一种新颖合理的可调余隙缸结构设计

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压缩机的用户通常是根据最大的耗气量来选用压缩机。然而实际生产过程中，现翅因多种原因，如工况条件的变化，要求改变排气量，以适应耗气量的变化。而从压缩机的作用原理得知，容积压缩机的排气量不会 由于背压的升高而 自动降低，如不进行有效的调节，在有些诚，会出现危险的事故，所以有必要设置调节控制机构，以适应压缩机工况变化的需要。压缩机排气量的调节方式有多种，调节方式的经济性决定其耗功多少，因此合理选取压缩机排气量的调节方式，对降低能耗，提高设备运行的可靠性至关重要。

2 常见排气量调节方式2.1 定期停转调节利用压缩机停止运转来调节排量 。常见有 2种方式： (1)在孝微型压缩机中通过储气罐压力的变化，利用压力继电器装置来控制原动机的开启，这种调节方式只能在小功率电动机 (10 kW收稿日期：2012-07-04-2013年02期(总第238期)左右)上应用； (2)在压缩机站，-般为多台机组配置，完全有可能通过酮部分设备，以调整系统排气量。

2.2 改变转数的调节这种调节方式经济性较高。转速降低时机组压力损失减小 ，气体的冷却更彻底 ，机械摩擦功也较校早期蒸汽机传动的压缩机上用得较多，现在随着变频技术的发展，会有越来越多的设备采用此向技术，但转速大范围的变化对往复机的核心部件-气阀提出了更高的要求，用户前期投资成本很高。

2.3 控制吸入的调节控制方法有停止吸人与节流吸人。停止吸入时，压缩机转入空转，因而只能进行间断调节，节流吸人理论上能进行连续调节 ，然而在排气量降低，而压力不变的情况下，压力比反而增加，排气温度也升高，经济性较差 ，用得较少。

2.4 吸入与压出连通的调节采用这种方式从装置的结构上来说是简便易行的，但功率损失巨大。因为它是连通将已经压缩的气体减压后再回人吸人口进行再压缩来达到 慧排气量的减少。这种方式可以作为压缩机卸荷之用，也可用于压缩机的启机，因为它可实现机组的低负载启动。

2.5 压开进气阀的调节在中型和大型压缩机上使用较多，可作为卸荷空载启动之用。其作用是：气体被吸入气缸后，在活塞反行程时又将部分或全部已吸入的气体推出气缸，这样视推出气体的多少，实现压缩机排气量的调节。目前压开进气阀的调节装置有3种形式 ： (1)完全压开进气阀； (2)部分压开进气阀； (3)部分行程压开进气阀，技术先进性很高，贺尔碧格的HydroCOM系统是这-领域的代表产品，但投资成本太高为大多用户不能接受。

2.6 连通补充容积的调节又称余隙调节，有固定余隙缸和可变余隙缸两种形式。调节原理是借助加大气缸余隙，使缸体余隙里的高压气体在机组吸气时膨胀，从而使气缸的吸体能力减小，排气量降低。用可调余隙缸进行排气量调节由于其经济、结构简单 、调节方便而成为压缩机设计者的首选，但结构设计非常重要。

3 -种新颖合理的可调余隙缸结构用可调余隙缸进行排气量调节 ，由于调整好后没有运动部分，使用的可靠性高，其经济、结构简单、调节方便而成为压缩机设计者的首选，但结构设计非常重要。传统的可调余隙缸因结构方面的原因，存在天然气泄漏，笔者通过对老式余隙缸结构形式的剖析，设计出-种合理的余隙缸结构。

3.1 传统的可调余隙缸结构缺点分析(1)传统的可调余隙缸结构余隙活塞与余隙缸之间的密封件是活塞环。活塞环是用于动密封的元件，余隙活塞按要求调整好后与余隙缸无运动部分 ，属静密封 ，动密封结构用于静密封是不合理的，必然导致天然气从机组工作缸泄漏至余隙缸盖端。

(2)活塞杆与活塞体之间选用动配合。由于选用动配合，余隙活塞体会随着机组工作缸的吸、排气过程左右窜动，高频次的窜动，形成活塞体与活塞杆之间的反复撞击，造成连接处的碎裂事故。

46l 瓣 ，图 1 传统的可调余隙缸结构简图3.2 新可调余隙缸结构组成及特点分析1.余隙缸盖 2.螺母 3.螺栓 4.锁紧螺母 5.丝杠6.丝母 7.挡板 8.余隙缸体 9.销 1O.防转销11.余隙活塞体 12.0型圈 13螺柱图 2 新余隙缸结构图(1)结构概述：通过丝杠 、丝母机构 ，变老式结构活塞体的旋转运动为直线运动。旋转丝母(件 6)使丝杠 (件5)与活塞体 (件 11)组件前后移动，以达到余隙调整的目的，为防止活塞体(件 11)的旋转而损坏密封件 0型圈 (件 12)，特增加防转销 (件 l0)结构，防转销除有防止活塞体转的功能外还兼有余隙调节标尺的作用，余隙调整完成后用锁紧螺母 (件 4)限制丝杠 (件 5)移动，保证余隙调节的可靠性。

(2)结构特点：(a)0型圈用于静压密封从密封原理上克服了老式余隙缸结构用活塞环做静密封元件的不足 ；(b)丝杠、丝母机构应用，变活塞体的运动为直线运动，既延长了密封件0型圈的使用寿命，又保证了密封的可靠性；(C)结构简单，操作方便，使用安全可靠；(d)丝杠、丝母采用细扣螺纹，自锁性能好，调整更精确；(下转第 49页)2013年O2期(总第 238期) 图 6 改进、排气支座的结构束，则中体处单个地脚螺栓受附加力为： -0.6-F：1936 kN 、2(3)强度计算压缩机运转时，中体处的地脚螺栓受螺栓的预紧力，工作载荷以及由于热膨胀产生的附加载荷，这些力都向上拉伸螺栓，按最大拉应力理论，只要这些拉应力到达简单拉伸的极限应力，就会引起断裂破坏。工作载荷相对于附加载荷较小，可忽略不计。

中体处地脚螺栓规格为2xM36x 1500-4.6，材料为低碳钢，螺栓材料的抗拉强度为b400 MPa： . .to r， 1903 MPa>trb400 MPaA 叮丁4因此螺栓被拉断。

2.3 原因分析通过以上分析和计算可知，二级中体处地脚螺栓断裂的主要原因是：排气支座支承结构为刚性，工作时产生的热膨胀无法得到补偿而产生热应力，若热应力不能消除，达简单极限的抗拉应力就会把螺栓拉断。

3 改进设计从以上分析可看出，二级缸工作时产生的热应力危害很大，从计算来看，螺栓被拉断是必然的，但在现实中，因为种种原因，并不是所有的螺栓都被拉断。但不管怎样，热应力危害很大，不想办法消除的话 ，后果非常严重。

为了补偿热变形，有必要改进结构，如图 6所示，把刚性支承改为弹性支承，热变形得到补偿，大大减少热应力，消除了附加载荷。

改进后进行强度校核，许用应力[o"]o'h/2200 MPa÷： 55 MPa<[o-]200 MPa，合格A "rra44 结论经过改进设计之后，热变形得到补偿，D-100/7(8)型空压缩机没有再出现过此类问题，完全根除了地脚螺栓断裂的现象。