漸被一些高效回轉(zhuǎn)式壓縮機取代,但由于其壓比范圍廣、制造工藝簡單等優(yōu)勢,仍有大量的應用市場.

往復式壓縮機的研究重點主要集中在以下幾點:a.動靜部件配合間隙設計;b.氣閥運動規(guī)律研究;c.密封劑潤滑方式設計;d.曲軸連桿等相關技術研究.在產(chǎn)品設計上,應用壓縮機熱力學、動力學計算軟件和壓縮機工作過程模擬軟件等來提高計算準確度.如Maclaren等[1]、王麗等[2]對閥片進行動態(tài)分析,從而對閥片結構設計及振動提供一定的理論參考;而戴曉洲等[3]、翟曉寧[4]、Aranrahob[5]和蔡俊等[6]則針對活塞密封環(huán)組進行熱力計算,改進結構設計,降低磨損速率來提高壓縮機性能系數(shù);王彥青等[7]開發(fā)的一種改進閾值函數(shù)可以有效減少平穩(wěn)信號與非平穩(wěn)信號中產(chǎn)生的振蕩和恒定偏差的影響,鑒此,在今后對壓縮機的研究中也可考慮將這種小波閾值去噪方法用于壓縮機降噪優(yōu)化分析中.

渦旋理論研究主要集中于:a.渦旋型線理論研究;b.型線結構優(yōu)化改進;c.型線密封.如王煥然等[8]、王軍等[9]、李文華等[10]通過分析徑向泄漏中流體相態(tài)建立一系列動量方程、連續(xù)方程、實際氣體狀態(tài)方程及過程方程,從而計算出臨界密封間隙,最大化降低氣體泄漏;而Fushiki等[11]通過優(yōu)化渦旋腔高低側(cè)的柔性密封機構,進而改善渦旋齒受力情況,減少渦旋齒止推面的機械損失,從而提高壓縮機運轉(zhuǎn)性能;李連生等[12]針對排氣口阻塞所引起的氣流脈動這一情況進行相關研究;相比于其他學者, Itoh等[13]考慮了摩擦與傳熱的影響因素,采用余熵修正理論對邊界點參數(shù)進行修正處理,計算出合理的渦旋型線端點位置.

近幾年,美國艾斯本技術公司(Aspen)研發(fā)出全球最優(yōu)異的微型制冷壓縮機,體積僅有拳頭大,而制冷量可達到500 W,主要用于便攜式制冷系統(tǒng)中.我國在整個壓縮機行業(yè)新技術方面也取得一定的成果,深圳振華亞普精密機械有限公司自主研制的中壓單螺桿壓縮機新技術在一定程度上彌補了中國船用中壓單螺桿方面的技術空白;華意壓縮機股份有限公司研發(fā)出了全球首部超小型壓縮機[14],體積較行業(yè)壓縮機縮小了20%,質(zhì)量減輕了30%,產(chǎn)品性能處于國際水平.

本文所提出的一種回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機,將活塞的往復運動改為回轉(zhuǎn)運動,旨在借鑒一些回轉(zhuǎn)式壓縮機的優(yōu)點,消除活塞慣性力,取消吸、排氣閥,提升活塞式壓縮機的應用優(yōu)勢.經(jīng)過幾年的研究,目前已經(jīng)制作出樣機,并對樣機進行了性能實驗.

1 壓縮機設計

1.1 基本結構和工作原理

壓縮機的基本結構如圖1所示.兩個圓環(huán)形氣缸相交組成一個雙環(huán)形氣缸.圓環(huán)形氣缸的徑向(直徑方向)有一定寬度,軸向(氣缸橫截面的垂直方向)有一定長度,構成氣缸空間.兩個圓環(huán)形氣缸交匯處空間連通,兩個氣缸內(nèi)的活塞能交替地通過上下交匯處.左環(huán)活塞順時針運動,右環(huán)活塞逆時針運動.如圖1所示,當上交匯處被右環(huán)活塞占據(jù)時,左環(huán)活塞的運動形成左環(huán)氣缸的壓縮、排氣過程;右環(huán)活塞的運動則形成右環(huán)氣缸的吸氣過程,氣體從右吸氣口進入氣缸.隨著活塞的旋轉(zhuǎn),同樣可形成右環(huán)氣缸的壓縮、排氣和左環(huán)氣缸的吸氣過程.該結構不用吸氣閥,但在排氣口處需要設置排氣閥來控制排氣壓力.

圖1 壓縮機基本結構Fig.1 Schematic diagram of basic structure of compressor

1.2 基本結構的改進

1.2.1 排氣結構的改進

壓縮機基本結構需設置排氣閥.排氣閥是易損件,且影響運行可靠性和效率.作為回轉(zhuǎn)式的結構,可以借鑒螺桿壓縮機的排氣結構,去除排氣閥.主要的設計思路是將圖1所示的圓環(huán)氣缸的徑向排氣口改為圖2和圖3所示的軸向排氣口.

