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微型往复空压机降低油耗的对策分析陈爱平 , 许大钊 , 王勇 , 王吉云( 复盛实业 ( 上海) 有限公司 , 上海 201612)摘 要 : 通过借鉴发动机活塞环理论和试验验证 , 以解决 W - 0133/ 10 空压机油耗大的问题为例 , 总结出针对微型往复活塞空气压缩机降低油耗的关键应放在活塞环 、活塞 、拨油杆以及润滑油等几个主 要部件上 。关键词 : 微型往复空压机 ; 油耗 ; 活塞环 ; 拨油杆 ; 润滑油中图分类号 :T H457 文献标识码 : B型式为直切口 ;(2) 油环为 1 道同向倒角油环 , 切向弹力为1212517115 N , 大于标准规定的 1017N 20 % ; (3) 活塞裙部型线为正圆 , 回油孔数量为 14个 ;(4) 2 根拨油杆 , 直径 018 mm 。 我们把油的损耗分为两个部分 , 一是从活塞与气缸配合间隙中带走的油 , 另一处为从曲轴箱的通气帽处带走的油 。根据经典的空压机油耗分析理论 , 对于单作用 压缩机 , 气缸上部带油是由于在吸气过程后期 , 气 缸上部产生负压 , 导致油通过各个活塞环的间隙被 吸入气缸上部 , 并在高温气体加热下挥发 , 随气体 排出压缩机体外 ; 从通气器中带走的油是由于拨油 杆的拨油量过大引起油雾外逸的结果 。油耗的多少 与气缸与活塞配合间隙 、刮油环功效 、活塞环密封 功效 、工作腔内气体压力 、活塞上回油孔设计的位 置和大小数量等因素有关 。实践证明 : 从通气器处 流失的油量比例很小 , 除非刻意追求 , 否则改进的 意义不大 , 我们对 W - 0133/ 10 空压机的现有结构 进行了理论分析 , 并假设存在下列状况引起机器油 耗偏大 :(1) 压缩环密封效果差 , 油随气体被带入气缸 上部 ; (2) 刮油环附近回油孔数量不足 , 或回油不 畅 , 影响排油效果 ; ( 3) 刮油环的工作弹力不足 , 或数量不够 , 对单作用压缩机 , 油环低压级数量一 般为 2 道 ; (4) 通气帽外逸油雾严重 ; (5) 吸气过 程损失大 , 负压大 。212解决思路前言传统的微型往复空压机 ( 电机功率在 15以下) , 其气缸的润滑方式一般采用飞溅润滑1k W ( 包括拨油杆和带油环两种方式) , 该种润滑方式简单可靠 , 但往往存在油耗过大的问题 。我国微型往复 活塞空气压缩机标准 GB/ T13928 - 92 规定的油耗 按照功率等级来分从 130 g/ h , 数值较大 , 对曲轴箱内贮存的润滑油一次使用时间也仅仅规定在48 h 或 36 h 左右 , 因此润滑油的消耗量大 , 既浪 费了人力物力 , 又污染了环境 。在国际上欧美等国 对空压机的油耗要求指标一直很高 , 例如空压机 W - 0133/ 10 , 功率 212 k W , 国内油耗标准为 6 g/h , 国外 的 要 求 为 1 g/ h , 为 了 与 国 际 标 准 接 轨 , 我公司进行了技术攻关 , 进行了大量的试验 , 最终 解决了油耗大的问题 。W - 0133/ 10 空压机油耗现状和解决思路W - 0133/ 10 空 压 机 为 3 缸 W 型 结 构 , 缸 径65 mm , 转速 1 180 r/ min , 单级压缩排气压力为140p si 3 , 额定 排 量 为 0133 m3 / min , 改 进 前 油 耗 为 515 g/ h , 折算到与空气排量相对应的重量比为203 10 - 6 , 按照国外的要求必须减小到 40 10 - 6(即 1 g/ h) 。2211空压机油耗现状该机器活 塞 、气 缸 、活 塞 环 部 分 结 构 特 点 如下 :(1) 压缩环为 2 道鼻形锥面环 , 切向弹力为719918 N , 应在 1018N 20 % , 弹力偏小 , 切口圆柱度 、活塞环的表面圆度 、侧面的平面度 、活塞环槽侧面的平面度及环在槽中的配合间隙等 。泄漏 量与间隙成三次方关系 , 间隙不均匀 , 泄漏量增加2215 倍 。