活塞压缩机气缸环设计实践与探讨

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Se rvice &M m记nan疆■——■文章编号 ：1006—2971(2013)05—0031—07活塞压缩机气缸环设计实践与探讨钱续程(中石化安庆石化分公司，安徽 安庆 246002)摘 要：通过对某型氢气压缩机气缸环改造实践，着重介绍和探讨了活塞压缩机气缸环密封原理以及设计的思路和方法。

关键词：活塞压缩机；密封件；气缸环中图分类号：TH457 文献标志码：BPractice and Discuss of the Design of Reciprocating Piston Compressor Cylinder RingQIAN Xu—cheng(Sinopec Anqing Petrochemical Company Branch，Anqing 246002，China)Abstract：Aiming at the reform and practice for some type hydrogen compressor cylinder ring，this paper focused on introducing anddiscussing the seal principle of reciprocating piston compressor cylinder ring and its design S route and method.

Key words：piston compressor；seals；cylinder ring1 引言对于活塞压缩机 ，活塞与气缸之间、活塞杆与气缸座之间，均有一定的间隙，为防止高压气体通过间隙泄漏 ，要采取密封措施 。而活塞环就是其中用于密封活塞与气缸之间间隙的元件。

活塞环位于活塞的环槽内，工作时外缘紧贴气缸镜面 ，背向高压气体一侧的端面 ，紧压在环槽相向的侧面上，由此阻塞间隙以达到密封气体的目的。但是 ，普通的活塞环都有切 口，因此气体能通过切口泄漏；此外，气缸和活塞环都有圆度、圆柱度公差 ，环槽和环的端面有平面度公差，这些也是造成泄漏的因素。因此，活塞环通常都需要两道或更多道同时使用，使气体每通过一道环便产生一次节流作用 ，以达到减少泄漏的目的。

可以说活塞环密封是阻塞密封和节流密封的组合。

活塞环依靠其两侧压力差紧紧地压向气缸镜面，这个使得活塞环和气缸磨损。压力差越大，造成的磨损越大。随着活塞环外缘的磨损，环的收稿日期：2013-09—16—2013年o5期(总第241期)径向厚度减薄，切口尺寸要相应增大，由此使气体通过切口的泄漏量也增加。当高压侧第一道环的泄漏量大至第二道环需承担最大压力差时，第一 道环便失去了密封作用。因此，理论上讲 2—4道环即可密封住气体，但实际上因为磨损的关系，压缩机中、高级都取更多的环数 ，以使一组活塞环在两个检修期之间能维持良好的密封作用。

在某些有油润滑的情况和所有无油润滑的情况下，需要在活塞上加一个单独承载的支承环。

支承环可以由金属或者塑料制造，作用只是使活塞不接触气缸。由于支承环的耐磨性比活塞环要差 ，支承环必须做的足够宽以使支承环与气缸间的承载压力较轻。因为即使有支承环，活塞与气缸之间的间隙相对来说还是很小 ，而气缸与活塞直接接触前的摩擦余量就那么一点。

2 活塞环设计2．1 活塞环结构2．1．1 活塞环整体结构型式通常在每个环槽内放置一道活塞环，按所用的 材料可制成具有切15的整体式环(图 l(a))，或者做成具有 3瓣、4瓣的剖分式环等(图 I(b)、 (c))。

2．1．2 活塞环截面形状和尺寸根据活塞环的工作环境，要求活塞环的截面有较高的密封性能、有利于磨合 、能起到一定的控制润滑油的作用。

活塞环的截面形状一般为矩形。矩形结构简单 、制造方便 ，但 由于活塞的热变形 、活塞头摇摆等原因，使环在运转中常常失去与气缸壁的正常接触位置 ，因而性能较差。活塞环的外缘面也可以做成鼓形的，这样当活塞发生倾侧时，总可以维持一条与气缸的接触线，所以密封性能较好，且不易刮伤气缸 ，磨合性能也较好。但这种环工作时对缸壁的比压力较大 ，高压时容易磨损。当然活塞环的外缘还有组合结构以及 T形环等 ，其优点是密封性能好 ，缺点是承受的压力大 ，增大磨损。常见的截面形状见图 2。

