微型高壓壓縮機導向環(huán)堵頭脫落分析及改進

中圖分類號 TH457 文獻標志碼 A 文章編號 0254-6094（2025）03-0438-07

往復式壓縮機具有效率高、工作壓力范圍廣及適用性強等優(yōu)點，是石化、冶金、能源等行業(yè)的核心設備[1.2]。隨著行業(yè)的不斷發(fā)展，壓縮機微型化、無油化的需求不斷提高[]。高曉輝等結(jié)合速度型壓縮機和活塞式壓縮機的優(yōu)勢，開發(fā)了斜盤式和擺盤式的高壓微型壓縮機[4.5]。相較于傳統(tǒng)的高壓壓縮機，斜盤結(jié)構(gòu)的微型高壓壓縮機具有無油、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單及能夠?qū)崿F(xiàn)多級壓縮等優(yōu)點，現(xiàn)已在航空、航天、潛水呼吸等領(lǐng)域得到了廣泛應用[]。

由于微型壓縮機體積較小，高壓級氣缸直徑也相對較小，因此，高壓級活塞采用了浮動柱塞結(jié)構(gòu)，設置了導向環(huán)。同時為保證微型壓縮機足夠的容積效率，導向環(huán)需采用整環(huán)。為滿足裝配要求，導向環(huán)所在活塞部位采用了開放結(jié)構(gòu)，上方依靠過盈配合的堵頭進行鎖緊。然而實際運行中，由于微型壓縮機的排氣壓力和摩擦產(chǎn)熱較高，固定在活塞上的堵頭往往會在壓縮機運行一段時間后脫落，與氣閥發(fā)生碰撞，導致壓縮機被迫停機，嚴重影響產(chǎn)品質(zhì)量。

受力行為進行了理論分析，旨在找出堵頭脫落的原因。并在此基礎(chǔ)上，對導向環(huán)的運動和堵頭的碰撞過程進行了仿真，研究了不同參數(shù)對堵頭脫落的影響。最終，給出了避免堵頭脫落的改進建議，保證了微型高壓壓縮機的穩(wěn)定運行。

1 導向環(huán)和堵頭力學分析

1.1微型壓縮機導向環(huán)和堵頭結(jié)構(gòu)微型壓縮機高壓級的導向環(huán)與堵頭如圖1所

因此，筆者首先對活塞上的導向環(huán)和堵頭的

示。其中堵頭1與曲柄連桿直接接觸，不存在發(fā)生脫落的風險；而堵頭2與壓縮腔相連，有脫落風險。

1.2 導向環(huán)運動和堵頭受力分析

導向環(huán)與堵頭的結(jié)構(gòu)與受力如圖2所示，藍色的導向環(huán)被橙色的堵頭固定在活塞上，防止脫落。堵頭與活塞間有個凹槽，為保證內(nèi)外平衡，堵頭上開有用于平衡壓力的小孔。其中導向環(huán)與堵頭的間隙為 0.3mm ，大于軸向最大熱膨脹間隙

0.066mm 。導向環(huán)與堵頭間存在較大的間隙，而導向環(huán)在往復運動中受摩擦力和氣體的共同作用也會發(fā)生往復運動，不可避免地會與堵頭發(fā)生碰撞，這是導致堵頭發(fā)生脫離可能性最大的原因；另外一個原因可能是導向環(huán)與堵頭間的接觸力大于堵頭的鎖緊力，堵頭發(fā)生脫離。從圖2中可以看出，導向環(huán)有7個作用力，堵頭有5個作用力，并規(guī)定力向上為正。

F_gi 導向環(huán)上游氣體力；

F_fil. （2 -堵頭防脫摩擦力，最大 2000N （204號 F_pl 堵頭下游氣體力；

Rx 導向環(huán)與堵頭間隙氣體力；

Rx 導向環(huán)與堵頭接觸力；

根據(jù)導向環(huán)所在位置和堵頭的受力情況可以將壓縮機運行過程分為3個階段。

第1階段。壓縮和排氣過程，活塞由上向下靠近壓縮腔運動。導向環(huán)和堵頭所受合力（未考慮活塞-導向環(huán)-堵頭三者的接觸力）分別為：

F_daol=F_fi2+F_gi-F_gi+1-R_x2gt;0

F_dul=F_p1-R_x2-R_x1gt;0

此時，導向環(huán)所受合力大于0，導向環(huán)向上運動，緊貼活塞環(huán)槽，與堵頭不接觸， R_x3=0，F(xiàn)_fri1gt;0 堵頭整體合力 F_dul-R_x3+F_frilgt;0 ，合力向上，堵頭不存在脫離風險。

