劉永為

(四川空分設(shè)備（集團）有限責(zé)任公司，四川成都641400）

1 引言

活塞壓縮機一般將各種能量轉(zhuǎn)化為旋轉(zhuǎn)機械能，再通過曲柄連桿機構(gòu)將旋轉(zhuǎn)機械能轉(zhuǎn)化為往復(fù)運動，帶動活塞對氣缸內(nèi)吸入的氣體進行壓縮。該曲柄連桿機構(gòu)加上其框架及其附件形成一個功能獨立的部件，這就是活塞壓縮機的運動機構(gòu)（簡稱運動機構(gòu)，有時也習(xí)慣將其稱為壓縮機的機型）。

運動機構(gòu)是壓縮機的基礎(chǔ)件，一個壓縮機公司擁有運動機構(gòu)種類的多少、其結(jié)構(gòu)是否優(yōu)良、能否在此基礎(chǔ)上快速有效地研發(fā)新產(chǎn)品等是公司實力的體現(xiàn)。做好運動機構(gòu)的標(biāo)準(zhǔn)化是一個公司良性發(fā)展的充要條件。

本文將從傳統(tǒng)設(shè)計方法入手，提出新的設(shè)計思路、公式和方法，以提高運動機構(gòu)的參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)化水平。

2 運動機構(gòu)參數(shù)說明

運動機構(gòu)涉及到的主要參數(shù)包括：行程、許用活塞力、活塞平均速度、曲軸主軸頸圓周速度、軸承比壓、連桿中心距等。參數(shù)說明如下：

行程是指曲軸旋轉(zhuǎn)360°時活塞產(chǎn)生的最大位移，行程的大小直接體現(xiàn)在主機外形尺寸（活塞桿方向）及機組占地面積的大小。

許用活塞力是指活塞壓氣時，運動機構(gòu)能承受的最大載荷，許用活塞力的設(shè)定牽涉的方面較多。

活塞平均速度是與氣缸壓氣量基本成正比，增大活塞平均速度能提高壓縮機的效率，且不用改變氣缸尺寸。活塞平均速度過高會導(dǎo)致磨損過快。

曲軸主軸頸的圓周速度是軸頸外表面與軸瓦內(nèi)表面的相對運動的快慢程度，圓周速度與其直徑和轉(zhuǎn)速相關(guān)。

軸承比壓是軸承所受載荷與承載面（投影面積）的比值。主要包括主軸頸、曲柄銷、十字頭銷及活塞銷等。文中僅考慮滑動軸承的軸承比壓，不涉及滾動軸承等特殊軸承。

連桿中心距與行程存在比例關(guān)系，通常用長徑比（指連桿中心距與半行程比）來確定連桿中心距，大行程對應(yīng)大的連桿中心距。

3 參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)化的背景和意義

一般而言，壓縮機生產(chǎn)廠會在長期的設(shè)計制造過程中形成本單位運動機構(gòu)系列，有完整的圖紙及工藝文件，進而形成產(chǎn)品的多個體系。

因為設(shè)計的運動機構(gòu)都已形成產(chǎn)品并長期現(xiàn)場運轉(zhuǎn)，其設(shè)計質(zhì)量是得到驗證的。但同時這些運動機構(gòu)不可避免的有著廠家自身的烙印，不管是優(yōu)點還是不足之處。

隨著行業(yè)的發(fā)展，化工機械等專業(yè)技術(shù)的持續(xù)提升，運動機構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化變得常態(tài)化，需要持續(xù)對落后或不足的零部件進行修改和優(yōu)化。局部修改完善具有見效快、風(fēng)險低等優(yōu)勢。但如果運動機構(gòu)先天不足，優(yōu)化設(shè)計就無能為力了。

當(dāng)然我們還要新開發(fā)運動機構(gòu)。新開發(fā)通常的方法是：確定機型的需求，確定許用活塞力、列數(shù)及形式（立式、臥式等）；結(jié)合本單位已有系列確定各個主參數(shù)；根據(jù)設(shè)計手冊及行業(yè)資料等進行主要參數(shù)的選擇及優(yōu)化，形成最終的設(shè)計方案、圖紙及文件等。

不管是采用哪種方法確定參數(shù)，運動機構(gòu)還是能滿足需要的?，F(xiàn)在的問題是運動機構(gòu)的標(biāo)準(zhǔn)化程度不高、不容易形成產(chǎn)品系列化。

4 傳統(tǒng)設(shè)計方法中的參數(shù)

活塞壓縮機采用曲柄連桿機構(gòu)（圖1）將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為往復(fù)直線運動。進而推動氣缸內(nèi)的活塞進行氣體吸入和壓縮。圖中所示S為行程，l為連桿中心距，r為曲軸偏心（半行程）。

運動機構(gòu)主要包括機身組件、曲軸組件、十字頭組件、連桿組件等。如圖2所示為一個運動機構(gòu)剖面圖示例，三列立式。每個主軸承均采用強制潤滑結(jié)構(gòu)以提供主軸瓦及連桿軸瓦和小頭軸承的潤滑油。具體參數(shù)見表1。

