（合肥通用機械研究院有限公司，合肥 230031）

0 引言

超高壓活塞壓縮機的設計開發(fā)，除了要解決在超高壓領域帶有普遍性的高壓技術問題，還要解決好高壓級活塞和氣缸之間的密封問題。目前，超高壓活塞壓縮機活塞與氣缸之間的密封方式多采用活塞環(huán)密封結(jié)構或填料密封結(jié)構，該類壓縮機在運行時，密封處的工況較為惡劣，常處于高應力、高疲勞負荷下工作，加之密封結(jié)構的設計或活塞環(huán)及填料的材料以及潤滑等問題，往往會過早導致活塞環(huán)或填料密封失效，進一步導致其它相關零部件的失效，大大縮短密封結(jié)構的使用壽命[1-6]，其結(jié)果會影響企業(yè)的正常生產(chǎn)，對超高壓壓縮機及裝置的安全、穩(wěn)定、長期良好運行帶來嚴重威脅。因此，如何保證超高壓壓縮機密封結(jié)構在惡劣工況下滿足長周期運行的要求，尋求合理的密封結(jié)構，以提高密封結(jié)構的使用壽命，具有重要的工程應用價值。因此，對高壓級活塞與氣缸之間的密封的研究正受到廣泛關注。黃崇林等[7]結(jié)合填料函存在故障現(xiàn)象，對影響填料運行壽命的主要原因進行了分析，并提出了具體的改進措施。褚衛(wèi)彬等[8-9]對超高壓壓縮機填料密封的失效原因進行了詳細分析，同時提出了相應的改進措施。劉尚明[10]分析了超高壓往復式壓縮機填料密封的失效原因，并從設計、安裝、維護和操作等方面提出了預防填料密封失效的措施。

本文在上述學者研究的基礎上，基于層流運動的N-S方程，提出一種超高壓活塞壓縮機的液封結(jié)構，并從理論上對該結(jié)構的可行性進行分析，為后續(xù)超高壓活塞壓縮機的液封結(jié)構的設計提供理論基礎。

1 活塞和氣缸間隙的流體流動模型

本文的建?；谝韵?個假設：

（1）氣缸與活塞之間的流體為不可壓縮流；

（2）氣缸和活塞同軸（x軸），且與z軸垂直，x軸與流體流動方向一致，速度的3個分量中只有ux不等于零，其它2個分量uy，uz均為零。

（3）間隙內(nèi)的密封液的黏性在整個長度方向保持不變。

本文所提出的超高壓活塞壓縮機的液封結(jié)構如圖1所示。液封是間隙密封的一種特殊形式，其主要特點是不用填料元件，而是利用油的黏性阻力來達到密封高壓氣體的目的。這種密封方式的優(yōu)點是完全把高壓氣體封住，而氣缸和活塞之間由于完全充滿潤滑劑，所以可使摩擦表面之間形成液體摩擦。其缺點是氣缸的制造較為復雜，且油耗量較大。但是在國內(nèi)來說液壓密封比其他形式的密封有較為有利的條件。圖中左端為壓縮氣腔，中間部分為高壓密封腔，右端為密封液排出口，中間注油壓力為P0，排氣壓力為Pd。中部密封腔中注入的是定壓高壓油，為了達到密封要求，必須讓右邊的填料函部分減輕負荷，故需要有一段密封長度L2逐步降低油壓，使填料處于常壓。此處，密封液還起到對填料的潤滑冷卻作用。這樣密封腔就將氣缸分為前后兩段，前段主要起密封作用，后段起減輕填料負荷的作用。在柱塞與氣缸之間氣體泄漏的通道上選擇盡可能小的間隙h（0.025～0.03 mm），同時在此環(huán)形的通道內(nèi)注入高壓密封液，當氣體在壓力的作用下向外泄漏時，依靠不斷注入的高黏度油的流動黏性阻力來阻止氣體的泄漏，油的流動方向與在壓差作用下的氣流的泄漏方向相反，因此在常壓端間隙處泄漏的不是氣體而是液體，從而形成液壓密封，最終達到密封的目的。

圖1 液壓密封結(jié)構

在活塞和氣缸之間采用的液封結(jié)構中，氣缸和活塞之間存在極小間隙，而粘性較大的密封液由于左右壓差及活塞的運動，在縫隙中的流動可以看成是黏性不可壓縮流體在圓環(huán)管內(nèi)沿軸向的流動過程，如圖2所示。

圖2 密封液在縫隙中的流動示意

由于氣缸和活塞之間的間隙尺寸h與直徑d相比很小，可以將該間隙近似地看作寬度為πd的平行平板間隙，因此，氣缸和活塞之間縫隙中的密封液流動可用平行平面縫隙的N-S方程[11]來表述，即：

