本发明涉及一种往复压缩机气量调节系统卸荷器，针对现有往复压缩机无级气量调节执行机构在运用中普遍存在的卸荷器撞击、磨损、噪音、寿命方面的问题，依靠撞击零件和撞击区域优化，避免了撞击产生火花等安全事故，同时降低卸荷器撞击噪音；卸荷器阀座上采用了防转体结构，避免了卸荷器压叉与阀座摩擦产生磨损、产生火花危险情况，能够使卸荷器安全运行；优化卸荷器下限位结构设计，避免卸荷器依靠阀片限位导致阀片寿命减短的缺点；根据往复压缩机无级气量调节系统的调节要求，提出了一种卸荷器复位弹簧的数学计算模型。
1)该卸荷器由进气阀、卸荷器主体、防转部件三部分组成，进气阀结构包括阀座(1)、升程限制器(2)、进气阀弹簧(3)、阀片(4)、圆柱销A(5)、螺柱(6)、圆柱销B(7)、圆柱销C(8)；卸荷器主体结构包括压叉(9)、滑套(10)、缓冲函(11)、缓冲圈(12)、缓冲函盖(13)、顶板(14)、弹性挡圈(15)、卸荷器外壳体(16)、压盖(17)、弹性垫圈(18)、螺纹柱(19)、复位弹簧(20)、隔套(21)、降噪垫圈(23)；防转部件主体结构包括螺栓(22)、防转体(24)、防转隔套(25)；
2)卸荷器主体结构依靠锁紧螺母固定于进气阀结构的阀座(1)上表面，进气阀的螺柱(6)上套有卸荷器隔套(21)，滑套(10)安装在隔套(21)环槽内，缓冲函(11)处于缓冲函盖(13)与隔套(21)之间，复位弹簧(20)安装在缓冲函盖(13)与顶板(14)之间，弹性挡圈(15)限制压盖(17)的轴向移动，压叉(9)与卸荷器外壳体(16)过盈连接，顶杆(26)置于卸荷器顶板(14)上，防转体结构由螺栓(22)固定于进气阀结构的阀座(1)上；
3)在压缩机吸气工作过程中，依靠液压驱动机构提供的液压力作用于顶杆(26)，卸荷器克服弹簧力、摩擦力、气体力完成向下顶开阀片(4)动作，并在下限位保持静止；液压驱动机构提供的液压力首先作用于顶杆(26)上，液压力通过顶杆(26)传递给卸荷器顶板(14)，克服弹簧力及摩擦力，与卸荷器外壳体(16)及压叉(9)同时沿着导向组件向下运动，卸荷器外壳体(16)与缓冲函(11)分离，运动至阀座(1)上的降噪垫圈(23)保持静止；
4)在压缩机压缩工作过程中，卸荷器运动状态分为两种，一种是卸荷器在液压力P的作用下保持静止，压叉(9)顶开进气阀阀片(4)，保证吸气阀在压缩机压缩过程处于开启状态，使部分气体通过进气阀回流到进气管道中，从而实现气量调节功能；另一种是液压力降低，卸荷器在复位弹簧(20)及气体力作用下，克服液压力、摩擦力，顶板(14)，驱动顶板(14)带着卸荷器外壳体(16)及压叉(9)一起沿着导向组件向上运动，撤回到上限位；
其特征在于，卸荷器复位弹簧(20)刚度计算模型：其中：
Fs1：代表卸荷器位移为零时复位弹簧(20)的弹簧力；
Fs2：代表卸荷器位移为L时复位弹簧(20)的弹簧力，L表示卸荷器最大行程；
Fp1：代表卸荷器顶出过程中液压驱动机构作用于顶杆(26)上的液压力；
Fg2：代表吸气阀阀室气体作用于顶杆(26)上的气体力；
m：代表卸荷器外壳体(16)、顶板(14)、压叉(9)、弹性挡圈(15)、压盖(17)和顶杆(26)的总质量；
α：代表卸荷器安装角度，角度大小为卸荷器中心线与地面垂直线夹角；
T：代表卸荷器顶出过程中由静止运动到位移L所需的动作时间，考虑到气量调节系统调节效果，应在0.008s～0.02s范围内取值；
(A) 代表卸荷器顶出过程中，初始时刻的速度为0；
(B)x(t)|t＝0＝0；代表卸荷器顶出过程中，初始时刻的位移为0；
