新型結構帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥的緩沖片中心無彈性臂，自身設計成為一彈性體，因而緩沖片工作過程應力小，自身剛性系數大，緩沖片彈簧力大，氣閥的可靠性較高。運用有限元法計算自彈緩沖片剛性系數、工作過程應力及等效運動質量，并建立相應的氣閥工作過程數學模型。帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥應用于一系列大!中型壓縮機氣閥設計或改造，效果良好。

        氣閥是往復式壓縮機中最重要也是最易損壞的部件之一[1]。網狀閥是大中型往復式壓縮機普遍采用的閥型。傳統無摩擦帶緩沖片網狀閥其緩沖片靠中心固定部位有彈性臂，緩沖片在彈簧力作用下的彈性變形主要是彈性臂的變形。這種緩沖片彈性臂工作過程應力較大，而自身剛性系數較小。很多場合下，需要緩沖片自身有較高的剛性系數，從而能采用較大的緩沖片彈簧力，以增大緩沖效果，但同時緩沖片工作過程應力又不能太大，以免導致緩沖片可靠性下降，這時，傳統緩沖片彈性臂很難設計[2]。為此，本文提出一種帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥[3]。

１　帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥結構

帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥結構見圖1，其中從上至下依次為閥座、閥片、升程墊片、自彈緩沖片及升程限制器。升程限制器上有彈簧孔，其中靠外側略小的彈簧孔內裝有壓在緩沖片上的彈簧，稱之為緩沖片彈簧；靠內側略大的彈簧孔內裝有壓在閥片上的彈簧，稱之為閥片彈簧。帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥與傳統無摩擦帶緩沖片網狀閥不同的是，其緩沖片靠中心固定部位沒有彈性臂，緩沖片自身設計成為一彈性體，因而這種緩沖片稱之為自彈緩沖片。自彈緩沖片各環之間由筋連接，其在緩沖片彈簧力作用下的彈性變形主要是指各連接筋的變形。自彈緩沖片除最外環外，里面各環由直槽斷開。這樣，一方面閥片彈簧可以從這些槽中穿過壓在閥片上，另一方面可以降低緩沖片自身的剛度。

２　自彈緩沖片計算

圖1所示壓縮機網狀閥自彈緩沖片俯視圖見圖2，自彈緩沖片中心緊貼升程墊片的部位為固定部位，最外環外圓為自由端，圖2中A~H處壓有緩沖片彈簧。顯然，在緩沖片彈簧力的作用下，緩沖片存在變形與應力。緩沖片的最大撓度在最外環外圓處，最大拉應力在連接筋根部與中心固定環接合部位。


由于緩沖片形狀較為復雜，故采用有限元方法計算緩沖片工作過程變形及應力。自彈緩沖片的剛性系數Ks為式中，Fs為壓在緩沖片上的總彈簧力；Wmax為自彈緩沖片最大撓度。

自彈緩沖片各環撓度不一樣，用單質點數學模型分析氣閥的運動規律時，緩沖片的運動質量則需采用等效運動質量[4]。自彈緩沖片等效運動質量可由瑞利法求得。以自彈緩沖片的靜態撓曲面作為振動形狀[5]，采用有限元方法計算時，自彈緩沖片的等效運動質量Med為式中，ρ為自彈緩沖片的密度；Wi為第i個單元的平均撓度；△Vi為第i個單元的體積。

對于圖1所示自彈緩沖片，其最外環外徑為332mm，筋寬為16mm，中心固定環外徑為74mm升程墊片外徑為52mm，最外環寬為13mm，中間各環寬為10mm，環與環間槽寬為5mm，緩沖片厚為2mm，緩沖片彈簧中心所在圓直徑為312mm各環切開槽寬為30mm時，通過ANSYS軟件進行有限元分析[6]，得到自彈緩沖片的剛性系數為3214kN/m，等效運動質量為01318kg。當緩沖片的最大撓度為1mm時，緩沖片最大拉應力為4416MPa。

與傳統存在彈性臂的無摩擦網狀閥緩沖片相比而言，自彈緩沖片的剛性系數大許多，因而可以承受較大的緩沖片彈簧力，緩沖效果好，氣閥傾側運動的幅度小；最大撓度相同時，自彈緩沖片最大應力卻小得多，因而自身有良好的可靠性[2]。

自彈緩沖片的剛性系數容易按要求進行調整，如改變自彈緩沖片的厚度、連接筋的數目、寬度以及長度等。

３　帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥工作過程的數學模型 #p#分頁標題#e#

帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥工作過程的數學模型包括閥片的運動方程、能量守恒方程、連續性方程以及相應的邊界條件及初始條件。下面以蓋側吸氣閥為例，建立帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥工作過程的數學模型。