圖2為活塞的結構,在活塞的圓環(huán)面上開有排氣導通口.圖3為軸向排氣結構的示意圖,在氣缸軸向端面上開有排氣口,圖示為壓縮過程即將結束的狀態(tài),當活塞由圖示位置繼續(xù)旋轉(zhuǎn)、排氣導通口與排氣口重合時,氣缸向外排氣.這樣的排氣結構不需要排氣閥.

1.2.2 活塞周向端面的型線設計

圖2 活塞結構示意圖Fig.2 Schematic diagram of piston structure

壓縮機基本結構的活塞周向端面是一個平直面,且與弧面的切線垂直.這樣的端面在兩個活塞交匯時會形成較大的余隙容積.為減少余隙容積,左右兩個氣缸的活塞周向端面在交匯處應盡量嚙合,因此,要改進活塞周向端面形狀.端面嚙合狀態(tài)如圖4所示,圖4(a)為嚙合開始狀態(tài),右環(huán)活塞端點與左缸活塞端點嚙合;圖4(b)為嚙合過程某一狀態(tài),此時,右環(huán)活塞端面上B點與左環(huán)活塞端面上A點嚙合.其中,A點為左環(huán)活塞端面型線上的任一點,所處圓弧半徑為r,圖4(a)中其角度為θ,圖4(b)中其角度為θ2;而B點為右環(huán)活塞端面型線上的端點,所處圓弧半徑為R,即為活塞外徑,圖4(a)中其角度為θ1=45°,圖4(b)中其角度為θ3;為了便于計算,將A點位置其圓弧半徑r與活塞外徑R的比值定義為φ,由于在嚙合運轉(zhuǎn)過程中,左右活塞為同步異向運轉(zhuǎn),因此

1.2.3 活塞數(shù)量

圖3 軸向排氣結構Fig.3 Schematic diagram of axial exhaust port structure

圖4 活塞周向端面嚙合示意圖Fig.4 Schematic diagram of piston circumferential face meshing

壓縮機基本結構中,左右氣缸各有一個活塞,一個運轉(zhuǎn)周期左右氣缸各向外排氣一次.考慮到活塞運轉(zhuǎn)時將產(chǎn)生較大的離心力,實際設計如圖5所示,一個運轉(zhuǎn)周期左右氣缸各向外排氣兩次.

圖5 活塞的布置示意圖Fig.5 Schematic layout of piston

1.2.4 潤滑方式

潤滑方式采用壓差方式潤滑,由活塞運轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的進出口流體壓力差驅(qū)動潤滑油的循環(huán).潤滑油主要潤滑活塞、軸承、驅(qū)動齒輪等,同時在氣缸內(nèi)還起到密封作用.

1.2.5 樣機的一些設計參數(shù)

樣機設計為小排量、低壓的空氣壓縮機,設計目標:吸氣壓力為大氣壓,排氣壓力為0.25～0.30 MPa,轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為1 450 r/min,排氣量為0.10～0.15 m3/min.根據(jù)設計目標,壓縮機樣機設計的一些關鍵參數(shù):活塞外徑為58 mm,內(nèi)徑為48 mm,軸向長度為33 mm,理論排氣量為0.13 m3/min.氣缸的尺寸根據(jù)活塞的尺寸相應確定,氣缸與活塞間隙配合.樣機設計的外形圖如圖6所示.

圖6 壓縮機樣機的設計外形圖Fig.6 Outline design diagram of compressor prototype

2 壓縮機樣機實驗

因前述壓縮機處于開發(fā)階段,定義其工作介質(zhì)為空氣,又稱其為空氣壓縮機.根據(jù)GB/T 15487-1995規(guī)定,空氣壓縮機排氣量的測定主要可采用噴嘴法和充罐法[15].本樣機的測試采用噴嘴法,樣機的測試實驗臺如圖7所示.

圖7 樣機測試實驗臺Fig.7 Prototype test laboratory bench

未計及冷凝水的壓縮機容積流量計算公式為[15]

式中,Q為設計空氣壓縮機理論排氣量;Q0為空氣壓縮機排氣量;Δp為噴嘴前后壓差;ps為吸氣壓力;Tx1為空氣壓縮機吸氣的絕對溫度;Tt為噴嘴前氣體的絕對溫度;c為噴嘴系數(shù);d為噴嘴直徑.

測試數(shù)據(jù)如表1所示.

