顾晓宁，顾余舜

（南京尚爱机械制造有限公司，江苏南京 210000）

1 引言

气阀是压缩机的重要部件，其性能直接影压缩机的可靠性与经济性，素有压缩机心脏之称。阀片是气阀的启闭元件，其品质决定了气阀的性能。在种类繁多的阀片中，条形舌簧阀片与弹簧合为一体，结构最简单，动态特性最好，响应速度最快，节能效果优良，但是容易断裂的问题，在业内几乎形成共识。因此，舌簧阀片多见于微型压缩机，或小型角度式压缩机的一级吸气阀。然而，这种阀片的优势很诱人，如能克服易断裂的问题，对研制节能型气阀，提升小型角度式压缩机的技术性能，意义重大。为此，广泛收集断裂的各种舌簧阀片进行分类、观察、分析、研究。结果发现，舌簧阀片断裂的成因，除了材质和制作工艺有缺陷外，大多与设计不当有关。在弄清了舌簧阀片各种断成因的基础上，总结出“舌簧阀片防断裂设准则”并用于新型气阀的研发，设计成功节能、长寿命气阀。进一步将这种新型气阀用于小型角度式压缩机，使压缩机的技术性能大幅度提升。

2 舌簧阀片断裂的成因

（1）阀片升程高度H与阀片长度L的取值对阀片根部的弯曲应力有直接影响。阀片工作时根部的弯曲应力最大。当舌簧阀片的长度L值确定后，H值越大则根部的弯曲变形越大，弯曲应力也越大。舌簧阀根部的弯曲变形程度，用相对升程h=H/L表示。收集的断裂阀片中，凡从根部断裂的阀片大多L较短，虽然绝对升程H看似不大，但相对升程h较大。试验与长期运行实践证明，相对升程h取值在0.025～0.03范围内，可大大降低阀片根部断裂的几率。

（2）升程限位的结构设计不当。例如，吸气阀片利用气缸内孔边缘上铣出的缺口限制舌簧阀片自由端的升程，而阀片中段无限位依托的结构在微型、小型压缩机上较为多见。通常吸气阀片厚度较薄，中部自由升起呈凸起的弧形；使根部弯曲变形过度，弯曲应力过大，断裂的几率特别高。

（3）阀板通流孔形状与面积大小设计不当，导致阀片失效。收集的失效阀片，都有一个共同的特征，阀片与阀板接触的平面上有灰白色带状图形，其形状与阀板的通流孔吻合。其中有一个奇怪的失效吸气阀片，见图1。此阀片是一台国产W-1.6/10风冷空气压缩机2个直径130 mm一级气缸的吸气阀片。阀片平面上有一个破损的圆形孔洞，边缘裂开和4个白色圆圈形状斑痕，都与阀板上对应的通流孔吻合。用放大镜观察白色圆圈，是一群微小凹坑。这是阀片在气流的推力、阀片的弹力与阀片运动冲击能量相结合作用下与阀板撞击瞬间，阀片在阀孔中产生类似球面凸起的微量变形，与阀板通流孔边缘处形成的局部接触，产生峰值接触应力，致使阀片局部材料发生的疲劳性点蚀。疲劳性点蚀进一步深入，导致阀片损坏。显然，设计者希望降低阀隙流速，也不希望加大阀片升程H，因此采用了较大直径的阀孔，因为是吸气阀片，其厚度设计得较薄;这使阀片在阀孔面积内的微量变形增大。由于接触处位于阀孔口边缘，近似一圈线，面积很小，故局部峰值应力很高，致使阀片对应表面产生局部疲劳性点蚀。图1上的灰白色圆圈，就是点蚀凹坑群，在放大镜下观察清晰可见。舌簧阀片的此类失效原因，至今鲜为人知。笔者在不少故障率较高的小型机上都发现类似的设计缺陷，只是程度不同而已。