2．1．3 活塞环切 口不论是整体还是解剖分活塞环，其切口主要有三种形式：直切口、斜切口、搭切口。

(1)直切 口 (图 3中 (a))制造简单 ，泄漏量与切口的泄漏截面成正比。其泄漏截面为A。=s6，式中，s为活塞环实际工作时的切口间隙；6为活塞环与气缸之间的间隙。

圉32 i 瓣图2(2)斜切 15 (图 3中 (b))制造业简单 ，泄漏截面应为垂直截面，故为A =s6sinot，在相同s时，泄漏截面比直切口小。从减少泄漏看，角 越小越好，但 角过小，切口的尖锐部分容易崩溃，所以一 般取ot=45～60。。

(3)一般搭切口 (图 3中 (c))制造较复杂，因其切口呈阶梯形，工作时互相搭接 ，故气流需经过两次曲折 ，所 以泄漏量能大大减少 ，一般用于非金属环。

(4)特殊搭切 口 (图 3 (d)、 (e)、 (f))制造复杂，但泄漏量是上述几种切口中最少的。

2．2 活塞环材料用来制造活塞环的材料可以分成金属 、非金属与复合材料 3类。

2．2．1 金属材料cr图3包括铸铁、钢 、铜合金等 ，用于有油润滑压缩机。其中，普通灰铸铁用于低压及中压级；球墨铸铁及合金铸铁宜作中、高压级活塞环。石墨化钢适宜做活塞环。铜合金因为其韧性高、耐磨性及耐腐蚀性也宜作中高压活塞环。

2．2．2 非金属材料非金属密封元件 ，要求材料具有一定的 自润滑性 ，主要有石墨、聚四氟乙烯、聚酰胺 、树脂等 ，用于气缸无油润滑及少油润滑。下面就部分材料介绍(1)石墨具有自润滑性，导热性能好，摩擦系数和热膨胀系数小，耐腐蚀性能也好，并且具有必要的强度和刚度，是最早用作气缸无油润滑密封元件的材料。但是石墨韧性差 、易破碎 、压缩干燥气体时易磨损，并产生石墨灰污染气体；压缩潮湿2013年05期(总第241期)■◎Se rvice & M血dten a■—■-■气体时，能在缸壁上生成石墨膏，也使磨损加剧，所以石墨做的活塞环，只适用于压缩一定湿度的气体。现在石墨主要用作添加剂。

(2)聚四氟乙烯具有良好的 自润滑性能、摩擦系数小 、韧性和耐磨性也好。但是 ，导热性差 、热膨胀系数大、强度低、耐磨性也不理想，故纯聚四氟乙烯不宜作密封元件。但可以用填充其他物质的办法来改良聚四氟乙烯的性能，所以，在压缩机中，一般说的聚四氟乙烯即指填充聚四氟乙烯。

常用的填充剂有：青铜粉、石墨、碳、二硫化钼、玻璃纤维 、碳素纤维 、金属氧化物 (二氧化硅 、三氧化二硅等)。青铜粉和石墨主要的作用是提高硬度、增加热导率、改善耐磨性；玻璃纤维能提高强度和改善耐磨性 ；二硫化钼和金属的氧化物主要是提高硬度、增强耐磨性，一定程度上也有助于改善热导率。

(3)聚醚醚酮 (PEEK)20世纪90年代引入压缩机的新合成材料，其强度高于上述非金属材料，但摩擦系数高于聚四氟 乙烯 。它也可填充石墨等材料来降低摩擦 系数。

2．2．3 复合材料用铜丝或小铜珠模压烧结成多孔的胚料，然后在真空中浸渍聚四氟乙烯，让聚四氟乙烯渗透到坯料的小孔中，便成为复合料或称金属塑料。

它具有金属和塑料的优点，强度高、导热性好，又具有自润滑性能，但工艺复杂，成本高。

2．3 活塞环计算2．3．1 活塞环初弹力为使环的外缘始终贴紧气缸镜面，活塞环需有初弹力，不然压缩气体时，高压的气体便可能从环外缘与气缸之间的间隙泄漏，环内缘的气体压力不再能使环压向缸壁。对于金属环，初弹力由本身结构形状形成，对于非金属环，当自身不足以形成弹力时，需要加衬环。

