4M12－45／210空氣壓縮機四級氣閥改造

潘仲高

（成都市博磊化工機械有限公司，四川 溫江 611130）

4M12－45／210空氣壓縮機為國產大型5級4列對稱平衡型壓縮機，單機設計年供高壓空氣達2000×104m3，目前國內多家大型科研機構采用該型號壓縮機。四川安縣風洞中心裝備有2臺該型號壓縮機，正常生產情況下，一開一備。該壓縮機具有結構緊湊、檢修方便等優點，但通過調研發現，這種壓縮機也存在不少不足之處，如排氣溫度偏高、氣閥使用壽命較短等。其中最主要的是，該型號壓縮機的四級氣閥，特別是四級吸氣閥頻繁出現短時間內閥片、彈簧斷裂，閥座密封面出現眾多凹坑等問題。據統計，四級吸氣閥的平均使用壽命不到l5d。氣閥的頻繁損壞，導致壓縮機需要經常倒車檢修，高壓空氣輸送量不穩定，高壓空氣儲氣系統壓力波動大，壓縮機維修費用上升。此外，該壓縮機四級排氣溫度偏高，表明能耗偏大，經濟性較差。壓縮機排氣溫度過高，往往是氣流流經氣閥阻力損失過大造成的。為提高氣閥與壓縮機的經濟性與可靠性，確保吹風實驗長期穩定進行，應四川安縣風洞中心的邀請，我們對該壓縮機四級氣閥進行改造。

1 問題分析

4M12－45／210壓縮機四級基本情況如下。

壓縮機轉速為333r／min，行程為320mm，四五級同為一列，四級為軸側單作用氣缸，缸徑為φ185mm；五級為蓋側單作用氣缸，缸徑為φ90mm。活塞桿直徑為φ70mm，四五級缸間為平衡段，平衡壓力為五級排氣壓力，四級氣缸軸側配置1個吸氣閥、1個排氣閥。每個閥蓋上配有3個M20頂絲，見圖1。設計工況下，壓縮機四級吸氣壓力（表壓）為2.5MPa，吸氣溫度為50℃，排氣壓力（表壓）為8.1MPa，排氣溫度為164℃。4M12－45／210壓縮機隨機配備的四級吸氣閥結構如圖2，為閉式氣墊閥。氣閥閥座主要結構參數如下：凸緣高度為19mm，總厚度為36mm；通流環槽數為3，各環槽中徑分別為φ130mm、φ95mm、φ60mm，環槽上部分寬為7mm、深為8mm，環槽底部部分寬為10mm、深為28mm，并設有加強筋。升程限制器主要結構參數如下：總厚度為29mm，通流環槽數為3，通流環槽上部分寬為4.5mm、深7mm，下部分寬為7mm、深22mm，并設有加強筋。氣閥閥片共3片，各片規格分別為φ140／φ120mm、φ105／φ85mm 及φ70／φ50mm，各閥片厚度均為3mm。氣閥升程為1.5mm。

圖1 四級吸氣閥安裝示意圖

圖2 隨機配備的四級吸氣閥結構圖

根據上述數據，計算4M12－45／210氣閥的功能參數如表1。

表1 4M12－45／210氣閥的功能參數

從表1的計算可以看出，原氣閥設計存在以下不合理之處。

（1）氣流流經閥隙時速度過大。氣流流經氣閥時，將經過三處橫截面較小的通道，分別為閥座通道、閥隙通道（即升程截面）和升程限制器通道。其中，升程限制器通道面積比其余二處通道面積大，氣流流經該處時的速度最小，因此，該通道對氣閥的工作效率影響較小，設計氣閥時可以不考慮。其次是閥座通道，它的通流截面小于限制器的通流截面，同時，氣流流經該處的速度與閥片的使用壽命息息相關，所以，在氣閥設計中應盡量選用較低的閥座通道流速。至于閥隙通道，其通流截面通常最小，氣流流經該處的速度最大，是氣閥設計中應優先控制的流速，特稱為閥隙速度。其值決定了氣流流經氣閥時能量損失的大小，也決定了氣閥比彈簧力的大小（改造前后氣閥比彈簧力的計算見表2、3）。閥隙速度越小，氣流流經氣閥時的能量損失越小，氣閥的比彈簧力越小，但其大小受氣閥的安裝尺寸制約，考慮到氣閥設計的經濟性，對不同壓力下的環狀閥和網狀閥的閥隙流速，我們推薦按表4的數值選取。

表2 改造前4M12－45／210氣閥閥片比彈簧力計算

表3 改造后4M12－45／210氣閥閥片比彈簧力計算

圖3 進氣閥μ值的選用范圍（壓力單位為105 N／m2）

圖4 排氣閥μ值的選用范圍（壓力單位為105 N／m2）

圖5 流量系數av

圖6 推力系數β

原氣閥的平均閥隙速度計算值為44.8m／s，顯然超過了推薦值（20～35m／s）。

（2）氣閥全開時閥座通道單位面積上的彈簧力（簡稱比彈簧力）遠遠超過推薦值，氣閥彈簧力是影響氣閥能量損失和閥片壽命的主要因素。它分為氣閥全閉彈簧力和氣閥全開彈簧力。氣閥全閉彈簧力，主要關系到氣閥開啟的時間；氣閥全開彈簧力，主要關系到閥片關閉的及時性和閥片對升程限制器的沖擊。氣閥全閉時的彈簧力以小為宜，但不能過大和過小。彈簧力過小，導致閥片滯后關閉，使閥片沖向閥座速度增加，從而降低閥片的使用壽命，而且還使得氣體 “回流”，影響壓縮機效率。氣閥全開時的彈簧力則要大，同樣也不能過大；若彈簧力過大，大到氣流壓力不足以克服彈簧力將閥片 “貼于”升程限制器上時閥片便在閥座與升程限制器之間來回振動，使有限的氣閥縫隙面積不能充分利用，增加氣閥額外的能量損失，降低壓縮機效率，而且在關閉時，閥片以較大的速度沖向閥座，會大大縮短閥片的使用壽命。理想的情況是，隨著閥片的開啟，彈簧力呈非線性增大，在氣閥全開時有最大值，保證閥片開啟、關閉的及時性和迅速性。