其主要參數(shù)為：

設(shè)計開發(fā)時，應(yīng)對主要參數(shù)進行計算或復(fù)算，常規(guī)方法包括（不僅限于）以下內(nèi)容，本文結(jié)合上述運動機構(gòu)主要參數(shù)進行示例計算。

4.1 曲軸直徑

圖1 曲柄連桿機構(gòu)

圖2 立式三列運動機構(gòu)

表1 運動機構(gòu)參數(shù)表

關(guān)于曲軸主軸頸及曲柄銷的結(jié)構(gòu)描述見圖3，其中D為曲柄銷直徑；Dl為主軸頸直徑。為了壓縮機簡單明了，現(xiàn)代設(shè)計一般采用相同的直徑（Dl=D）。

一般是根據(jù)運動機構(gòu)承受的許用活塞力F（t）初步計算曲柄銷直徑D（cm），即

確定曲柄銷直徑為

D=10 cm

圖3 曲柄結(jié)構(gòu)

4.2 壓縮機轉(zhuǎn)速

現(xiàn)代壓縮機的轉(zhuǎn)速通常按以下范圍選擇：

微型和小型：1000～3000 r/min

中型：500～1000 r/min

大型：250～500 r/min

根據(jù)該機型的活塞力及應(yīng)用情況，確定轉(zhuǎn)速值為

n=590 r/min

4.3 活塞速度

活塞平均速度的上限一般行業(yè)內(nèi)有個約定：氣缸有油潤滑為4.5 m/s；氣缸無油設(shè)計的選擇4.0 m/s。

根據(jù)該機型的應(yīng)用范圍，確定活塞平均速度的上限值為

vhc=4.0 m/s

4.4 行程

活塞平均速度vh的計算公式為

根據(jù)活塞平均速度計算行程的公式為

計算行程的值為203 mm，確定值為

S=180

復(fù)算的活塞平均速度

vh=3.54 m/s

4.5 主軸頸的圓周速度

曲軸主軸頸的圓周速度公式為

表2 滑動軸承比壓及pV值

根據(jù)曲柄直徑和轉(zhuǎn)速復(fù)算

vd=3.09 m/s

4.6 連桿中心距

連桿中心距l(xiāng)與長徑比的設(shè)定有直接關(guān)系，其公式為

一般設(shè)定λ≤0.2，由此計算出

l=450 mm

4.7 軸承比壓及pV值

連桿瓦寬度b的計算公式為

b=（0.55~0.80）·D

計算得出連桿瓦寬度b=55 mm

校核軸承比壓，其值應(yīng)在表2范圍。

軸承比壓p的計算公式為

計算得出p=6.37 MPa（滿足要求）

5 圖表選擇法中的參數(shù)

可以根據(jù)活塞力的要求，根據(jù)《活塞式壓縮機設(shè)計》在“連桿結(jié)構(gòu)尺寸表格”中選擇數(shù)據(jù)，見表3。

根據(jù)表3選擇數(shù)據(jù)見表4。

6 運動機構(gòu)參數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)化研究

6.1 思路和原則

做好運動機構(gòu)參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)化和系列化工作。既要每一個運動機構(gòu)的各項參數(shù)明確，不能模棱兩可；又要和其他系列有機分割開來，不能互相矛盾。

運動機構(gòu)參數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)化還應(yīng)在最大范圍內(nèi)遵守理論力學(xué)、材料力學(xué)等方面的要求，這樣的設(shè)計才能做到“能用”、“好用”。

由于各公司的情況不同，標(biāo)準(zhǔn)化合計應(yīng)該要盡量引入限定條件做自變量，既能滿足公司要求，也能避免人為因素對標(biāo)準(zhǔn)化的不利影響。限定條件包括：最大活塞平均速度、軸承最大圓周速度、連桿長徑比、最大比壓、最大pV值等。

綜上所述，運動機構(gòu)的標(biāo)準(zhǔn)化需要優(yōu)化設(shè)計理論，建立相關(guān)的計算公式，利用電腦和軟件進行計算、設(shè)計工作。

表3 連桿結(jié)構(gòu)尺寸

表4 運動機構(gòu)參數(shù)表

6.2 曲軸軸頸設(shè)計理論

曲軸軸頸直徑的計算可以是按強度或剛度設(shè)計[2]。現(xiàn)采用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力計算法、軸瓦比壓法以及彎曲變形法進行分析，并最終確定最適宜的方法。

6.2.1 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力計算法

曲軸的偏心曲柄銷在活塞力的作用下，對曲軸形成力矩，產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，多列機型更適宜采用此方法。

