吸、排气阀差异化设计提升往复压缩机排气量

饶金强，潘树林

吸、排气阀差异化设计提升往复压缩机排气量

饶金强1，2，潘树林1，2

（1. 广西大学 机械工程学院，广西 南宁 530004； 2. 广西石化资源加工与过程强化重点实验室，广西 南宁 530004）

阐述了吸、排气压力损失简便计算方法，通过研究往复压缩机气量发现：吸、排气阀有效通流面积越大，气流压力损失越小，排气量越大。当往复压缩机吸、排气阀有效通流面积设置相同时，吸气平均压力损失远大于排气平均压力损失，造成吸、排气平均相对压力损失和并非最小，因此提出吸、排气阀差异化设计的方法减小实际压比，使排气系数增大，提升排气量，推导出排气量最大时的吸、排气阀有效通流面积比。实际上，按最佳吸、排气阀有效通流面积比分配气阀有效通流面积时，实际压比最小，排气温度也最低，为压缩机设计提供理论参考依据，并提出增加排气量的措施。

往复压缩机；排气量；气阀；压力损失；排气温度

经过多年的改进与研究，往复压缩机运动机构的设计理论及生产制造水平较为成熟，在现有基础上很难有显著的提升，因此通过气阀改造等以改善压缩机的经济性更节省成本且易于实现[1]。Bauer等[2]研究了气阀造成的气体压力损失对往复压缩机经济性的影响，并指出压缩机设计时应考虑气阀的余隙容积及气流阻力损失对压缩机排气量的影响。Pizarro-Recabarren等[3]考虑到气阀在开启和关闭时的阀黏滞效应，建立了排气阀与阀座之间环形润滑油膜的动力学模型，并得出阀片和阀座之间油量有限时对应初始条件下油膜的厚度。沧州大化TDI有限责任公司的2D5.5-19/12一氧化碳压缩机[4]为提升排气量，将一、二级的气垫阀改为环状阀，减小了气阀全关时弹簧力，使压力系数增加，并且在确保气阀有效通流面积、阀片运动规律的前提下，减小气阀本身的余隙容积，增大了容积系数。

大多数学者认为吸气阀对往复压缩机排气量影响很大，气阀部分气流通道使压缩机余隙容积变大[6]，吸气阀全关弹簧力影响压力系数[7]，吸气阀的节流作用影响温度系数[8]，气阀的气密性和阀片及时开合情况影响泄漏系数[9]。实际上，排气压力损失影响实际压比，而压比影响容积系数，因此排气压力损失也对气量产生影响。

1 吸、排气压力损失对排气量影响研究

工程应用中，往复压缩机排气量计算为：

式中：v—压缩机气量，m3；0—压缩机转速，r/min；v—容积系数；p—压力系数；T—温度系数；l—泄漏系数。

往复压缩机转速提高，导致活塞平均速度增大，影响部件寿命，增大气流阻力损失，而且存在电机匹配问题，成本较高，经济性较差。往复压缩机设计时，总希望使用尽可能小的气缸容积来实现最大的排气量，因此为了提升排气量，应尽可能地增大排气系数，即最大限度地提高气缸容积利用程度。

式中：0—排气系数。

排气系数影响因素繁多且复杂，本文主要研究吸、排气压力损失对排气量的影响。泄漏系数与气阀的气密性有关，压力系数与吸气阀全关弹簧力有关，二者通常与吸、排气压力损失关系不大。容积系数与实际压比有关，并且随实际压比的增大而减小，而吸、排气压力损失会引起实际压比升高，因此吸、排气压力损失会造成容积系数减小。温度系数与吸气阀功耗有关，并且吸气阀功耗越大，温度系数越小，而吸气阀功耗与吸气压力损失有关。温度系数为[8]：

式中：s—气缸内吸气终了温度，K；a—气缸内吸气终了温度，K；—绝热指数；s—吸气平均相对压力损失。

将式（3）代入至消去式（2）得：

观察式（4）不难得出：排气系数0可近似为容积系数v的二次函数（吸气压力损失极小），由于吸气压力损失s远小于1，当v、p在0~1内取值时，0是v的增函数，因此为提高排气系数，应尽可能增大往复压缩机容积系数。容积系数为：