(1)具有切口的整体金属环弹力计算活塞环要具有弹力 ，在 自由状态时 ，其各部分的曲率半径应大于气缸半径，弹力的大小与曲率半径的大小有关。对于矩形截面、装人气缸后■2013年05期(总第241期)弹力均匀分布的活塞环 ，可以应用曲杆理论来求取弹力和各部分尺寸之间的关系。

当活塞环从自由状态装入气缸后，设长度上一 微段AB=ds 的曲率由于弯矩的作用，从 1，p增至1／r0， (见图4)，这是点B绕点A转过一角度一 1 1AdO=dO—dO．=dO(1一 )"-／'0( ～ )dO (1)p r0 pJ .

式中 d 变形后的中心角d =图 4dO ——变形前的中心角，dO1= ds ：P P按曲杆理论一 ：丝 (2) ? 一一 -，J
／'0 P EJ代人 (1)式得到= (3)活塞环装入气缸后的弯矩可以这样来取：(见图 5)取半个环 ，并认为截面 A—A是固定的，截面 B—B与 A—A之夹角为0。在距 A—A截面为任意 角处之 中心角对应的周长上，作用的压力为dp ohrdq~ (4)此力对 B—B截面所造成的弯矩为dM=pohrdq~rosin ( 一0) (5)B—B截面所受的总弯矩为= J。 =J。pehrosin( 一O)d~o=pohro(1+cosO)(6) 图5将 (6)代人 (3)，得AdO：—poh
—
rra
o(1+cos0)dO E
J在B点旋转的同时，环的自由端c点的位移量为dZ 0 (8)以 表示dz在 轴上的投影；由于AdO无限小，故可认为厶4 CC =90。

因~f_Acc H和 AACD相似，得粤： (9) dZ将 (8)代入 (9)，得= DC△dO (1O)又因为DC=ro(1+cos0) (1 1)将 (7)、 (11)代人 (1O)得L ’ds：pohr'o(1+12080)2d0 (12)EJ整个活塞环要具有均匀弹力P。时的切口尺寸ss：2 f ds：2 f —poh—rtao(1+c0s0)2d0：31T—poh—r3o (13)1 0 l 0 EJ 、 EJ或s=》oD( -1)3|7．065p。~--1) (14)34{ 瓣 .

其中r=D；ro=r(1一吉)； 告由式 (14)反过来根据已有活塞环的切 口值求弹力，即4 t 5t t上式表明：弹力只取决于材料的弹性模量E，结构尺寸s／t、D／t，而与环的高度h无关。 (s为切 El尺寸， 为活塞环厚度，D为气缸直径)生产中，活塞环弹力是依靠加集中载荷的办法检验的。

当集中载荷w作用在直径方向时，则po=0．746 (16)当集中载荷作用在切口方向时，则po=1．96 (17)(2)非金属环的金属衬环非金属活塞环加衬环 ，可以使得活塞环具有一 定的初弹力，这样环的外缘可以始终贴紧气缸镜面。金属衬环的计算可参照活塞环进行，但弹力可取得小一些 ，一般取p。= (20～30)kPa。

对于本身具有一定弹性的非金属整体环，尚应减去环本身的弹力。切 口尺寸参照 (14)计算 ，但是式中的直径和厚度应代人相应的衬环尺寸。

2．3．2 具有切口的整体活塞环强度计算活塞环装在气缸 内，最大弯矩发生在切 口对面的A—A截面上。由式 (6)可知：当0=0。时‰=2pohro=2poh ( 一古 (18)最大弯曲应力：3p。(旦一1)旦 (19)将 (15)代人上式得。。‘426E Q2013年O5期(总第241期)■ 当D远大于￡时，上式司近似为orn~-0．426E~2 (21)活塞环的完全应力还可能发生在装环时 ，这时环的内径必须扩大到等于活塞的直径 (高压级组合活塞除外)，即活塞环中线的曲率半径增至p=r+t／2，同样按曲杆公式一 ： 一 (22) 一 =一 、ZZ，
，-+一
t p EJ式中的负号表示与装入气缸后的弯矩方向相反 。