第2階段。膨脹和吸氣過程，此時活塞由下向上遠離壓縮腔運動，導向環(huán)和堵頭所受合力（未考慮活塞-導向環(huán)-堵頭三者的接觸力）分別為：

F_gi+l 導向環(huán)下游氣體力；

F_fri2 （2 -堵頭與氣缸摩擦力，隨往復運動變化；

R_xl -堵頭與活塞間隙氣體力；

R_x2^′ 導向環(huán)與活塞環(huán)槽間隙氣體力；

R_x3^′ 導向環(huán)與活塞接觸力

F_dao2=F_gi+R_x2-F_gi+1-F_fri2lt;0

F_du2=F_p1-R_x2-R_x1gt;0

此時，導向環(huán)所受合力小于0，導向環(huán)向下運動，當導向環(huán)與堵頭發(fā)生接觸時！ ，R_x3gt;0，F(xiàn)_frilgt;0 ，堵頭整體合力 F_du2-R_x3+F_fril 大小未知，當導向環(huán)與堵頭接觸力 R_x3 較大時，堵頭合力可能出現(xiàn)負值，即合力向下，堵頭存在脫落風險。

第3階段。導向環(huán)換向撞擊過程，可分為與活塞上側(cè)環(huán)槽相撞和與堵頭相撞。其中，與堵頭相撞為堵頭脫離的一個危險工況點，此時堵頭受力情況與第2階段相近。但導向環(huán)與堵頭撞擊的瞬間由于速度的急劇變化，兩者間的接觸力 R_x3 會突然增大，產(chǎn)生峰值，遠高于第2階段中堵頭與導向環(huán)的貼合狀態(tài)，進一步增加了堵頭脫落的概率。

2 導向環(huán)運動與堵頭碰撞過程仿真

AMESim具有豐富的物理數(shù)學模型和完善的后處理功能。在前面理論分析的基礎(chǔ)上，通過AMESim仿真對導向環(huán)與堵頭的受力和碰撞過程進行分析，進一步研究堵頭脫落的原因，并給出相關(guān)改進建議。

2.1 導向環(huán)運動數(shù)學模型

壓縮機運行過程中，導向環(huán)受氣體壓力和摩擦力而發(fā)生往復運動，于此同時活塞（堵頭在活塞上）也在隨曲柄做往復運動，導向環(huán)與活塞間屬于相對運動。為了使導向環(huán)運動過程更簡潔易于理解，采用以地面為基準的絕對參考系，分別求解導向環(huán)和活塞的運動，二者的差值即為導向環(huán)與活塞的相對運動。

導向環(huán)的受力與運動示意圖如圖3所示。其中，活塞的位移 x₁ 、速度 v₁ 和加速度 a₁ 可以通過曲柄連桿的運動學分析得出[7]，在此不再贅述。導向環(huán)的運動參數(shù)無法直接分析得到，但通過受力分析可以得到導向環(huán)上的合力，通過求解微分方程可以得到導向環(huán)的位移 ?x₂ 速度 加速度 a₂ 。

導向環(huán)所受合力、位移、加速度的微分方程如下：

其中氣體力和摩擦力可以通過活塞環(huán)組間壓力分布計算直接得出[8.9]；接觸力是碰撞過程因擠壓變形產(chǎn)生的力，與導向環(huán)的速度和變形有關(guān)。

2.2 導向環(huán)與堵頭碰撞數(shù)學模型

處理多剛體中的接觸碰撞現(xiàn)象有兩類方法[10]：恢復系數(shù)法和等效彈簧阻尼法。其中恢復系數(shù)法只考慮碰撞物體的接觸剛度和恢復系數(shù)兩個參數(shù)，認為碰撞過程是瞬間完成的，計算效率高，但無法計算出碰撞時的接觸力，速度不連續(xù)。而等效彈簧阻尼法則將碰撞過程中的接觸力等效成一個彈簧阻尼模型[1]，如圖4所示。該方法計算過程涉及參數(shù)較多，計算量大，但碰撞過程速度連續(xù)，可以計算出碰撞力，更接近真實碰撞情況。

等效彈簧阻尼法碰撞力 F_n 由兩個部分組成，一個是由于兩個構(gòu)件之間的相互切入而產(chǎn)生的彈性力；另一個是由于相對速度產(chǎn)生的阻尼力，即：

F_n=Kδ+CV

式中 c -接觸阻尼系數(shù)， N?s/mm ，與幾何體剛度和質(zhì)量有關(guān)；K- 接觸剛度， N/mm ，與幾何體材料和結(jié)構(gòu)有關(guān)；V- -接觸點的法向相對速度， mm/s ，是δ的一階導數(shù)；δ —穿透量， mm ，即導向環(huán)與堵頭擠壓發(fā)生的變形量。