由此可見，正確選擇彈簧力是很重要的，彈簧力的大小與壓縮機轉數、氣閥工作壓力、氣閥中氣體的流速、氣閥運動零件質量、閥片升程等因素有關，很難用計算方法來確定。目前已有的計算方法，其結果與實際要求相差也較大。在統計和分析了我國現在壓縮機氣閥彈簧力的范圍和閥的使用情況后，對于大、中型固定式多級機（轉數低于500r／min），推薦按表5選取。

表4 閥隙通道的平均氣流速度

表5 氣閥全開時的彈簧力

原氣閥全開時閥座通道單位面積上的彈簧力為36760N／m2，而推薦值為9807～19614N／m2，顯然，該值遠遠超過了推薦值。

2 改造措施及效果

過快的平均閥隙速度導致了遠遠超過推薦值的比彈簧力，超大的比彈簧力就是引起氣閥短時間內閥片、彈簧斷裂，閥座密封面出現眾多凹坑的根本原因。為了從源頭上解決4M12－45／210四級氣閥壽命短的難題，我們將該壓縮機的四級吸、排氣閥閥片結構型式由環狀改為網狀，并將原來的閥片寬通道改為窄通道，將閥片的通道數由3變為4。同時，將氣閥的升程從1.5mm提高至2mm。改造后四級吸氣閥結構如圖7。氣閥改造后，氣閥組件的安裝尺寸不變，因此改造后氣閥裝入壓縮機沒有任何問題。改造后氣閥閥座主要結構參數如下：凸緣高度為19mm，總厚度為36mm，通流環槽數為4，各環槽中徑分別為φ137.5mm、φ112.5mm、φ87.5mm 及φ62.5mm，環槽上部分寬為4.5mm、深為8mm，環槽底部部分寬為7mm、深為28mm，并設有加強筋。升程限制器主要結構參數如下：總厚度為29mm，通流環槽數為4，通流環槽上部分寬為4.5mm、深7mm，下部分寬為7mm、深22mm，并設有加強筋。氣閥閥片為網狀，由四環片組成，見圖8。各環規格分別為φ145／φ130mm、φ120／φ105mm、φ95／φ80mm 及 φ70／φ55mm，各閥片厚度均為3mm，氣閥升程為2mm。

圖7 改造后四級吸氣閥結構圖

圖8 改造后四級氣閥網狀閥片

將改造后氣閥各參數代入相關公式進行計算，計算結果見表1。對比改造前后計算結果，可以發現改造后的氣閥有效避免了原氣閥設計的不合理處：① 將氣流流經閥隙時速度由原來的44.8m／s降為32.55m／s，滿足了基本的許用要求；②較大幅度降低了氣閥全開時閥座通道單位面積上的彈簧力（比彈簧力），原氣閥全開時閥座通道單位面積上的彈簧力為36760N／m2，改造后氣閥全開時閥座通道單位面積上的彈簧力為19320N／m2，后者已在推薦范圍 （9807～19614N／m2）內。從計算結果可以看出，改造氣閥能滿足壓縮機的長周期運行。改造后的氣閥在四川安縣風洞中心投入使用。同一臺壓縮機裝上原隨機配備的氣閥時，四級吸氣壓力（表壓）為2.5MPa、吸氣溫度為43℃，排氣壓力（表壓）為7.9MPa、排氣溫度為173℃；在各進氣工況不變的情況下，裝上改造氣閥后，四級吸氣壓力（表壓）為2.5MPa、吸氣溫度為43℃，排氣壓力（表壓）為8.1MPa、排氣溫度為160℃。眾所周知，壓縮機各級排氣溫度同該級氣體的壓縮比成正比，同時也與氣流流經該級氣閥的阻力損失成正比，本壓縮機的四級氣閥改造后，壓縮比由3.08升為3.15，但排氣溫度反而降低了13℃。這表明，氣流流經改造后的氣閥時，阻力損失明顯下降。改造后四級氣閥投入運行三年后，使用情況統計如下：氣閥組件整體的使用壽命平均為六個月，彈簧每六月更換一次，閥片每一年更換一次，限制器和閥座每兩年更換一次。顯然，改造后氣閥各零部件使用壽命遠遠超過改造前，本次改造取得了顯著的效果。

3 結 語

通過對4M12－45／210空氣壓縮機四級氣閥結構型式、流道等方面的改進，完全解決了四級氣閥短時間內閥片、彈簧斷裂，閥座密封面出現眾多凹坑等問題，同時還降低了壓縮機四級排氣溫度，確保了壓縮機的長周期穩定運行，大幅度提升了壓縮機的經濟性與可靠性，從而確保吹風實驗長期穩定地進行。該項目還被評為該公司技術革新一等獎，參與該項目改造的相關人員得到了上級領導的嘉獎，公司上下對我們的改造效果給予極高評價。同時，通過行業交流，云南、河南等企業同型號壓縮機也采用此法改造，同樣產生了很好的效果。