最大安装应力为= Mm (23)代入 (22)得一 ： 一 ，
一 (24) — 一 Lr+——同理 ，装入气缸后的关系式如下一 ： (25) 一上面两式相减 ，得— — 生一 ： ( + ，
一 ) (26)因(t／2)。相对r2很小 ，故可略去不计 ，则式变为(÷)2_吾(O"na~x+O"tmax) (27)或(古) =面1(O．mLx+Or im) (28)将 (20)代人上式得恙(1-0．213s ) (29)当将活塞环安装到活塞上时，将环张开，其许用弯曲应力允许大 10％。因为它只是瞬时的，不象装在气缸内那样长期存在。

一2013年05期(总第241期)3 支承环设计直径较大的铸铁或钢制焊接活塞，都专门设耐磨材料制成的支承面 (承压表面)，以减少气缸镜面磨损，便于活塞磨损后修复。支承面一般设在活塞中间，或当活塞较长时分两段布置在活塞两端，为了避免活塞因热膨胀而卡住 ，承压表面在圆周上只占90。～120。的范围．活塞的其余部分与气缸由l一2 mm的径向间隙；承压表面前后两端做成 2。～3。的斜角，以形成楔形润滑油膜。这种结构的支承面要求活塞在装配中不能任意转动。为了便于机械加工，支承面也可以制成整圈式结构，此时活塞可以任意转动，但活塞与气缸的间隙不均匀，因此只适用于直径小于 300 mm的活塞。为保证承压面的耐磨合金牢固紧贴在活塞上，活塞上加工有燕尾槽。

无油润滑压缩机中应用支承环，材料通常与活塞环相同，其结构形式有如下几种见图 6。

下支承环(a) (b)(a)分瓣式 (b)整圈式(c)和 (d)整圈开口式支承环图 6美国石油协会标准 (API618)中有如下说明，支承环承受活塞重量加上活塞杆重量的一半。考虑这个载荷时认为它是 由 120o的弓形投影接触面来承受。对于无油润滑气缸 ，一般认为容纳内需的载荷是 0．035 N／mm2，对于有油润滑气缸 ，限制的载荷载 O．07 N／mm：以内。API618中对于支承环载荷计算有如下公式LB= (30) 一 ～ 、J，0
．866·D·式中 ‰ ——活塞重量，N— — 活塞杆重量，ND——气缸直径W——支承环总宽度解搠 反过来根据载荷计算支承环总宽度得W：—MpA+(
—
Md2) f3】)0．866·D·LB由于支承环承受载荷有一个上限值 ，因此上式计算出来的值为支承环最小的总宽度。另外当需要的支承环总宽度值较大时，可以用多个支承环，只要总宽度满足要求。开口式支承环如图7。

支承 ]门 米j} 囝(a)支承环泵压面与安装尺寸 (b)支承环直内卸荷结构 ( )支承环斜外卸荷结构图 7 开口支承环尺寸关系表示及卸荷槽开设除了总宽度，厚度尺寸t =(0．8～1．0)／t，其中￡为活塞环厚；开口间隙e=2．8％一3．2％D，其中D为气缸直径 ；轴向热膨胀6=1．5％～1．8％W，其中 为宽度。为使支承环不像活塞环那样承受气体压力差造成的作用力而急剧磨损 ，其外缘开设若干卸荷槽。

4 活塞环及支承环改造以上简单介绍了活塞环设计的一些重要的方面和方法 。根据上述活塞环设计的思路和方法 ，此次对氢气压缩机气缸环进行了改造，具体如下：(1)首先，由于该压缩机为无油氢气压缩机，金属材料不适合 ，因此使用非金属材料中常用的填充聚四氟乙烯作为活塞环材料。

(2)其次，采用具有切口的整体式环 ，同时增加衬环，使得活塞环具有一定的初弹力。切口采用斜切口，从经济的角度来看，制造简单；从泄漏的角度来看 ，比直切 口的活塞环泄漏量少 ，同时为了避免切口的尖锐部分崩溃，取 a=45。。