(C)x(t)|t＝T＝L；代表卸荷器顶出过程中，当时间为T时，卸荷器的位移为L；
(D)F＝Fg1+Fs2+Fg2；代表卸荷器撤回初始时刻，复位弹簧(20)弹簧力与作用于压叉(9)和阀片(4)的气体力的合力需要满足的边界条件；
F：代表卸荷器撤回初始时刻，复位弹簧(20)的弹簧力与作用于压叉(9)和阀片(4)的气体力的合力；
Fg1：代表气体作用于吸气阀阀片(4)上、下表面的合力；
(E)Fs1>Fp2-Fg2+mg cosα+f(F)Fs2
(F)式表示卸荷器位移为L时的复位弹簧(20)弹簧力需要小于顶出过程中作用于顶杆(26)的油压力、气体力、重力、摩擦力的合力，保证卸荷器能运动至位移L并保持静止；
当(Fp2-Fg2+mg cosα+f)为负时，(Fp2-Fg2+mg cosα+f)设为0；
Fp2：代表卸荷器撤回过程时，液压驱动机构作用于顶杆(26)上的液压力。
2.应用如权利要求1中一种往复压缩机气量调节系统卸荷器的方法，其特征在于公式中弹簧力、气体力、液压力的计算方法，如下：
x1：代表卸荷器位移为零时复位弹簧(20)的预压缩量；
一种往复压缩机气量调节系统卸荷器
技术领域
[0001] 本发明关于一种往复压缩机气量调节系统卸荷器。
背景技术
[0002] 往复压缩机在我国石油化工工行业中占据着重要的地位，应用相当的广泛，多用于气体的处理和运输方面。往复压缩机在石油化工行业生产中，常常由于工艺的改变，往往会造成所需气量的不同，因此为了满足不同工况下的气量需求，一定对它进行气量调节，无级气量调节的应用不但满足了气量要求，而且具有节能、压力平稳、操作方便等优点。
[0003] 顶开进气阀调节排气量的工作原理：在往复压缩机的压缩阶段，进气阀的阀片被执行机构强制顶开，气体回流到进气管道，达到调节气量目的。顶开吸气阀的调节装置在国内、国外均有公示，国外的贺尔碧格在国内申请的专利 CN03158561，另外国外的专利US-A-5695325，专利EP-A-0893605也都是顶开吸气阀的调节装置，国内的浙江大学申请的CN200610155395，合肥通信研究院申请的CN201110117265。
[0004] 针对现有专利中调节装置都带有卸荷器，在运用中出现了不良的影响，卸荷器结构设计不合理，会出现撞击或者摩擦，导致温度过高有产生火花的危险或者磨损严重，阀片撞击严重，且没有提出卸荷器复位弹簧的设计计算，本发明提出了一种新的往复压缩机气量调节系统卸荷器结构，巧妙地解决了出现的不良影响。
发明内容
[0005] 1、一种往复压缩机气量调节系统卸荷器，其特征在于：
[0006] 1)该卸荷器由进气阀、卸荷器主体、防转部件三部分组成，进气阀结构包括阀座(1)、升程限制器(2)、进气阀弹簧(3)、阀片(4)、圆柱销A(5)、螺柱(6)、圆柱销B(7)、圆柱销C(8)；卸荷器主体结构包括压叉(9)、滑套(10)、缓冲函(11)、缓冲圈(12)、缓冲函盖(13)、顶板(14)、弹性挡圈(15)、卸荷器外壳体(16)、压盖(17)、弹性垫圈(18)、螺纹柱(19)、复位弹簧(20)、隔套(21)、降噪垫圈(23)；防转部件主体结构包括螺栓(22)、防转体(24)、防转隔套(25)；
[0007] 2)卸荷器主体结构依靠锁紧螺母固定于进气阀结构的阀座(1)上表面，进气阀的螺柱(6)上套有卸荷器隔套(21)，滑套(10)安装在隔套(21)环槽内，缓冲函(11)处于缓冲函盖(13)与隔套(21)之间，复位弹簧(20)安装在缓冲函盖(13)与顶板(14)之间，弹性挡圈(15)限制压盖(17)的轴向移动，压叉(9)与卸荷器外壳体(16)过盈连接，顶杆(26)置于卸荷器顶板(14) 上，防转体结构由螺栓(22)固定于进气阀结构的阀座(1)上；