式中：—相对余隙容积；—理论压比，K；—膨胀指数；d—排气平均相对压力损失。

2 吸、排气相对压力损失简便计算

吸、排气过程平均相对压力损失与气阀节流作用强弱有关，计算式为：

式中：—平均相对压力损失；a—平均阀隙马赫数；1、2—分别为气阀开启、关闭时对应的活塞位移，m；p、m—分别为活塞瞬时速度和平均速度，m/s。

活塞瞬时速度计算公式为：

式中：—曲柄半径，m；—曲柄角速度，rad/s；—连杆比；—曲柄转角rad。

为表述简明，引入变量：

阀隙平均马赫数为：

式中：h—气缸工作容积，m3；R —气体常数，J·(kg·K)-1；v—气阀有效通流面积，rad。

综合上述，吸、排气平均相对压力损失为：

观察式（9）不难发现：若压缩机结构和工艺参数确定后，平均相对压力损失与气阀有效通流面积的平方成反比，因此增大气阀有效通流面积可以减小平均相对压力损失。气阀有效通流面积与气阀安装面积、气阀结构型式等有关，受限于压缩机机体大小，气阀安装面积不可能无限制的增大，通常可以选用气阀面积利用系数高的气阀类型。若气流通道呈圆孔状及条形孔状布置时，有效通流面积不及呈环状或者条状[10]，因此环状阀和网状阀的气阀面积利用系数比舌簧阀、直流阀、菌状阀大。环状阀、网状阀增加气阀流道数和升程可以增加有效通流面积，但气阀升程越大，阀片和弹簧越容易损坏，而增加流道数会增大气阀余隙容积，环状阀还存在各环运动不一致的问题。菌状阀阀片质量较轻，可采用增加升程来提高有效通流面积，但同样会降低阀片和弹簧寿命。通常大阀的气阀面积利用系数比小阀大[11]，在安装条件允许时，尽量使用大阀而不是多阀，可增大气阀有效通流面积。

3 吸、排气阀差异化设计的应用

往复压缩机设计时，吸、排气阀面积通常设置为相同，但是吸气压力远低于排气压力，造成吸气平均相对压力损失远大于排气平均相对压力损失，使得吸、排气平均相对压力损失和并非最小，即排气系数不是最大。由前文可知，只有当吸、排气平均相对压力损失和最小时，排气系数最大，因此吸、排气阀有效通流面积设置为相同并非最优设计。吸、排气平均相对压力损失和为：

式中：s、d—吸、排气温度，℃；s、d—吸、排气时的变量，g；—压缩过程指数；vs、vd—吸、排气阀总有效通流面积，m2。

在工艺参数、往复压缩机结构及气阀型式等确定的情况下，根据式（11）可知，气阀有效通流面积越大，吸、排气相对压力损失和越小，排气系数越大。气阀总安装面积受限于机体结构，气阀总有效通流面积有最大极限，因此合理的分配吸、排气阀有效通流面积比，进而减小吸、排气相对压力损失和，可以增大排气系数。

上述吸、排气相对损失和最小值问题可建立以下数学模型：往复压缩机其他参数确定后，在气阀总有效通流面积即vs、vd的和为定值时，求式（11）的最小值。通过数学分析，很容易发现当且仅当式（12）成立时，吸、排气相对压力损失和最小。

将式(12)代入式(10)，不难发现吸、排气平均相对压力损失恰好相等。为了使压缩机的排气量增大，根据式(12)可得出，吸气阀有效通流面积应大于排气阀有效通流面积，气阀设计时，可以通过提升吸气阀升程的方式增加吸气阀有效通流面积；压缩机设计时，可以采用吸气阀比排气阀略多的方法，提升吸气阀的安装面积。

实际压比不仅影响排气系数，还与排气温度密切相关。排气温度虽然不是往复压缩机的主要性能指标，但在一些特殊的场合排气温度过高可能产生以下危害：活塞环和气体密封元件高温下出现塑性变形，润滑油黏度下降，性能恶化，轻质馏分迅速挥发甚至产生积碳，影响压缩机气阀和活塞环密封性能，而且减小了气阀有效通流面积，严重时引发爆炸等安全事故。实际排气温度为：

