新型雙對置活塞壓縮機理論計算與動力分析

何志龍，韓耀祥，郭 旭

（西安交通大學，西安 710049）

0 引言

活塞壓縮機由于其寬廣的工作范圍被廣泛應用在各種場合，但是由于其自身結構特點，存在機器笨重，占地面積大，易損件多，吸排氣間斷，振動大等問題，因此在研究其新型結構上還有較大的進步空間。

國內不少學者對新型活塞壓縮機結構做出了一定的研究。李玉斌等［1］詳細介紹了一種新型無連桿活塞式壓縮機——十字滑塊壓縮機的工作原理以及應用現狀。吳維賢［2］設計了一種氣閥安裝在活塞上的VIP壓縮機，使壓縮機的重量僅為傳統壓縮機的20%～30%。蔣華等［3］提出了一種凸輪驅動的往復式活塞壓縮機，采用帶2個休止角段的凸輪驅動活塞，可適用于高速運轉的工況。耿愛農等［4］提出了一種新型的搖擺式無油潤滑空氣壓縮機，在省去吸氣閥的基礎上，利用活塞搖擺運動時與氣缸形成的側隙構成進氣通道，將曲軸箱作為進氣消聲室，降低了運行噪聲。耿葵花等［5］提出了一種新型的擺桿約束往復活塞無油潤滑空氣壓縮機，在傳統曲柄連桿機構的基礎上增設一個擺桿機構，以此約束連桿和活塞以近乎直線往復的方式進行工作，從而降低活塞及密封環對氣缸的側壓力與敲擊強度。干練等［6］對新型活塞壓縮機蚌線結構進行了動力分析，得出該結構只存在一階慣性力的重要結論。付景順等［7］對一種應用在LNG燃料動力船上的新型立式對動平衡式壓縮機進行了動力分析，為該型號壓縮機的設計制造提供了參考。

國外學者也不乏對新型往復活塞壓縮機的研究。HEIDARI等［8］提出了一種應用于壓縮空氣儲能系統中的新型翅片式往復壓縮機，該壓縮機包括2種不同直徑的同心環形翅片，通過2個翅片中形成的密封空間組成壓縮腔。研究表明，該壓縮機較傳統活塞壓縮機提高了近50%的效率。LIANG等［9］提出了一種新型無油直線壓縮機結構，通過與傳統的活塞壓縮機比較，得出在低功率下，該壓縮機較傳統壓縮機有更高的電機效率的結論。KHAITAN等［10］研究了一種新型儲氫用往復活塞壓縮機，運行過程中機身可以得到有效的冷卻，壓縮過程更加接近等溫壓縮。

雖然目前很多學者對活塞壓縮機進行了創新設計，但研究大多數集中在如何提高壓縮機效率，忽略了往復壓縮機動力性能對于壓縮機耐久性以及穩定性的影響。在根據HOFBAUER等［11-12］提出的應用在內燃機上的OPOC結構的基礎上，本文創新性地提出了一種新型雙對置的活塞壓縮機機構。該新型壓縮機有2個位于曲軸兩側的氣缸，氣缸沒有氣缸蓋等結構，每個氣缸內部有2個相對的活塞，內部活塞通過一根內連桿連接，外部活塞通過外部2根完全對稱的外部連桿連接。這種布局使該壓縮機可以通過2個氣缸完成傳統壓縮機4個氣缸才能完成的任務。

本文詳細介紹了該壓縮機的工作原理，并根據設計工況對其進行了熱力和動力計算，為后續該機型的研究提供了理論基礎。計算結果表明，該壓縮機有良好的力學性能，具有重量輕、振動小等優點。

1 雙對置活塞壓縮機工作原理與熱力計算

1.1 工作原理

傳統的活塞壓縮機的工作腔由氣缸、活塞以及氣缸蓋密封形成，曲柄連桿機構將曲軸的旋轉運動轉換為活塞在氣缸內部的往復運動來完成吸氣、壓縮、排氣過程。根據氣缸布置位置的不同，傳統活塞壓縮機可以分為對動型、對置型、V型、W型等。本文提出的新型雙對置活塞壓縮機將2個氣缸分別布置在氣缸的兩側，每個氣缸內又由2個活塞與氣缸壁形成密封腔體，完成工作過程，其基本結構如圖1所示。