[0008] 3)在压缩机吸气工作过程中，依靠液压驱动机构提供的液压力作用于顶杆 (26)，卸荷器克服弹簧力、摩擦力、气体力完成向下顶开阀片(4)动作，并在下限位保持静止；液压驱动机构提供的液压力首先作用于顶杆(26)上，液压力通过顶杆(26)传递给卸荷器顶板(14)，克服弹簧力及摩擦力，与卸荷器外壳体(16)及压叉(9)同时沿着导向组件向下运动，卸荷器外壳体(16)与缓冲函(11)分离，运动至阀座(1)上的降噪垫圈(23)保持静止；
[0009] 4)在压缩机压缩工作过程中，卸荷器运动状态分为两种，一种是卸荷器在液压力P的作用下保持静止，压叉(9)顶开进气阀阀片(4)，保证吸气阀在压缩机压缩过程处于开启状态，使部分气体通过进气阀回流到进气管道中，从而实现气量调节功能；另一种是液压力降低，卸荷器在复位弹簧(20)及气体力作用下，克服液压力、摩擦力，顶板(14)，驱动顶板(14)带着卸荷器外壳体(16) 及压叉(9)一起沿着导向组件向上运动，撤回到上限位；
[0010] 进一步，其特征在于卸荷器复位弹簧(20)刚度计算模型：
[0011]
[0012] 其中：
[0013] k：代表复位弹簧(20)刚度；
[0014] Fs1：代表卸荷器位移为零时复位弹簧(20)的弹簧力；
[0015] Fs2：代表卸荷器位移为L时复位弹簧(20)的弹簧力，L表示卸荷器最大行程；
[0016] Fp1：代表卸荷器顶出过程中液压驱动机构作用于顶杆(26)上的液压力；
[0017] Fg2：代表吸气阀阀室气体作用于顶杆(26)上的气体力；
[0018] m：代表卸荷器外壳体(16)、顶板(14)、压叉(9)、弹性挡圈(15)、压盖(17) 和顶杆(26)的总质量；
[0019] α：代表卸荷器安装角度，角度大小为卸荷器中心线与地面垂直线夹角；
[0020] g：代表重力加速度；
[0021] f：代表卸荷器及驱动机构摩擦力；
[0022] T：代表卸荷器顶出过程中由静止运动到位移L所需的动作时间，考虑到气量调节系统调节效果，应在0.008s～0.02s范围内取值；
[0023] 上述公式计算的边界条件与约束条件是：
[0024] 1)边界条件如下：
[0025] (A) 代表卸荷器顶出过程中，初始时刻的速度为0；
[0026] (B)x(t)t＝0＝0；代表卸荷器顶出过程中，初始时刻的位移为0；
[0027] (C)x(t)t＝T＝L；代表卸荷器顶出过程中，当时间为T时，卸荷器的位移为L；
[0028] (D)F＝Fg1+Fs2+Fg2；代表卸荷器撤回初始时刻，复位弹簧(20)弹簧力与作用于压叉(9)和阀片(4)的气体力的合力需要满足的边界条件；
[0029] 其中：
[0030] x：代表卸荷器位移；
[0031] F：代表卸荷器撤回初始时刻，复位弹簧(20)的弹簧力与作用于压叉(9)和阀片(4)的气体力的合力；
[0032] Fg1：代表气体作用于吸气阀阀片(4)上、下表面的合力；
[0033] 2)约束条件如下：
[0034] (E)Fs1＞Fp2-Fg2+mgcosα+f
[0035] (F)Fs2＜Fp1-Fg2-f+mgcosα
[0036] (E)式表示卸荷器位移为零时，复位弹簧(20)的弹簧力需要大于撤回过程中作用于顶杆(26)的油压力、气体力、重力、摩擦力的合力，保证卸荷器能撤回到位移零点并保持静止；