除此之外还必须考虑活塞在以下情况 下的变形 : (1) 高温引起的活塞 、活塞环和气缸的 热变形 ; (2) 气缸的机械变形 。活塞侧推力 、缸盖 对气缸的压紧力 、缸盖螺栓作用与气缸上的拉力 ,都会造成气缸机械变形和失圆 , 都会引起间隙的不均匀性 。在生产实践中 , 为了配合活塞的变形 , 一般把 活塞的裙部设计成椭圆型线 , 以使与气缸的配合间 隙达到比较均匀的分布 , 从而减小泄漏 。而活塞环T 活塞环厚度E 弹性模量Ger 弯曲刚度增大环厚 T 及弹性模量 E 都有利于增加环的 适应性 , 特别是三次方的环厚 T , 但会增加环槽的磨损和环的振颤倾向 。减小环高 B 不仅增加适应性 , 而且有利于减低 振颤倾向 , 有利于控制油耗 。但受制造工艺的限制 , 这一点 , 采用钢带组合油环效果较好 , 因厚度薄 , 重 量轻 , 惯性力小 , 实际运动规律与理论比较吻合 。(4) 必须指出 , 刮油环效果提高以后 , 必须把 活塞上回油孔数量增加 , 否则会引起回油不畅 。21214减少从通气器处逸出的油量 在不引起活塞拉缸的情况下 , 减少拨油杆的拨油量 , 对其根数和有效击油直径进行调整 , 可以降低从通气器处的逸出油量 , 这其实是次要的结果 ,主要的还是把拨到气缸表面上的油量减少了 。21215加大吸气口径 , 减小吸气滤清器压力损失 吸气过程的压力损失有如下坏处 : (1) 压比增大 , 排温高 , 油黏度降低 , 油膜承压能力降低 , 密封性能降低 ; (2) 压差变大 , 泄漏增加 ; (3) 负压 增加 , 被吸入的油量增加 。降 低 吸 气 过 程 的 阻 力 损 失 办 法 , 一 个 是 降 低表 1与活塞 、气缸的制造精度都能达到设计要求 ,般不再考虑提高精度 , 以免提高成本过多 。21212提高压缩环密封效果故一根据活塞环泄漏模型可知 : 气体通过活塞环的泄漏 , 伴随着一定量的油的泄漏 , 但油的存在 , 又 产生了一定的密封作用 , 如果压缩环的密封效果不足 , 也可导致随着气体带出油的数量增加 , 为提高密封效果 , 可通过如下方法来进行 :(1) 采用高弹性模量的材质 。一般可通过调整 铸铁成分 、尤其是金相组织来满足不同活塞环高强 度和 耐 磨 性 的 要 求 , 例 如 加 入 V 、Mo 、Cr 、 Ti 、 Cu 等合金元素 , 促使石墨与基体之间形成润滑能 力强的表面组织 , 以提高强度和耐磨性 ;(2) 首环采用泄漏比较少的切口方式 , 如采用 斜切口或搭切口 , 可极大的提高气密性 ;(3) 采用鼻型锥面环或扭曲环 (底面有鼻形切 台) 作为最后一道压缩环 , 可辅助提高刮油效果 。21213提高油环的刮油能力(1) 最简单的办法 , 增加油环数量 , 但必须考 虑成本和安装空间 ;(2) 提高油环比压 。比压高可提高刮油效果 ,一般 低 压 级 环 要 求 其 接 触 面 比 压 为 0103 011M Pa , 为降低油耗 , 可采用高比压值 。(3) 提高油环的适应性 。油环的刮油能力本质 上取决于其对气缸及其变形形状的适应能力 (用适应系数表示) , 适应系数越大 , 刮油效果越好 。参照发动机活塞环的理论 , 活塞环的适应系数 由下式表示Pk = 3 GRr ( D - T )E/ B ( D / T - 1) 3式中GRr1 =活塞环高度序号试 验 内 容试验结果1原型机 75 %工作负荷 , 测试油耗 (1 180 r/ min , 140 psi)203 10 - 6211 压缩环结构形式 不 改 , 材 质 由 YH - 11 ( 弹 性 模 量 为 100GPa) 改为 YH - 15 (弹性模量为 105 GPa) ;21 将油环 接 触 面 高 度 由 015 mm 减 小 为 0125 mm ( 比 压 从01049 MPa 提高到 01098 MPa) ;31 将回油孔数量增加为 32 个 ;41 大口径滤清器 。121 10 - 6311 油环数量改为 2 道 ;21 其余同上 。5818 10 - 6411 压缩环第 1 道搭切口 ; 第 2 道为直切口 ;211 根 018 mm 拨油杆 ;31 活塞裙部外形改为椭圆结构 ;41 其余同上 。