一、前言

    新型的“螺杆-活塞串联空压机组”系列产品，已应用于陆地、海上石油勘探及海岸空压机站等多个领域。现将该机组后段高压活塞压缩机的气阀结构设

计、计算参数和试验结果作一介绍。

    二、气阀工作条件

    气阀是高压活塞压缩机中最为关键的一个组件。压缩机运行的可靠性与经济性都与气阀设计得好坏有关。机组气阀需满足后段两级高压活塞压缩机的正常运转，压缩机主要技术参数见表1。

 

    三、气阀的设计与计算

    气阀的设计合理与否，直接响到排气量、排气温度及整机效率；气阀的主要特性参数，可参照有关文献规定。根据表1要求，所设计的气阀必须满足排气量大，并且排气压力高的活塞压缩机运行。因此进行气阀结构设计时确定为环状阀（如图1）[1]，保证足够的流通截面。

    为了减少气体流经气阀的压力损失，考虑了尽可能在有限的气缸阀室上获得最大的安装截面，即获得最大的气阀有效流通截面。阀隙流通面积，按文献[2]有：

    F′r = FC_m/C_vZ_v

    式中 F ——活塞工作面积；

    C_m——活塞平均速度；

    C_v——阀隙流速；

    Z_v——同名气阀个数。

    式中阀隙流速C_v不能选取过高，否则阀隙马赫数M_v增大，使平均相对压力损失增加。该机阀隙马赫数三级进气阀为0.15，排气阀为0.13，四级进气阀为

0.11，排气阀为0.1，在推荐值0.08～0.25范围内。

    阀片升程为1.1～1.3mm，弹簧力的选取与升程、阀隙马赫数的关系满足0<μ <1。μ 为气阀全开时弹簧力和曲柄转角θ=90°时的气体推力之比。按文献[3]有：

    式中 z ——弹簧个数；

    k——每个弹簧的刚性系数；

    H——气阀升程；

    H₀——阀弹簧预压缩量；

    β——推力系数；

    ap——阀座出口处通流面积。

    如果μ >1，弹簧力将超过阀片全开时可能产生的最大气体推力，阀片不能充分开启或在开启时发生颤振，增加能量损失，降低压缩机效率。当μ =0或接近0

时，气阀无弹簧力或弹力太小，阀片将延迟关闭，还会使得气体“回流”。在确定m 值以后，计算阀片在弹簧力的作用下[3]，从全开位置降落到阀座上所需时间对应的曲轴转角θ₁、阀片开始脱离升程限制器直到活塞到达止点所持续时间对应的曲轴转角θ₂、阀片到达升程限制器直到活塞到达止点这段时间内所对应的曲轴转角θ₃，检验θ₂/θ₃<0.7和θ₂/θ₁>2时，表明该气阀有合理的运动规律。气阀主要计算参数见表2。

 

    四、气量与功率的估算与测定

    图2表示了样机与螺杆压缩机串联为一系统，当压力达满负荷（总压力比25.1/2.5）时，在不同的转速下，实测容积流量Q0、排气量Qd，轴功率Nz、比功率q的实测曲线。

    当转速达1200r/min，实测容积流量Q₀为0.852m³/min，换算到螺杆压缩机一级进气状态下，排气量Q_d达20.9m³/min，轴功率N_z为146.3kW，比功率q 为7kW/m³·min^-1。

    五、结论

    1）实测样机的性能指标与理论设计要求基本符合，即该机的主要参数选取和结构设计是比较合理的。

    2）气阀的设计按本文的方法是可行的，经验公式θ₂/θ₃<0.7，θ₂/θ₁>2用于校验气阀弹簧，可以得到较合理可靠的阀片运动规律。

    [1]郁永章.容积式压缩机技术手册[M].北京：机械工业出版社，2005.

    [2]活塞式压缩机设计编写组. 活塞式压缩机设计[M].北京：机械工业出版社，1974.

    [3]林海，吴业正. 压缩机自动阀[M].西安：西安交通大学出版社，1991.

（收稿日期：2009/02/16）