基本公式為

其中力矩作用長度可以按照Lp=0.7D來進行計

算，列數(shù)N（建議≥4），公式轉(zhuǎn)變成

公式進行變換

引入系數(shù)α2

得到軸徑的計算公式為

6.2.2 軸瓦比壓法

活塞力作用在軸瓦投影面積上，其比壓（即單位面積上的載荷）不應(yīng)超過規(guī)定值。由此得出軸徑與活塞力間關(guān)系。

另外軸瓦的寬度應(yīng)該和軸徑有比例關(guān)系，軸瓦寬度b的公式為

b=α2D

式中 α2——軸瓦寬度系數(shù)

于是上式轉(zhuǎn)化為

計算軸徑D的公式為

6.2.3 彎曲變形法

曲軸簡化成圓截面梁。曲柄銷支撐在兩個主軸承上，受到活塞力將導(dǎo)致彎曲，載荷不得使曲軸的彎曲量超過許用值。

其中 L——跨距

E——彈性模量

I——截面慣性矩

計算I的公式如下

在引入相對變形Ψ變量后做以下變換

將I值帶入后公式變?yōu)?/p>

考慮到軸徑與開檔長度存在比例關(guān)系

相對變形ψ的公式繼續(xù)簡化為

計算軸徑D的公式為

引入系數(shù)α3

則軸徑D的公式變?yōu)?/p>

6.2.4 各種軸徑計算方法對比

可以看出3種計算方法公式非常相似，軸徑的代銷與載荷的平方根成正比，與許用應(yīng)力（或彈性模量）成反比，區(qū)別在于許用應(yīng)力數(shù)值的不同及系數(shù)α大小的不同。計算應(yīng)在這幾種算法中選用最為安全的方法。

對于按軸瓦比壓法的計算公式，如果將F單位改為10 kN，其代號改為F10kN，D單位改為cm，其代號改為Dcm，另外取σwc=7.2 MPa，α2=0.65。則公式簡化為

可見這和《活塞式壓縮機設(shè)計》提出的軸徑計算經(jīng)驗公式是完全相同的，這說明上述方法和經(jīng)驗公式是相通的。

6.2.5 計算示例

圖4為多種活塞力下軸徑的計算結(jié)果。系列1為扭轉(zhuǎn)強度法，系列2為軸瓦比壓法，系列3為按彎曲剛度法。

計算結(jié)果顯示，一般而言采用軸瓦比壓法計算曲柄銷直徑的方法是適宜的。但要注意：列數(shù)較多時應(yīng)顧及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力；支撐跨距大時要注意彎曲變形；軸承比壓的上限取值時也應(yīng)該結(jié)合單位實際進行。

6.3 主軸頸圓周速度的確定

6.4 曲軸行程的確定

考慮軸主軸頸圓周速度有最大限度

考慮活塞平均速度有最大限度

將兩公式兩端相除，并進行整理，得到以下公式

圖5為多種活塞力下行程的計算結(jié)果?？梢钥吹皆诨钊S用速度和主軸頸圓周速度為定值后，行程和軸徑成正比。

6.5 曲軸轉(zhuǎn)速的確定

考慮活塞平均速度的計算公式為

轉(zhuǎn)速的計算公式為

確定軸徑尺寸和活塞平均速度后就能夠確定壓縮機曲軸的轉(zhuǎn)速。

圖6為多種活塞力下曲軸轉(zhuǎn)速的計算結(jié)果。

6.6 連桿中心距的確定

連桿中心距的計算公式為

其中 λ——連桿長徑比

一般選擇范圍是0.16～0.25，為了提高標(biāo)準(zhǔn)化程度，建議取值

λ=0.2

圖4 曲柄銷直徑計算

圖5 運動機構(gòu)行程

圖6 曲軸轉(zhuǎn)速

7 運動機構(gòu)參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)化設(shè)計實例

通過上述理論分析，結(jié)合工廠實際對主要參數(shù)的進行數(shù)值計算，形成壓縮機運動機構(gòu)的參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)化和系列化，這將大大降低資源浪費和管理成本。由于篇幅原因，此處僅對文中第3條涉及參數(shù)進行標(biāo)準(zhǔn)化復(fù)算。為了方便大家了解，表5為對部分計算結(jié)果進行圓整，實際應(yīng)用中因予以充分考慮。

表5 示例運動機構(gòu)參數(shù)

8 結(jié)論

本文通過對壓縮機運動機構(gòu)的設(shè)計方法做了研究，提出了運動機構(gòu)標(biāo)準(zhǔn)化的思路和原則。對各個主參數(shù)的計算提出和歸納了可行的公式，提出了運動機構(gòu)參數(shù)的一些計算實例。

運動機構(gòu)參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)化引入了許用比壓、圓周速度限制、活塞平均速度、軸瓦寬度系數(shù)、軸承許用pV值等條件作為自變量，對運動機構(gòu)有優(yōu)化的作用，明顯提高了設(shè)計質(zhì)量；能夠?qū)\動機構(gòu)進行標(biāo)準(zhǔn)化分析、計算和設(shè)計；技術(shù)管理工作量大大降低、管理效益明顯提升。

運動機構(gòu)參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)化能減少機型種類、提高了機型的利用率，公司的綜合實力及經(jīng)濟效益都會顯著提高。