(3)活塞环的高度和厚度。表 1是填充聚四氟乙烯活塞环切口周向S推荐值表 (mm)非金属活塞环的截面都制成矩形的 ，考虑到强度较金属低，故高度一般比金属的大。当气缸36 瓣表1缸径D 切 口周向间隙s50 1．570 285 2．5100 31103．5115140 4l70 5200 6230 7240 8270 8330 10350124o0470 14540 166oo l8直径D≤100 mm时 ，高度甚至大于厚度 ；气缸直径D>100 mm时，高度和厚度可相等；对于聚四氟乙烯，根据经验公式取t=h： ，该机气缸直径1．3D=177．8 mm，计算得到厚度t=8．88 mm高度h=8．88 mm切口周向间隙按上表推荐值取 5 mm。

(4)支承环尺寸，根据式 (30)计算W：—MpA+(
—
MR／2)
： 62 mm0．866。现 B此 值为最小支承环总宽度值。实际支承环槽总宽度尺寸设计为W=36~2=72 mm，主要考虑活塞及活塞杆重量的偏差。

2013年O5期(总第 241期)誓使用Setrice＆此时计算支承环总宽度是需考虑轴向热膨胀(轴向热膨胀6=1．5—1．8％ )，故Wl=W-6=(1-1．8％)W=70．70 mm取支承环厚度t =O．8t=7．1 mm开口间隙取e=3．2％D=5．69 mm轴向热膨胀取6=1．8％W=1．273 mm活塞环槽宽度为 9 mm，活塞环轴向宽度为8．88 mm，这是考虑到填充聚四氟乙烯活塞环热膨胀间隙的因素。有两个支承环槽，环槽宽度均为36 mm。总计 72 mm，支承环轴向宽度为 70．70／2=35．35 mm，这一方面是考虑填充聚四氟乙烯支承环热膨胀间隙 ，也考虑到要保证轴向总宽度大于最小支承环总宽度值。

表 2 按压差选择活塞环道数压力差 ／Pa 环数约 12×10 2～3(12～3O)×lOs 3～6(30～120)×lOs 6～12(120 350)×lOs l2~24(5)该机一级压缩 ，进排压 30／53．6bar(a)，压差为 23．6bar，由表 2得到活塞环道数 ，取个 中间值 5道。

(6)活塞环初弹力计算由于该活塞环为非金属环 ，设计时还需要增加金属衬环，使活塞环具有一定的初弹力。

根据式 (15)p0。J42E南 t t计算得到活塞环初弹力为 21．25 kPa，正好满足之前提到的 (20～30)kPa之间。

其中E取 206GPa(不锈钢)，切口值 S按表 1取 5 mm，缸径D为衬环直径为 177．8—2x8．88，取160 mm，衬环厚度 可取去D一 D。这里取D=4．44 mm.

根据活塞环密封原理，活塞环作用于气缸镜面的平均压力要比活塞环本身弹力 (包括衬环弹一2013年05期(总第241期)力)大得多，这个压力使活塞环紧紧地压向气缸镜面。而非金属活塞环的初弹力 (包括衬环弹力)目的是为了保证环的外缘始终贴紧气缸镜面 ，这点非常重要。

(7)活塞环强度计算根据上面式 (21)及 (29)得出(1)在活塞环装入气缸内时，最大弯曲应力一 =0．426E~2，(D／t=20．2远大于1)计算得到 一=0．68 MPa。

其中E取 1．14GPa(聚四氟乙烯)，切口值s按表 l取 5 mm，厚度按t=8．88 mm，缸径D=177．8mm，此应力为活塞环装人气缸内的最大许用应力。

(2)在将活塞环装入气缸内时，最大弯曲应力，
一
： (1-0．213s)( )zt计算得到 max=5．00 MPa通过对活塞环的强度计算，得到了该活塞环装入气缸内的最大许用弯曲应力为0．68 MPa。另外，当将活塞环安装到活塞上时，将环张开 ，其许用弯曲应力允许比此时最大弯曲应力 ～=5．00MPa大 10％。因为它只是瞬时的，不象装在气缸内那样长期存在。

5 结论本文对合某型氢气压缩机的气缸环改造实践，介绍和探讨了活塞环及支承环设计的思路和方法。

往复压缩机工况的复杂和多样性决定了活塞环和支承环的设计及校核计算需要考虑涉及压缩机的多个方面的参数。

参考文献：【1】 郁永章，等．容积式压缩机技术手-／lf[M]．北京：机械工业出版社 ，2005，5.

【2】 成大仙．机械设计手册[M】．北京：化学工业出版社，2003.

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