[0037] (F)式表示卸荷器位移为L时的复位弹簧(20)弹簧力需要小于顶出过程中作用于顶杆(26)的油压力、气体力、重力、摩擦力的合力，保证卸荷器能运动至位移L并保持静止；
[0038] 当(Fp2-Fg2+mgcosα+f)为负时，(Fp2-Fg2+mgcosα+f)设为0；
[0039] Fp2：代表卸荷器撤回过程时，液压驱动机构作用于顶杆(26)上的液压力。
[0040] 进一步，其特征在于公式中弹簧力、气体力、液压力的计算方法，如下：
[0041] 1)弹簧力
[0042]
[0043] 2)气体力
[0044]
[0045] 3)液压力
[0046]
[0047] 其中：
[0048] x1：代表卸荷器位移为零时复位弹簧(20)的预压缩量；
[0049] pcy：代表压缩机气缸内压力；
[0050] ps：代表吸气阀阀室内气体压力；
[0051] Asv：代表吸气阀阀片(4)上或者下表面面积；
[0052] Al：代表顶杆(26)截面积；
[0053] p1：代表卸荷器顶出时液压驱动机构提供的油压；
[0054] p2：代表卸荷器撤回时液压驱动机构提供的油压。
[0055] 所述的卸荷器复位弹簧刚度模型，其特征在于得到弹簧刚度k及预压缩量x1之后，根据机械设计手册，设计弹簧其它参数：
[0056] 1)确认弹簧直径方向安装空间，并初步给出弹簧中径D2
[0057] 2)弹簧截面直径计算：确定弹簧材料，根据国家标准查出[τ]，弹簧截面直径计算需要 和 重复1)和2)步骤，反复计算，当d'≥d时，停止计算，并以该值作为弹簧截面直径。
[0058] 3)弹簧有效圈数n1
[0059]
[0060] 4)弹簧实际刚度：根据3)得到的有效圈数，取整后得到n′1，计算弹簧实际刚度k′。
[0061]
[0062] 5)弹簧节距p
[0063]
[0064] 6)弹簧压并高度Hb
[0065] Hb＝(n′1+2-0.5)d
[0066] 所述的卸荷器复位弹簧详细参数计算，其特征在于卸荷器复位弹簧的约束条件：
[0067] 约束条件：
[0068] (1)Hb≤H0-x1-L
附图说明
[0069] 图1是卸荷器结构原理图；
[0070] 图2是卸荷器与压罩、阀盖、驱动机构装配图；
[0071] 图3是卸荷器复位弹簧受力分析图；
[0072] 图4是20～100％负荷的气缸内压力图；
具体实施方式
[0073] 下面结合附图和实施实例对本发明做进一步说明。
[0074] 图1是卸荷器结构原理图，卸荷器由进气阀、卸荷器主体、防转部件三部分组成，进气阀结构包括(1)阀座、(2)升程限制器、(3)进气阀弹簧、(4)阀片、(5)圆柱销A、(6)螺柱、(7)圆柱销B、(8)圆柱销C；卸荷器主体结构包括(9)压叉、(10)滑套、(11)缓冲函、(12)缓冲圈、(13)缓冲函盖、(14) 顶板、(15)弹性挡圈、(16)卸荷器外壳体、(17)压盖、(18)弹性垫圈、(19) 螺纹柱、(20)复位弹簧、(21)隔套、(23)降噪垫圈；防转部件主体结构包括 (22)螺栓、(24)防转体、(25)防转隔套；卸荷器主体通过气阀的螺柱(6) 及螺母固定在阀座(1)上，压叉(9)通过过盈配合固定在卸荷器外壳体(16) 上，防转体部件通过螺栓(22)固定在阀座上。
[0075] 图2是卸荷器与压罩、阀盖、驱动机构装配图，首先将(26)顶杆装在卸荷器内，然后将卸荷器安装在往复压缩机气室内，接着将压罩安装在进气阀(1) 阀座的外圈台阶上，最后依次将阀盖、顶丝驱动机构安装完成。