（4）自由升程模式不可取。所谓自由升程，就是取消升程限位器，阀片升程处于自由状况态。这种设计极为罕见，笔者只见过一台，是3 m3/min，二级压缩，额定输出压力1.0 MPa，而且是进口著名品牌。为增大吸气量，该机一级吸气采用条状舌簧阀片，自由升程，阀片有长有短（最短仅43 mm，与一般的舌簧阀片相比，均偏短），呈扇形分布；一级排气阀采用环状阀片。该机吸气舌簧阀片工作寿命很短，平均工作寿命不超过360 h，即一班制工作不超过一个月，均从根部断裂。这是因为自由升程的簧片，在气吸气流推开簧片时，簧片的自由端产生不稳定颤振。由于气流的流速是变化的，一旦扫描到共振频率将引发共振。这时簧片的振幅大增，根部弯曲应力增大，导致根部疲劳断裂。

图1 舌簧阀片失效、在阀板通流孔内变形示意图

（5）舌簧阀片的制造工艺有缺陷导致簧片断裂。收集的断裂舌簧片中，有一类断裂的部位具有一定的随机性，但多发生在阀片中段至悬伸端。仔细观察研究发现，其断裂的原因与阀片边缘缺陷有关。阀片在冲裁时边缘产生撕裂缺口，后继的振动光蚀处理不能完全消除较大的缺口，工作中在缺口处形成应力集中，产生裂纹并逐步扩大导致阀片沿缺口处断裂。由于阀片工作中与升程限位板及阀板撞击能量较大的部位，主要在阀片的悬伸端到中段，故此区段阀片边缘的缺口对应力集中较为敏感，发生断裂几率高。

（6）阀片的材质缺陷造成阀片断裂。众所周知，任何一种阀片，如果材质有缺陷都会导致早期失效。因此阀片的选材，也是保证阀片工作寿命的重要环节。

3 舌簧阀片防断裂设计准则

上述分析说明，导致舌簧阀片断裂的原因是多方面，必须在设计时针对性地逐一采取对策加以避免。我们称之为“舌簧阀片防断裂设计准则”。要点如下：

（1）控制相对升程h在合理的范围内。为获得可靠的数据，装机耐久试验是最可靠的方。h=H/L=0.025～0.03 就是经过长期运行得出的结果。这使阀片根部弯曲应力控制在安全范围内。

（2）对于在气缸孔口铣缺口的仅控制阀片端部升程的吸气阀，设计应注意如下几点：①仅用于直径很小的气缸；②阀片的厚度度不能太薄；③尽量采用单个圆形通流孔，慎用长槽形通流孔，因长槽形通流孔靠近气阀板中部，吸气流引起阀片中段的弧形凸起增大，在根部形成较大的弯曲应力；④最好设置升程限位板固定于气阀板下面，复盖吸气阀片全长，并在活塞顶对应部位铣出可容纳升程限位板的凹槽，气缸孔口的槽仅用于容纳升程限位板。