式中 ρ——液體密度；

υ——黏性系數(shù)。

式（1）中第2式說明壓力p與z無關，第3式說明x方向分速ux與x無關。因此，式（1）可進一步簡化為：

將式（2）對z進行二次積分，同時利用邊界條件，即：當z=0時，ux=u（u為活塞運動速度）；當z=h時，ux=0，可推導出縫隙流動流速分布方程為：

式中μ=ρν。由式（3）可知，該流動速度包括兩項，第一項為由兩端引起的壓差流，第二項為由相對運動引起的剪切流。由此，可寫出通過縫隙的流量方程為：

將式（3）代入式（4）可將縫隙的流量方程進一步化簡為：

2 液壓密封條件及密封液耗量

液壓密封的基本條件是注油壓力P0必須大于該壓縮級的吸氣壓力Ps而小于該級的排氣壓力Pd。當然P0=Pd是完全可以實現(xiàn)密封的，但注油壓力P0較大時，油耗增加，同時也增加了油泵負荷。所以在滿足密封的條件下應盡可能提供小的注油壓力P0。由圖1可知，密封腔的左端主要起密封的作用，但壓縮機在工作過程中，柱塞的運動方向、運動速度以及氣體壓力均在變化。因此，在確定密封條件之前需對密封液在壓縮機各個工作過程中的流動情況進行分析。

2.1 壓縮機的工作過程描述

壓縮機的工作過程如圖3所示，根據(jù)文獻[12]可寫出活塞的速度u、氣缸內(nèi)氣體的體積V隨曲柄轉(zhuǎn)角θ的關系以及絕熱過程壓容關系：

式中 r——曲柄旋轉(zhuǎn)半徑；

ω——曲柄旋轉(zhuǎn)角速度；

θ——曲柄轉(zhuǎn)角；

λ——曲柄旋轉(zhuǎn)半徑與連桿中心距之比；

Ap——活塞面積；

V0——氣缸余隙容積；

kv——容積絕熱指數(shù)。

圖3 壓縮機工作過程示意

為方便分析，把工作腔內(nèi)氣體壓力的變化表示為主軸轉(zhuǎn)角的函數(shù)圖形，即p-θ曲線，引入θ1，θ2，θ3，θ4，θ5，θ66 個特征位置參數(shù)對壓縮機的工作過程及密封液的流動情況進行描述，如圖4所示，圖4示出某往復式壓縮機氣缸工作腔中壓力隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化情況，膨脹結(jié)束（吸氣開始）時曲柄轉(zhuǎn)角θ=θ2；壓縮開始（吸氣結(jié)束）時曲柄轉(zhuǎn)角θ=θ3=π；壓縮結(jié)束（排氣開始）曲柄轉(zhuǎn)角時θ=θ5；排氣結(jié)束（膨脹開始）時曲柄轉(zhuǎn)角θ=θ6=2π（0）；將已知參數(shù)及 Pd，Ps代入式（7）和式（8），通過迭代計算可得到θ5；當P（θ）=P0時可求出其對應的曲柄轉(zhuǎn)角θ4；由絕熱膨脹過程中的壓容關系可計算出高壓氣體由（Pd、V0）膨脹到Ps時所占的體積V4，將V4代入式（7）通過迭代即可計算出θ2，同理可計算出θ1。

圖4 壓縮腔氣體壓力和密封液流動速度隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化

2.1.1 膨脹過程

膨脹過程P（θ）由Pd降到Ps，活塞向右運動，剪切流方向向右。當P0＜P（θ）＜Pd壓差流方向向右；當 Ps＜P（θ）＜P0壓差流方向向左。由式（3）可知該過程密封液的流速為：

由式（4）可知該過程密封液的消耗量為：

式中第一項的負號表示該過程中密封液的流向有利降低液耗量。

2.1.2 吸氣過程

吸氣過程P（θ）=Ps，活塞向右運動，剪切流方向向右；壓差流方向向左。同理可知吸氣過程中密封液的流速和消耗量分別為：

2.1.3 壓縮過程

壓縮過程P（θ）由吸氣壓力Ps壓縮到排氣壓力Pd。活塞向左運動，剪切流方向向左。當Ps＜P（θ）＜P0，壓差流方向向左；當 P0＜P（θ）＜Pd壓差流方向向右。同理可知壓縮過程中密封液的流速和消耗量分別為：