往复压缩机设计时，通常采用降低吸气温度、加强换热和分级压缩的方式减小压比，降低排气温度。吸气温度和压比是工艺参数，其调整难度较大，加强换热导致设备增加，使成本增加。观察式（13）不难发现，采用式（12）分配吸、排气阀有效通流面积时，排气温度最小，表明吸、排气阀差异化设计不但可以增加气量，而且能降低排气温度。特定情形下往复压缩机设计时，若采用吸、排气阀的差异化设计的方式使排气温度在许可范围内，可避免采用降低吸气温度、加强换热和分级压缩等成本增加的方式，经济性更好。

4 结 论

吸、排气压力损失影响排气量，通常气阀有效通流面积越大，吸、排气压力损失越小，排气量越大。通过研究发现：吸、排气阀差异化设计可以增加排气量，推导出最佳吸、排气阀有效通流面积比，按最佳面积比分配气阀有效通流面积时，吸、排气平均压力损失和最小，实际压比最小，排气量最大，排气温度最低。增加压缩机排气量的措施有：压缩机设计时，采用大阀而非多阀，采用吸气阀比排气阀略多的方式可以提升吸气阀有效通流面积；气阀设计时，尽量采用气阀面积利用系数高的气阀类型，压比较大时，可以适当提升吸气阀升程。

［1］刘小龙.带波形弹簧压缩机气阀工作特性研究[D].广西：广西大学，2014.

［2] Bauer F, Ventilwerke AH, Austria V. Valve losses in reciprocating compressors[A]. Internationnal Compressor Engineering Conference at Purdue University[C]. USA: West Lafayette, 1988.

［3］Pizarro-Recabarren RA, Barbosa JR, Deschamps CJ. Modeling the stiction effect in automatic compressor valves[J].,2013, 36(7): 1916-1924.

［4］赵志峰，张文革，潘曦，等.提高2D5.5-19/12一氧化碳压缩机排气量的方法[J]. 压缩机技术，2017（3）：36-38.

［5］李云，姜培正.过程流体机械[M].北京：化学工业出版社，2008.

［6］刘进文.往复式压缩机容积系数对排气量的影响分析[J].山西化工，2019，39（2）：56-58.

［7］唐翠华，张秀娟，袁本中. 气阀弹簧力对压力系数的影响及控制[J].压缩机技术，2010 (4)：30-32.

［8］饶金强，潘树林，李伟，等.往复压缩机气阀节流对气量的影响研究及仿真模拟[J]. 石油化工设备技术，2019，40（5）：32-36.

［9］林槑，吴业正.压缩机自动阀[M].西安：西安交通大学出版社，1991.

［10］郁永章，孙嗣莹，陈洪俊，等.容积式压缩机技术手册[M].北京：机械工业出版社，2005.

［11］陈晶，唐翠华，杜晓刚，等.气阀安装直径的确定[J].压缩机技术，2005，39（5）：29-30.

Differential Design of Suction and Discharge Valves to Improve Discharge Capacity of Reciprocating Compressor

1,21,2

（1. College of Mechanical Engineering, Guangxi University, Guangxi Nanning 530004, China; 2. Key Laboratory of Guangxi Petrochemical Resource Processing and Process Intensification Technology, Guangxi Nanning 530004, China）

A simple method for calculating the suction and discharge pressure loss was expounded, and discharge capacity of reciprocating compressor was studied. The results showed that, the larger the effective flow area of the suction and discharge valve, the smaller the air pressure loss, the larger the discharge capacity. When the effective flow area of the suction and discharge valves was set the same in reciprocating compressor, the average suction pressure loss was much larger than discharge valves, so the sum of suction and discharge relative pressure loss was not the minimum. Therefore, the differential design method of the suction and discharge valves was proposed to reduce the actual pressure ratio, for increasing the discharge coefficient to improve the inspiration capacity. The ideally effective flow area ratio of suction and discharge valves was deduced. In fact, when the effective flow area ratio of suction and discharge valves was optimal, the actual pressure ratio was the minimum, the discharge temperature was the lowest. At last,some measures to increase the discharge capacity were also proposed.

reciprocating compressor; discharge capacity; valve; pressure loss; discharge temperature

2020-01-05

饶金强（1990-），男，助理工程师，广西大学硕士研究生在读，湖北省黄冈市人，2013年毕业于太原理工大学机械设计制造及其自动化专业，研究方向：压缩机及气阀工作特性。

TH457

A

1004-0935（2020）05-0517-03