当然，这增加了结构的复杂性，多见于气缸直径较大，阀板通流孔为长槽形的场合。否则，阀片易从根部断裂。

（3）阀板通流孔的面积大小与形状和阀片的厚度如果设计不当，也会引起阀片的断裂。设计时不仅要考虑阀隙流速在合理的范围内，还应考虑阀片闭合时在阀板通流孔内产生弯曲变形也就是在阀阀板通流孔边缘形成的峰接触应力最小化。这不仅与阀片厚有关，也与阀板通流孔的面积和形状有关。如果用6-φ6一组小孔取代单个相等面积的较大孔，经计算大孔直径为φ14.7，大孔的直径是小孔直径或槽宽的2.45倍。参看图2。图2（a），是直径14.7圆形孔；图2（b），为长槽形孔；图2（c），是6-φ6一组小圆形孔；三者孔的通流面积相等。阀片在阀板通流孔面积内的变形，可简化为受均布载荷的简支梁。两支撑点距离越近则变形量越小。显然，长槽孔的宽度远小于较大圆孔直径。因此当阀片借助气流作用力与自身弹力相结合拍击阀板瞬间，阀片在较大圆形孔内产生的微量变形远大于在长槽形形孔内的变形。相应地阀片在通流口边缘形成的峰值接触应力，前者远高于后者。图2（c）是图2（b）的变形。用一组直径与槽宽相等小圆孔，取代长槽形孔，不仅工艺成本低，阀隙通流面也能保证，阀片与阀板的总接触面也有较大增加；同时适当增加阀片的厚度，阀片拍击阀板时在通流孔面积内形成的局部微量变形变得微不足道，阀片与阀孔口边的峰值接触应力达到最小化，由此引起的阀片局部疲劳性点蚀现象大大弱化，从而避免了此类断裂现象。在收集的断裂舌簧阀片中，这类约占四成，这说明舌簧阀片的这种断裂的机理鲜为人知。从避免这种断裂机理出发，较大的圆形孔效果最差，一组小圆形孔取代单个长槽形孔的效果最好。一组小圆孔用做一个阀片的通流孔，使阀片与阀板接触面积增大，减轻了接触应力，有利于延长阀片使用寿命，但要求阀板有较好的平面精度，整机不要窜油，否则产生粘迟效应。即使这样，只要能克服这种高效的舌簧阀片易断裂问题都是值得的。何况提高阀板平面精度和解决窜油问题，并非难事。适当增加阀片厚度，虽然对防止阀片断裂是有利的，但同时增大了阀片的弹力。阀片全开时的弹力Fs与气流最大推力Fgmax之比值为μ，则有：μ=Fs/Fgmax。Fs的大小应根据压缩机转速的高低、气流最大推力Fgmax的大小和升程的取值等因素来决定。μ值应在合理范围内。首先应满足：0＜μ＜1。当μ＞1时，阀片不能贴紧升程限位板，导致自由端颤抖，即使不发生颤抖，较大的弹力也会加大气阀开启的阻力，增加能耗；还应满足μ＞0。当μ值接近0时，簧片的弹力亦接近0。弹力过小则阀片闭合时的迟后效应严重，导致容积效率下降，功耗增加。为化解此矛盾，将舌簧阀片设计成具有变刚度特性的组合阀片，如图3所示。图3（a）中的一组虚线小孔是阀板上的通流孔。主阀片图3（b）较厚，根部宽度缩小，具有变截面积，使开启弹力（Fs）较低，易于打开。图3（c）弹簧压片短而薄，有少量预弯曲，使主阀片与阀板表面贴合。组合阀片开启时弹簧刚度较小，开启后随着阀片的升起，弹簧压片着力，组合弹簧片刚度上升。变刚度组合舌簧阀片具有开启阻力小、关闭迅速、迟延效应小、悬伸端不易颤抖、能耗低、寿命长等优点。试验证明，μ的取值在0.7～0.8内为宜。

图2 面积相等的3 种不同形状阀板通流孔

（4）任何情况下都不要采用自由升程的模式。理论与实践都证明这不可取。

（5）阀片的周边不允许有任何冲裁残留痕迹，所有锐边都应加工成R状，周边及R的粗糙度应达到Ra0.8。为此要有相应的工艺措施：

图3 变刚度组合舌簧阀片

（a）设计小间隙精密冲裁模与模架，冲裁力的中心与导向柱的分布中心重合度好；（b）调整好冲床的导轨，保持良好的导向精度；（c）及时修磨冲头的刃口平面，保持模具刃口的锋利性。否则冲裁下来的阀片，会出现翻边状毛刺，这是不允许的；（d）充分的振动光蚀处理（通常要经历48 h），使阀片边缘的锐边呈R状（R约0.05），无任何冲裁残留的痕迹。

（6）正确选材的重要性众所周知，无须赘述。瑞典生产的铬钼系列专用不锈钢阀片钢带7C27Mo2经我公司长期使用证明效果很好。

（7）压缩机应避免出现结碳现象。结碳不仅对舌簧阀片，对其他类型的气阀的可靠性都是致命性的威胁。而要避免结碳，就必须克服形成结碳的物理条件与物质基础：高温与窜油。因此高效、节能型、阀头温度较低的气阀是不可或缺的前提。

4 应用“舌簧阀片防断裂设计准则”