2.1.4 排氣過程

排氣過程P（θ）=Pd，活塞向左運動，剪切流方向向左；壓差流方向向右。同理可知排氣過程中密封液的流速和流量分別為：

2.2 液壓密封的條件

由壓縮機工作過程描述可知，在壓縮機開始排氣時（圖3中2點，圖4中θ5的位置），此時氣體壓力最高Pd，壓差造成縫隙中的密封液的壓差流方向向右，而由于活塞運動造成的剪切流方向向左，如果壓差流流量和剪切流流量此時相等，則縫隙中的密封液將不會發(fā)生流動，氣體也就不會流出而達到密封目的。因此，要保證液壓密封能封住氣體就必須滿足以下條件，即：

由式（17）可知：

其中u由式（6）給出。u的確定其實是曲柄轉(zhuǎn)角的確定（θ5＜θ≤2π），為方便研究，工程計算中u值通常取活塞平均速度。排氣過程壓力Pd是定值，由式（18）可知，要減小密封液壓力P0，就必須增加密封長度L1，用黏性較大的密封液和提高活塞運動速度，最重要的是要減小密封間隙h，因為它與P0的大小有平方關系。此處需要說明的是如果在壓縮機開始運行時不發(fā)生泄漏，而運行一段時間出現(xiàn)漏氣，有可能是由于氣缸和活塞的溫度升高而導致密封液的黏度降低，使壓差流大于剪切流，此時可以通過加強氣缸冷卻或增大密封液的密度來增大密封液粘度，以達到阻止泄漏的目的；若有氣體漏進密封室，部分氣體可能溶于密封液而形成氣泡冒出，此時可通過增大油壓來解決泄漏問題。

2.3 密封液消耗量的計算

前面描述的壓縮機工作過程的油耗量計算僅是對于從左端（排氣腔）漏出的密封液量，將上述四個過程中的油耗量累加就是在一個工作循環(huán)內(nèi)，密封液從左端的泄漏量，即：

事實上，密封液在右端也會有泄漏，同理也可以推導出右端密封液的泄漏量計算公式，即：

將左右兩端的泄漏量相加即為壓縮機在一個工作循環(huán)中的密封液消耗量，即：

3 計算結(jié)果及分析

下面以某公司生產(chǎn)的壓縮機密封結(jié)構為例對模型進行分析，已知：Pd=150 MPa，Ps=50 MPa，L1=250 mm，L2=260 mm，r=60 mm?；钊骄俣萿=0.5 m/s，活塞直徑d=50 mm。密封液選用甘油（其性能參數(shù)可查相關手冊[13]）。

圖5示出了該壓縮機密封結(jié)構參數(shù)的計算結(jié)果。從計算結(jié)果可知，無論是注油壓力還是油耗量，受氣缸和活塞之間的間隙影響均較大，這是因為在決定密封液流動過程中，壓差流起主導作用，且壓差流的流量與間隙是立方關系，壓差流的流動阻力與間隙成平方反比關系。

圖5 注油壓力、油耗量和壓縮機參數(shù)的關系計算結(jié)果

從圖可知，油耗量和活塞速度關系不大，這是因為活塞運動在壓縮機一個工作周期造成的剪切流的方向是變化的（且左、右運動時間相等），由剪切流造成的向左、右方向流動的流量幾乎相互抵消。

4 結(jié)論

（1）液壓密封可以應用于各種直徑的柱塞，但氣缸和柱塞的間隙必須做相應的變化，直徑大則密封液耗量越大；密封液壓的高低與密封液黏度、活塞速度、密封段的長度成正比，而與間隙值的平方成反比。

（2）要想用較低的液壓，最有效的辦法是減小間隙，但是間隙的減小受到熱膨脹以及幾何精度（特別是直線度）的影響，同時考慮到氣缸及柱塞在高壓工況下運行，各種力的作用可能會導致氣缸的間隙發(fā)生變化，所以必須考慮間隙太小可能導致最小間隙因熱膨脹而使柱塞卡住及潤滑不足會引起干摩擦的危險。

（3）液壓密封的耗量與間隙的大小成立方關系，所以控制液耗量的主要途徑是減小間隙；而密封長度對液耗量的影響比較小，所以適當?shù)臏p小密封長度是可行的；而密封液本身的黏性對注液壓力也有影響。必須指出的是：在運用液壓密封過程中，密封液的特性必須掌握，因為密封液的黏性隨溫度和水份的不同而不同，例如甘油在較低溫度（15 ℃以下）及濃度在95%以上時甚至可能產(chǎn)生結(jié)冰，嚴重造成潤滑不良，有導致氣缸及柱塞抱住的危險，所以在冬天如果室溫較低而甘油的濃度較濃時必須加蒸餾水以改善潤滑情況。

（4）該計算方法也適合于同類密封結(jié)構（如填料）的密封計算。