綜合考慮，對于導向環(huán)（PEEK）與堵頭（金屬）的碰撞應選用等效彈簧阻尼法。通過牛頓第三定律，計算碰撞過程中兩個物體間的相互作用力，結(jié)合碰撞后物體的變形和相互作用等效應，能夠更準確地模擬物體的運動軌跡和接觸力的大小。

2.3 堵頭脫落原因分析

2.3.1 堵頭受力與堵頭脫落原因分析

由堵頭受力的理論分析得知，在堵頭受力的3個階段中，只有第2階段（壓縮機膨脹和吸氣過程）和第3階段（導向環(huán)換向撞擊過程）存在堵頭脫落的風險。為進一步研究堵頭脫落的原因，對導向環(huán)的運動和堵頭的受力進行了實時仿真，結(jié)果如圖5所示。

在不考慮堵頭與活塞摩擦力的前提下，堵頭合力為負向力，此負向力表示堵頭有脫落的趨勢，摩擦力將發(fā)揮阻礙作用。堵頭與活塞的最大摩擦力由實驗測得為2000N，一旦堵頭的負向合力超過2000N，表示摩擦力無法束縛堵頭，堵頭脫落。從圖5可以看出，在壓縮機運行的大部分過程中，堵頭的負向合力（紅線）都遠小于堵頭與活塞所能提供的最大摩擦力（綠線），堵頭不會有脫落的風險。但當堵頭與導向環(huán)撞擊時（轉(zhuǎn)角 180^° ），峰值力達到2500N，超過摩擦力極限，存在脫落風險。導向環(huán)撞擊時間為 10^-5 s，作用時間較短，但運行中發(fā)生多次沖擊和摩擦，產(chǎn)生的高溫容易使堵頭與活塞接觸面的形貌發(fā)生變化，導致摩擦力降低。長期工作后，堵頭可能發(fā)生脫落。

2.3.2導向環(huán)與堵頭碰撞過程分析

通過仿真分析可知，堵頭脫落可能性最高的階段為導向環(huán)與堵頭碰撞的瞬間，下面將具體研究導向環(huán)在軸向間隙的運動和碰撞過程。

導向環(huán)在軸向運動的過程如圖2b所示，隨著導向環(huán)脫離活塞槽上側(cè)，導向環(huán)上、下游氣體泄漏路徑連通，導致導向環(huán)上、下游壓力瞬間趨于一致，如圖6所示。由于導向環(huán)上、下游壓力一樣，導向環(huán)氣體力合力為零，此時導向環(huán)僅受摩擦力作用，如圖7所示。該階段為導向環(huán)與堵頭碰撞前的加速過程，導向環(huán)在活塞環(huán)間隙的運動只與摩擦力有關(guān)，摩擦力大小是后面碰撞過程接觸力大小的重要影響因素。

由圖7可以看出，導向環(huán)與堵頭碰撞發(fā)生在膨脹開始初期（ 180^°. ，此時活塞反向運動摩擦力變?yōu)樨撝?，帶動導向環(huán)向堵頭運動，從而發(fā)生碰撞。導向環(huán)與堵頭的碰撞過程可以分為3個階段（圖8），如下：

a.導向環(huán)脫離。膨脹開始（ 180^°） ，此時活塞速度為零，導向環(huán)摩擦力大于氣體力合力，導向環(huán)由活塞上環(huán)槽開始脫離。在脫離過程中氣體力合力變?yōu)榱?，僅在摩擦力作用下，導向環(huán)速度變?yōu)樨撝? ，并靠近堵頭運動。

b.碰撞接觸。導向環(huán)與堵頭接觸后，在接觸力作用下，導向環(huán)的速度開始增大，在達到正值 ?_vbc 前，導向環(huán)仍在靠近堵頭，擠壓變形，接觸力增大出現(xiàn)峰值。接觸力繼續(xù)作用下，導向環(huán)速度達到正值 ，導向環(huán)遠離堵頭，恢復變形

c.導向環(huán)反彈。導向環(huán)脫離堵頭后，速度仍為正值 ，導向環(huán)遠離堵頭。在摩擦力作用下，速度減小，達到負值 ?v_ef ，導向環(huán)靠近堵頭，直至發(fā)生二次碰撞。

從圖8可知，在活塞發(fā)生反向時，活塞速度接近零，而導向環(huán)通過軸向間隙加速后的速度達20m/s 這 20m/s 的相對速度是造成碰撞接觸力2500N的直接原因，也是導致堵頭脫落的根本原因。

3堵頭脫落的影響因素及改進建議

通過對導向環(huán)與堵頭碰撞過程的分析得知，導向環(huán)碰撞前的速度可達 20m/s ，是造成碰撞接觸力過大的主要原因。導向環(huán)在碰撞前經(jīng)歷一個加速過程，主要與導向環(huán)的軸向間隙和摩擦力相關(guān)，是堵頭脫落的重要影響因素。