表1 設計工況及測試數(shù)據(jù)Tab.1 Parameter design and test data

3 結 論

a.理論和實驗表明,本文所闡述的回轉(zhuǎn)式活塞壓縮機的工作原理是可行的.

b.排氣壓力達到了設計指標,實際排氣量達到理論排氣量的45%.

c.壓縮機樣機的實際排氣量偏小,但作為首款樣機達到了預期的效果.

d.改進方案:在樣機的設計時,為了能確保樣機的安全運轉(zhuǎn),活塞與氣缸的間隙留得比較大,軸向配合間隙設計為0.10～0.15 mm,徑向配合間隙設計為0.075～0.120 mm,這樣設計會造成氣體較大的泄漏,降低實際排氣量.理論計算表明,軸向和徑向間隙減少約1/3,氣體泄漏量將大大降低,且不影響實際運行.另外,氣缸進氣口和活塞排氣口的改進也能提高容積效率.

[1] Maclaren E T,汪慶真.用分析方法改進往復式壓縮機氣閥設計[J].壓縮機技術,1977(3):9-17.

[2] 王麗,劉振全,胡凇城.動態(tài)氣體力對往復式壓縮機氣閥運動規(guī)律影響的研究[J].甘肅科技,2009,25(3): 55-57.

[3] 戴曉洲,應洪山,范吉全,等.迷宮式活塞壓縮機迷宮密封及結構分析[J].化工機械,2000,27(2):101 -104.

[4] 翟曉寧.迷宮密封活塞式壓縮機熱力動力計算程序開發(fā)及應用[J].化工設備與防腐蝕,2006(6):20-22.

[5] Aranrahob B M.活塞式壓縮機密封環(huán)可靠性的評定比較[J].壓縮機技術,1980(2):20-22.

[6] 蔡俊,王宏光.轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速實驗與計算的對比分析[J].上海理工大學學報,2007,29(5):471-475.

[7] 王彥青,魏連鑫.一種改進的小波閾值去噪方法[J].上海理工大學學報,2011,33(4):405-408.

[8] 王煥然,周雷,金光熹.渦旋壓縮機密封間隙的定量化研究[J].壓縮機技術,1997(5):17-20.

[9] 王軍,王宜義.渦旋壓縮機徑向間隙的泄漏[J].流體工程,1989(10):49-53.

[10] 李文華,褚紅艷.渦旋壓縮機泄漏模型的建立與分析[J].壓縮機技術,2007(6):8-10.

[11] Fushiki T,Sano F,Ikeda K,et al.Development of scroll compressor with new compliant mechanism[C]∥International Compressor Engineering Conference, West Lafayette:Purdue University,2002:1576 -1582.

[12] 李連生,束鵬程,黃炯,等.渦旋式壓縮機排氣系統(tǒng)氣流脈動現(xiàn)象研究[J].應用力學學報,1997,14(3):84 -89.

[13] Itoh T,Fujitani M,Takeda K.Investigation of discharge flow pulsation in scroll compressor[C]∥Process of 1994 ICEC, West Lafayette:Purdue University,1994:683-688.

[14] 章根國.單級中壓單螺桿空壓機核心技術突破[J].壓縮機技術,2012(3):69-71.

[15] 國家技術監(jiān)督局.容積式壓縮機流量測量方法(GB/T 15487-1995)[S].北京:中國標準出版社,1995.

(編輯:石 瑛)

Prototype Design and Test of a Rotary Piston Compressor

LEIRong, OUYANGXinping, GUOZhen, CHENGZheming
(School of Energy and Power Engineering,University of Shanghai for Science and Technology,Shanghai 200093,China)

A novel rotary piston compressor with double-loop structure was introduced,replacing the conventional reciprocating piston with novel rotary piston,and converting the reciprocating motion of piston into rotary motion.While maintaining the features of wide range of compression ratio and simple manufacturing process,some advantages of other types of compressors with different working mechanisms were also assimilated.The novel compressor with no suction valve and exhaust valve eliminates the conventional compressor piston’s moving inertial force and upgrades its application field,The prototype of the novel compressor were designed and tested to verify the feasibility of the compressor working principle,and the test results show that the actual exhaust pressure meets the requirement of design specifications and the exhaust displacement reaches the value beyond the half of the theoretical one.

rotary piston compressor;compressor design;compressor test

TK 437

A

1007-6735(2015)01-0057-04

10.13255/j.cnki.jusst.2015.01.010

2013-08-22

中央財政支持地方高校發(fā)展專項基金資助項目

雷 蓉(1989-),女,碩士研究生.研究方向:新型壓縮機研制.E-mail:lrong105@163.com

歐陽新萍(1964-),男,副教授.研究方向:強化換熱、新型壓縮機研發(fā).E-mail:xpoy@163.com