55102 10 - 65112 根 0163 mm 拨油杆 ;21 美孚 RURAS426 (LDB68) 润滑油 ;31 其余同上 。3018 10 - 66112 根 0163 mm 拨油杆 ;21 壳牌 SHELL P68 润滑油 ;31 油环为钢带撑簧组合结构 ;41 其余同上 。3515 10 - 6阀的损失 (一般不考虑) ,器的压力损失 。另一个是减小吸气滤清润滑油品牌的不同对油耗也有一定的影响 ; (4) 尽量增加滤清器的进气面积 , 减小进气阻力 。总之 , 通过本文所述的实践 , 可以对降低微小 型空压机的油耗提供一种借鉴 , 但不同的机器有不 同的结构特点 , 还需在生产实践中不断探索和完 善 。3试验验证在上面诸多理论分析基础上 ,为保证试验结果的真实性和重复性 , 我们采用 5 台样机进行了为期3 个多月的试验验证 , 取得了较好的结果 , 因试验 方案很多 , 仅把其中最主要的试验方案列于表 1 。参考文献 :王龙洲 , 等. 活塞环与柴油机油耗损耗关系 J .封 , 2002 , ( 3) : 65 - 66 .润滑与密14结束语降低微型往复空压机的油耗应从以下几个方面2陈安宇 , 等. 车用发动机活塞环组对润滑油消耗的机理分析J . 润滑与密封 , 2002 , ( 5) : 94 - 96 .着手 :(1) 首先是油环的结构形式 、接触比压和数量 上 , 其次是改善气环的密封性能 , 最好首环能采用 搭切口的压缩环 , 再次是活塞的回油孔数量和裙部 采用椭圆外形 ; (2) 拨油杆的击油面积和数量对油 耗有较大的影响 , 其中面积的影响相对较大 ; ( 3)3杨乐之 , 等. 活塞式压缩机结构 M .版社 , 1990 .北京 : 机械工业出4GB/ T1149 . 2 - 94 . 内燃机活塞环术语 S .作者简介 : 陈爱平 ( 1972 - ) , 男 , 江苏省泰州市人 , 工程师 , 大学本科 , 从事空气压缩机和制冷压缩机的设计和研究 。(上接第 16 页)38175 Hz , 介于系统工频之间 , 由于装配关系中摩 擦 、松动 、不平衡等因素 , 较易产生振动问题 。根4结论(1) 建立了某螺杆压缩机系统的有限元模型 ,据上述几阶振型 ,最大 , 刚度较差 ,据分析结果 ,电机和油气桶之间位置弯曲曲率为薄弱位置 。 该系统结构设计在振动方面存在对其进行自由模态分析 , 得出的结果与实验值比较接近 。(2) 从振型图来看 , 多阶振型均反映防震台中 部 , 即电机和油气桶之间位置刚度较弱 , 在改进时 , 应增加该部位的刚度 。同时 , 该结构 阶固有 频率介于系统工频之间 , 较易产生振动问题 , 应采 取提高系统固有频率的措施 。(3) 本文论述的系统有限元模型可用于产品的 结构动态设计和老产品的改进设计中 。着需要改进的问题 。为有效增强结构刚度 , 较大幅度提高系统第 阶模态频率 , 在结构设计修改上可 将电机和油气桶之间防震台作为振动控制的关键 。 为提高刚度 , 将防震台高度增加 , 减小电机和油气 桶之间弯曲曲率 , 同时降低机体相对于防震台的位置 , 这样能较大提高系统固有频率 。 根据以上提出的结构修改方案 , 本文对改进后的结构进行了对比性的模态分析 、验证工作 。从表1 中的数据可以看出 : 针对上述薄弱环节所作的修 改明显提高了压缩机系统的固有频率 , 提高幅度达95 %164 % , 第 阶固有频率为 87181 Hz , 大于 系统各工作频率 , 避开压缩机系统的共振区 , 同时 提高了系统结构刚度 , 对于一定的激励力 , 结构刚 度的高低与振幅的大小成反比 。因此修改后的系统 结构有利于控制结构振动 。修改后系统的各阶振型与原结构的各阶振型基本相同 , 因而 , 对修改后系 统的各阶振型本文没有列出 。参考文献 :1晏励堂. 结构系统动力特性分析 M .天大学出版社 , 1989 .北京 : 北京航空航2陈新 , 等. 机械结构动态设计理论方法与应用 M .机械工业出版社 , 1997 .北京 :3杜平安. 有限元网格划分的基本原则 M . 机械设计与制造 , 2000