图1　活塞环及活塞环槽结构尺寸

　　2.1.1　活塞环数Z
　　确定活塞环数主要考虑气体压力差，其次考虑其结构、材质和使用情况等因素。一般按下式取值：

　　　　　　　　　　　　　　　　(1)

式中　ΔP——活塞两端最大压差，MPa
　　并按下式校核：

式中　P——作用在活塞环上的压力，MPa
　　　V——活塞平均速度，m/s
　　2.1.2　切口型式
　　原活塞环为45°斜切口(如图2a)，随着磨损量的增加，泄漏量越来越大，使排气量减少。现采用搭接口形式(如图2b)，使其工作时互相搭接，气体不能直接地通过切口而需经二次折流，从而大大减小泄漏量。同时，加大搭接长度，使其磨损量达到最大允许值后仍能搭接。为了增加搭接口处的强度，防止其变形折断，故将活塞环轴向高度值取得较大。

图2　切口型式

　　2.1.3　径向厚度t
　　活塞环径向厚度应根据材质、弹力、温度、结构等因素综合考虑，一般取：

　　　　　　　　　　　　　　　　(3)

式中　D——气缸内径，mm
　　2.1.4　轴向高度h
　　活塞环轴向高度对密封性能的影响不大，但增加轴向高度，有利于增大环的强度，减小环的冷流性，增加环的弹力，易于克服其端面和活塞环槽间的摩擦，同时考虑到活塞环采用搭接口形式，应取较大值，一般取h=t。
　　2.1.5　开口间隙S
　　活塞环开口间隙越小，密封性能越好，但太小会因活塞环受热膨胀产生强制摩擦而加速环的磨损甚至损坏，严重时发生胀死现象。间隙太大，则泄漏量大。一般取：

S=πD₁a(t₂-t₁)　　(mm)　　　　　　　　　　　　　　　　(4)

式中　D₁——活塞环外径，mm
　　　a——活塞环材质的线膨胀系数，1/℃
　　　t₂——活塞环工作时的温度，℃
　　　t₁——检验尺寸S时的活塞环温度，℃
　　2.1.6　槽宽间隙δ
　　活塞环槽宽间隙过大，工作时活塞环和活塞环槽将造成冲击，发生变形或损坏，同时增大噪声；若该间隙过小，活塞环会因受热膨胀而胀死在环槽内，不能径向运动，失去密封作用。一般按下式确定：

δ=［a(t₂-t₁)+1/100］h　　(mm)　　　　　　　　　　　　　(5)

　　2.2　支承环的设计计算

　　支承环的作用是承受活塞部件的重量，改善活塞直线运动的同轴度，防止活塞与缸体直接接触，减小气缸磨损。支承环及环槽结构尺寸如图3所示。

图3　支承环及环槽结构尺寸

　　2.2.1　轴向高度H
　　支承环轴向高度取决于活塞支承表面上的许用比压。

Hb≥G/［k］　　　　　　　　　　　　　　　　(6)

式中　G——活塞质量与活塞杆一半质量的和，kg
　　　b——承压表面的投影宽度(如图4)，mm
　　　［k］——承压表面的许用比压，k≤0.003～0.005kg/mm²

图4　承压表面的投影宽度

　　2.2.2　径向厚度B
　　支承环径向厚度取决于允许的径向磨损量，同时也与其结构、温度、刚性、材质等有关。支承环径向厚度推荐值如表1所示。
　　2.2.3　轴向间隙y
　　支承环轴向间隙的计算依据与活塞环槽宽间隙δ相同，由式(5)计算。

表1

ζ=α′d(t₂-t₁)+2aB(t₂-t₁)　　(mm)　　　　　　　　　　　(7)

式中　α′——活塞材质的线膨胀系数，1/℃
　　　d——活塞上支承环槽底面直径，mm
　　取值时还应考虑材质及活塞体、支承环、气缸加工尺寸、活塞部件装配情况等。

　　2.3　活塞部件的改进

　　针对LW—10/8型无油空压机二级活塞部件寿命短的问题，我们按上述设计计算方法对活塞环支承环进行了重新设计和计算，并作了相应的改进。改进前、后的活塞环、支承环的相关参数见表2。改进前、后的二级活塞部件结构见图5。

表2

图5　改进前、后二级活塞部件结构

　　如表2、图5所示，我们只需改进二级活塞体、活塞环、支承环等零件，无需改动气缸、缸座、缸盖和活塞杆等零部件，因而，实施工作量小，周期短，费用低。

　　3　改进效果

　　LW—10/8型无油空压机经过上述改进后投入运行，二级活塞环、支承环寿命连续运行达8000h以上，达到JB/T53054—92《一般用往复活塞空气压缩机产品质量分等》规定的优等品水平，同时大大降低了运行费用，延长了维修周期，减轻了维修量，给正常生产提供了极大的方便。实践证明，这是一种简单易行、效果显著的改进方法。

作者简介：于克营，男，1967年生，大学毕业，工程师，室主任，主要从事压缩机的设计和研究工作，多次获部级、厅局级科技进步奖，1997年获“全省优秀科技工作者”称号。
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