圖1 新型雙對置活塞壓縮機結構示意Fig.1 Schematic structural diagram of new type double opposed piston compressor

從圖1可以看到，該結構在曲軸兩側布置有2個氣缸，每個氣缸中相對布置有內活塞、外活塞，在內外活塞中間氣缸壁上設有吸、排氣閥，控制壓縮機的吸排氣過程。每個內活塞由連接在大曲拐半徑上的內連桿連接，每個外活塞由2個連接在小曲拐半徑上的外連桿連接，曲柄連桿機構帶動內、外活塞在氣缸內做往復運動。

當左氣缸吸氣閥打開時，左工作腔處于吸氣狀態，左缸內、外活塞由內止點向外止點相背運動，同時，右缸內、外活塞由外止點向內止點相向運動；左工作腔吸氣過程完成時，左缸內、外活塞到達外止點，此時，右缸內、外活塞到達內止點，完成壓縮、排氣過程；當左缸內、外活塞由外止點向內止點相對運行進行壓縮、排氣過程時，右缸內、外活塞由內止點向外止點相背運動進行吸氣過程。因此，曲軸旋轉一圈，左右兩氣缸各自完成一個工作過程，由于每個缸內有2個活塞，所以雙對置結構的一個工作過程相當于傳統活塞壓縮機4個單作用氣缸工作過程［13-14］。

1.2 熱力計算

本文提出的新型雙對置活塞壓縮機的設計基本工況見表1。

表1 雙對置活塞壓縮機的設計工況Tab.1 Design condition of double opposed piston compressor

由排氣量的概念可知，氣體從第一級吸進到最終排出，如果中途沒有任何的氣量損失，則壓縮機的排氣量應等于進氣量。而在實際過程中，因為存在泄漏，一轉中排出的氣量會少于吸入的氣量，即：

式中 Vd——排氣量，m3；

Vs——進氣量，m3；

λl——泄漏系數。

進氣量Vs與行程容積Vh之間存在以下關系：

式中λv——容積系數；

λp——壓力系數；

λT——溫度系數。

當轉速為n時，壓縮機總的排氣量Q0為：

根據式（1）～（3），可得壓縮機氣缸行程容積Vh。

活塞行程S可由下式計算：

式中 vm——活塞平均速度，m/s。

由此可以得到氣缸直徑D為：

式中 z ——同級汽缸數。

上文中所有系數以及活塞平均速度的選取均參考文獻［15］所得。最終將得到的活塞行程S與氣缸直徑D圓整之后，再對排氣量Q0等參數進行復算。

2 動力分析

2.1 模型簡化

為了便于分析，用圖2所示的曲柄連桿機構運動簡圖來代替真實的壓縮機工作情況，圖中OA代表大曲柄半徑，OB代表小曲柄半徑，由于該機構2個小曲柄具有完全相同的工作過程，故可以將其簡化為一個；AC，AD分別代表左右2個活塞內連桿；同理，每側的2個長連桿有著相同的工作過程，可以將其簡化為一個，左邊連桿用EB指代，右側連桿用BF指代。