[0076] 图3是卸荷器复位弹簧受力分析图，(20)复位弹簧分可为三种状态：未压缩状态、预压缩状态、最大压缩状态，以(20)复位弹簧上的(14)顶板为分析对象，向下受到液压驱动力P、重力mgcosα，向上受到气体压力Fg2、弹簧力kx、摩擦力f，(20)复位弹簧由预压缩状态到最大压缩状态的行程为L，所需时间要求小于等于tmax。
[0077] 图4是实验台压缩机气缸压力图，在回流阶段，即使阀片处于开启状态，但是由于活塞压缩气体等的原因，缸内压力仍会有升高，在回流过程结束时，阀片上下表面的压力差达到最大：pA-pB。
[0078] 本发明实例中采用的弹簧为圆柱压缩弹簧，卸荷器(20)复位弹簧的设计流程主要包括：
[0079] (1)明确无级气量调节系统的机组参数及机械结构相关系数，如表1所示：
[0080] 表1气量调节系统尺寸
[0081]
[0082]
[0083] 表2往复压缩机实验台参数和吸、排气阀参数
[0084]
[0085]
[0086] (2)根据第一步中的数据，结合弹簧刚度计算方法得出弹簧刚度及预压缩量；
[0087] (3)在第二步得到的弹簧刚度及预压缩量，检验是否满足限制条件，如果满足条件，再结合弹簧安装空间等实际参数，设计出完整的弹簧；如果不满足限制条件，需要对卸荷器撤回初始力进行调整，重新求解弹簧刚度及预压缩量，直至满足要求；
[0088] (4)实验检验弹簧实验效果。
[0089] 根据表1的尺寸，进行弹簧设计：
[0090] 1、系统各作用力计算
[0091] 1)气室压力(进气压力)作用力：
[0092]
[0093] 2)液压驱动压力作用力：
[0094]
[0095]
[0096] 3)重力分量：
[0097] mgcosα＝2×9.8×cos30°＝17N
[0098] 4)回流过程中阀片上下表面气体合力：
[0099] Fg1＝(pA-pB)Asv＝(114237.64-100000)×0.0043＝61.2N
[0100] 2、计算弹簧刚度范围
[0101] 将表格1中的参数及系统各作用力结果代入数学模型中，得到：
[0102]
[0103]
[0104] 联立公式(1)和(2)可得到弹簧刚度及预压缩量：
[0105]
[0106] 3、检验弹簧限制条件
[0107] 将弹簧刚度及预压缩量代入到公式(9)中进行检验，检验如下：
[0108]
[0109] 满足条件。
[0110] 4、设计弹簧
[0111] 1)弹簧安装空间
[0112] 根据卸荷器结构尺寸知：弹簧安装空间为15～28mm；
[0113] 弹簧自由高度：40.9+7.1＝48mm。
[0114] 2)弹簧截面直径计算
[0115] 弹簧材料选择65Mn钢丝，弹簧截面直径计算需要 和 进行反复计算，其中D2根据安装空间确定为直径20mm，当d'＝d时，弹簧截面直径就确定了。经过查表和反复计算，得到C＝5，则弹簧截面直径：
[0116]
[0117] 3)弹簧有效圈数：
[0118]
[0119] 4)根据3)得到的有效圈数，将其圆整为6圈，则弹簧刚度为：
[0120]
[0121] 5)弹簧节距：
[0122]
[0123] 6)弹簧压并高度：
[0124] Hb＝(n′1+2-0.5)d＝(6+2-0.5)×4＝30mm
[0125] 弹簧达到最大压缩量时的高度为：48-7.1＝40.9>30mm，所以满足要求。表3为气量调节系统使用的弹簧参数表格。
[0126] 表3气量调节系统使用的弹簧参数
[0127] 。