閥片在開啟過程中，與緩沖片碰撞前，或在關閉過程中，與緩沖片脫離后，其運動方程為式中，Mv為閥片及閥片彈簧的等效運動質量之和；ω為曲軸旋轉角速度；h為閥片位移；γ為曲軸轉角；Ap為有效受力面積；β為相對于Ap的推力系數[4]；ps為吸氣腔內氣體壓力；p為氣缸內氣體壓力；Fv為閥片彈性臂及閥片彈簧產生的彈力之和[4]。

當閥片與緩沖片貼合，一起運動時，其運動方程為式中，Md為自彈緩沖片及緩沖片彈簧的等效運動質量之和；Fd為自彈緩沖片及緩沖片彈簧產生的彈力之和。

當被壓縮氣體可簡化為理想氣體，流過吸氣閥的氣流可簡化為一維、穩定、絕熱流時，可得到如下能量守恒方程式中，K為等熵指數；V為氣缸工作容積[1]；Ms為吸氣內氣體比容；m為流過吸氣閥的氣體質量。

流過吸氣閥的氣體質量由連續性方程可得式中，N為同側同名氣閥數；Aef為氣閥有效通流面積[4]；R為氣體常數；Ts為吸氣腔內氣體溫度。

蓋側吸氣閥工作過程能量損失W1為式中，γ0為氣閥開啟角[1]；Vh為氣缸行程容積；λ為曲柄半徑連桿長度比。

帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥工作過程中，閥片與閥座、升程限制器存在碰撞，碰撞前后的速度關系為式中，CR為反彈系數，可取為0125[4]。

閥片開啟過程中，還存在與自彈緩沖片的碰撞，把閥片與自彈緩沖片的碰撞當作完全非彈性碰撞[4]，可得如下邊界條件：

采用較小步長進行數值計算，hiH1時，則式中，H1為氣閥升程減去靜止狀態下自彈緩沖片在彈簧力作用下的最大撓度。

帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥工作過程的數學模型中，初始條件與環狀閥一樣[1]，此時曲軸轉角為開啟角，相應的氣缸內氣體壓力由閥片所受氣體力與閥片彈簧力相等這一關系確定，閥片初始狀態下位移、速度、流過氣閥的氣體質量、氣閥能量損失均為0。

上述數學模型通過四階龍格-庫塔法求解[1]，這樣能獲得氣閥的運動規律、通流能力以及能量損失。其中運動規律對氣閥的經濟性及可靠性影響很大。為驗證上述數學模型，本文在LW-22/8無油空壓機上采用帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥。測得的一級蓋側吸氣閥運動規律與模擬的氣閥運動規律見圖3。從圖3可知，采用上述數學模型模擬的氣閥運動規律基本上能反映氣閥的實際運動規律。

良好的氣閥運動規律要求氣閥能夠及時開啟、及時關閉以及有較長的全開期，同時氣閥運動元件碰撞速度小，可靠性高。

對帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥運動規律進行分析，顯然，自彈緩沖片及緩沖片彈簧的存在能有效降低閥片與升程限制器的碰撞速度。相對傳統無摩擦帶緩沖片網狀閥而言，帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥可以適當提高自彈緩沖片的剛性系數及緩沖片彈簧力，相應把閥片彈簧力略微降低，更有利于氣閥及時開啟、及時關閉，同時也有利于降低閥片與升程限制器、閥座的碰撞速度。

通過對帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥進行優化[4]，自彈緩沖片在彈簧力作用下的最大靜態撓度為升程的40%左右較為合適。

４　帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥應用

帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥已經應用于一系列大中型壓縮機氣閥設計或改造，效果良好。下面以H22Ⅲ-165/320氮氫氣壓縮機氣閥改造為例說明。

H22Ⅲ-165/320氮氫氣壓縮機是為單機年產2萬噸合成氨設計的四列對稱平衡型壓縮機，它是目前中型合成氨裝置中氮氫氣壓縮機的主要機型，占中型合成氨企業氮氫氣壓縮機總數的1/3以上。據統計，這種壓縮機原第一級氣閥的平均使用壽命約為一個月，第二級至第四級氣閥平均使用壽命約為兩個月。采用帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥改造后，第一級氣閥使用壽命平均超過4個月，第二級至第四級氣閥平均使用壽命超過6個月。第一級至第四級氣閥自彈緩沖片經過長時間運行，未出現斷裂。帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥目前已在全國20余家主要H22Ⅲ-165/320氮氫氣壓縮機運行企業推廣[7]。 #p#分頁標題#e#

通過帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥的大量應用及應用效果分析表明，帶自彈緩沖片壓縮機網狀閥具有較高的可靠性。

壓縮機 網狀閥 應用