圖2 曲柄連桿機構示意Fig.2 Schematic diagram of crank - connecting rod mechanism

根據該結構的運動特性，在運動到內、外止點位置時，曲柄連桿機構擁有以下關系：

式中 l1，l2——內、外連桿長度，m；

r1，r2——長、短曲柄半徑，m。

連桿直徑根據文獻查閱取得d=0.02 m，選取材料為鋼，估算出長、短連桿質量為m1，m2，估算出活塞質量為mp。

為了求得曲柄連桿的往復質量，需要根據質量守恒定律將曲柄連桿質量轉化，使其在動力特性上保持不變。根據文獻［15］最終可得：

式中 ms1，ms2——外連桿、內連桿往復質量，kg。

2.2 力學分析

以左邊氣缸為例，忽略流程損失等因素，缸內壓力指示如圖3所示。

圖3 氣缸壓力指示Fig.3 Indication diagram of cylinder pressure

活塞壓縮機摩擦力分為往復摩擦力與旋轉摩擦力，其中往復摩擦力Ff為：

3 結果分析

參照上文中新型雙對置活塞壓縮機的結構和工況參數，利用數值計算方法編寫程序求解方程，得到熱力計算以及動力計算的結果。

表2為該新型壓縮機熱力計算的結果。根據設計工況可以求得氣缸直徑、活塞行程等參數，為動力分析奠定了基礎。

表2 熱力計算參數Tab.2 Thermodynamic calculation parameters m

左、右氣缸內兩活塞的氣體力與活塞行程關系如圖4所示。從圖可知，氣體力的最大值約為4 000 N，左、右缸內氣體力皆有良好的對稱性，可以完全平衡。此外，從圖中還可以看出，當左缸內、外側氣體力約等于0時，左缸內處于吸氣狀態，此時右邊氣缸內氣體力由0到最大值又趨于0，說明右邊氣缸處于壓縮、排氣狀態因此，圖中所示過程與前文描述中的工作過程完全相同，反映了計算的合理性和準確性。

圖4 氣體力示意Fig.4 Schematic diagram of gas force

圖5，6分別示出了該壓縮機左右氣缸內一階、二階往復慣性力與曲軸旋轉角度的關系。從圖5中可以看出，左右氣缸內的內活塞受到的最大一階慣性力為1 250 N左右，外活塞受到的最大一階慣性力為500 N左右，但左右氣缸內的內、外活塞受到的一階慣性力可以完全平衡掉，即一階慣性力的總和為0。由圖6可知，左右氣缸內的內、外活塞所受的二階慣性力線完全重合，即二者受到的二階慣性力相同。內活塞受到最大二階慣性力為400 N左右，外活塞受到的最大二階慣性力為50 N左右，遠小于其所受到的一階慣性力。因此盡管其二階慣性力沒有得到平衡，但從總慣性力來看，該壓縮機具有良好的力學性能。

圖5 一階慣性力示意Fig.5 Schematic diagram of first-order inertial force

圖6 二階慣性力示意Fig.6 Schematic diagram of second-order inertial force

圖7，8分別示出了該壓縮機的往復摩擦力和旋轉摩擦力。在運行過程中可以將其摩擦力視為定值。從圖可知，該壓縮機摩擦相對較小，其中往復摩擦力為118.6 N，旋轉摩擦力為37.5 N。

圖9示出了左、右氣缸內各活塞所受的活塞力，活塞力由氣體力、慣性力與往復摩擦力之和組成。從圖中可以看出，由于二階慣性力的不完全平衡，和摩擦力的影響，活塞力沒有完全對稱，總的偏移量為二階慣性力的大小。但是總的來看，（相較同排量的傳統活塞壓縮機而言），其仍然有著較好的力學性能。根據活塞力計算得到壓縮機的法向力和切向力，如圖10，11所示。法向力作用在曲柄銷和主軸承上，造成了軸與軸承間的摩擦，摩擦功的損失影響了軸承的承載能力。從圖10中可以看出，該壓縮機的法向力有著良好的平衡能力，對軸承損傷影響較小；壓縮機總切向力可以表征出能量的消耗，其分布的均勻性與總體設計有關。如果活塞在相向和相背運動過程中所消耗的功大小相等，則切向力曲線就較為均勻，能量變化值相對較小。從圖11中可以看出，該壓縮機總切向力分布比較均勻，波動較小。因此該壓縮機在運行中能量變化較小，運動比較平穩，振動較小。

圖9 活塞力示意Fig.9 Schematic diagram of piston force

圖10 法向力示意Fig.10 Schematic diagram of normal force

圖11 切向力示意Fig.11 Schematic diagram of tangential force

4 結論

（1）相比于現有的活塞壓縮機，本文提出的新型壓縮機在總體結構上有獨特的優勢。其沒有曲軸箱、汽缸蓋等結構，僅通過一根曲軸連接6根連桿、4個活塞和2個氣缸。相比于傳統活塞壓縮機，該壓縮機通過簡化布局和減少零部件，降低了質量和體積，提高了空間利用率和使用效率，具有良好的使用性能。

（2）該雙對置結構有著良好的平衡性能。此形式的壓縮機的一階往復慣性力左右兩側完全平衡，二階往復慣性力在本設計中雖然沒有得到平衡，但數值較小，總的活塞力基本可以平衡。

（3）該壓縮機總切向力分布均勻，波動較小，因此，可以預測該壓縮機在運行中噪聲較小，振動小，運行比較平穩。