擺桿約束往復活塞式無油潤滑空氣壓縮機的研究

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。

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