3.1軸向間隙和摩擦系數(shù)對堵頭脫落影響

在導向環(huán)軸向間隙 0.2mm ，摩擦系數(shù)為0.1的基礎(chǔ)上，研究了不同軸向間隙和摩擦系數(shù)對堵頭撞擊峰值力的影響，如圖9所示。從圖中可以看出，隨著導向環(huán)軸向間隙的減小，撞擊前導向環(huán)加速時間變短，撞擊初速度減小，進而撞擊力逐漸減小。而隨著摩擦系數(shù)的減小，導向環(huán)所受摩擦力減小，加速度減小，撞擊前初速度減小，進而撞擊力減小。當導向環(huán)軸向間隙減小為0.05mm ，摩擦系數(shù)減小為0.01時，堵頭所受負向合力為 1000N ，小于最大約束摩擦力2000N，堵頭無脫落風險。

b.軸向間隙 ：0.05mm ，摩擦系數(shù)0.1

3.2防止堵頭脫落的改進建議

堵頭脫落主要是由導向環(huán)與堵頭撞擊峰值力過大造成的，為解決堵頭脫落問題，給出以下建議：

a.降低導向環(huán)摩擦系數(shù)。壓縮機活塞上的導向環(huán)為自潤滑材料，在磨合初期，未能在缸壁上形成轉(zhuǎn)移膜，導致摩擦系數(shù)較大。而堵頭的脫落也往往發(fā)生在壓縮機投入運行的初期。因此，在壓縮機運行前，通過手動滑動導向環(huán)和缸套，對其進行預磨，可以降低導向環(huán)的摩擦系數(shù)，進而降低撞擊初速度和撞擊力，防止堵頭提前脫落。

b.縮小導向環(huán)軸向間隙。導向環(huán)軸向間隙的設置主要為了防止其受熱脹死，但從目前的分析結(jié)果來看，導向環(huán)軸向間隙較大。在考慮熱膨脹變形后，盡可能縮小導向環(huán)軸向間隙，以降低導向環(huán)加速時間，從而減小撞擊初速度和撞擊力，降低堵頭脫落風險。

c.增加堵頭防脫力。從計算結(jié)果上看，當前堵頭過盈配合產(chǎn)生的防脫力為2000N，建議加大堵頭與活塞間的過盈量，增大堵頭防脫力到4000N，可有效避免堵頭脫落。

4結(jié)束語

對導向環(huán)與堵頭的受力進行了初步的理論分析，判定堵頭脫落的可能原因有兩個：壓縮機膨脹和吸氣階段，導向環(huán)對堵頭的推力；壓縮與膨脹的交接處，導向環(huán)對堵頭的撞擊力。

對導向環(huán)運動與堵頭碰撞過程進行了模擬，得到的結(jié)論如下：a.導向環(huán)與堵頭發(fā)生撞擊后，速度由 20m/s瞬間減小到 0m/s ，該過程的撞擊力是造成堵頭脫落的主要原因。b.導向環(huán)與堵頭的撞擊力與氣體力無關(guān)，只與摩擦力和導向環(huán)軸向間隙有關(guān)。c.避免堵頭脫落的建議主要有3個。降低導向環(huán)與氣缸的摩擦系數(shù)；縮小導向環(huán)的軸向間隙；增大堵頭過盈配合的防脫力。

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（收稿日期：2024-05-21，修回日期：2025-05-09）

Analysis and Improvement of the Guide Ring Plug Fall off of Micro High-pressure Compressors

LI Peng-fei ^1，2 ， LIU Yi-ping1，2，DING Yu^2，3 ，DU Xin^1，2 ， LI Yun2，3 （1.AVICQingan Group Co.，Ltd； 2.AVIC Qingan and XJTU UnitedResearch Centerfor High-pressure and High-speedFluidMachinery；3.SchoolofChemical Engineeringand Technology，Xi'an Jiaotong University

AbstractPiston ring seal is one of the key technologies of micro high-pressure oil-free compressors，and its sealing performance determines both working eficiency and service life of the whole compressor .Aiming at the locking plug'sfalloffof the high-pressure guide ring in the existing micro compressor，both the guide ring and the plug were mechanically analyzed and then，the guide ring's motion and the plug's collision with the guide ring were simulated. The results show that，the velocity decreases from 20m/s to 0m/s after the impact between the guide ring and the plug，and the impact force in this process mainly cause the plug's fallof. In addition，the impact force between the guide ring and the plug is only related to the friction force of the guide ring andthe axial clearance of the guide ring.Finaly，according to the research results，suggestions against plug's fall off were proposed.

Key Wordsmicro high-pressure compressor，guide ring， plug's falloff，mechanical analysis，fault analysis