图4

研发以舌簧阀片为启元件的高效节能型气阀，是本研究课题的目的。为了节能和降低阀头温度的需要，应尽量降低气阀的阀隙流速。因为气流通过阀隙的能量损失，与气流流速的平方成正比。但是，降低阀隙流速的设计受到结构空间的限制。传统的回流式气阀结构，阀片在阀板平面上分布，其数量受到气缸孔径面积的限制，阀板的有效面积利用率低，气流通过阀隙要有2次近似90°转折、阻力大、能量损耗大、阀头温度高。直流式气阀的阀片在立体空间分布，气流沿阀片切向近似直线流动，阻力低，阀板有效面利用率高出前者3～5倍。为此，研制多边形系列管状直流阀，用于各级吸气阀成为必要。由于这种直流阀安装面积利用率高，阀隙通流面积大、流速低、流动阻力小、效率高、能耗低、阀头温度低、工作寿命长、气阀板向活塞的平面上无任何凸起的吸气阀片，上止点余隙容积小，容积效率高。同时，阀板上平面留有足够大的面积布置较多的相对升程h合理的回流式舌簧阀片与升程限位板，降低了排气阀的阀隙流速；吸气与排气阀都采用组合变刚度舌簧阀片。参看图4（a）、（b）、（c）。图4（a）是气阀部件的顶视图，偏离阀板中心的凸起圆形筒是直流式吸气阀，局部剖开吸气阀座，可见装在阀座内的10边形筒状阀芯，阀芯内的导流锥体引导吸气流从阀筒芯侧壁上的10个斜长条形槽孔推开吸气阀片，近似直线从阀隙流出；吸气阀座内壁被10个圆缺槽分割成10个弧形边被铣成条形斜平面与吸气阀片一一对应，构成升程限位。图4（b）是气阀部件底视图，平面上无凸出的吸气阀片，8组排气阀孔，均由6个相邻的小孔组成，与背面的8组排气阀片及3块排气升程限位板相对应。图4（a）左右2片T形升程限位板及与T形升程限位板垂直分布的覆盖6组阀片的主升程限位板，共覆盖8组阀片。图4（c）是10边形阀筒芯，设有10个长条形下部斜角与导流锥体一致的槽形吸气孔，上面复盖10付组合阀片，每付阀片包含主阀片与弹簧压片；由于多边形筒状阀芯的进气侧有较大的容积空间，不适用作排气阀。故这种新型气阀的排气阀仍采用回流式结构，进排气阀片的结构形状相同，只是排气阀片厚度略大于吸气阀片。由于吸气阀采用了立体空间分布的直流阀，阀板有效面积利用率高，留有足够的面积布置较多的回流式排气阀片，其升程小，总的阀隙通流面积大，阀隙流速低。一级吸气阀的阀隙流速可设计在21～24 m/s范围内，这是传统的回流式气阀无法企及的一种高效、节能、高可靠性气阀，适应压力范围很宽，已系列化定型生产，其多边形直流阀芯有6、8、10、14边形4种，可并联安装以满足较大流量的需要。本公司设计制造的角度式风冷有油润滑空气压缩机，装机功率7.5～30 kW，压力范围从低压至40.0 MPa高压，直径大于等于60 mm气缸，全部采用上述结构的气阀，使整机的技术性能大幅度提升。3种型号的低压空压机经测试均达到一级能效，在正常情况下气阀工作寿命大于10000 h。

5 结语

通过大量收集失效的舌簧阀片，对损坏的不同情况进行分类，分析研究失效的原因，提出防止舌簧阀片断裂合理设计方案，经过装机耐久运行试验验证，最后总结出“舌簧阀片防断裂设计准则”并用于节能型气阀的开发，研发成功以舌簧片为启闭元件的高效、节能、长寿命气阀。进一步将这种新型气阀用于本公司设计制造的各型风冷却有油润滑角度式低、中、高压空气压缩机，大幅度提高了压缩机的技术性能。本文重点是研究舌簧阀片断裂的成因和防止断裂的设计方法。当然，最终目的是研发节能型气阀以提高压缩机的性能。由于篇幅所限，对后者未进一步详细讨论。