CN115306675A - 一种无油压缩机传动系统及其活塞环优化设计方法 - Google Patents

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Abstract

本发明属于无油压缩机技术领域，具体涉及一种无油压缩机传动系统及其活塞环优化设计方法。本发明包括连杆，连杆的大头处同轴配合有第一轴承，连杆的小头通过第二轴承同轴装配于活塞销处，活塞销配合于活塞部上，活塞部的两端面处布置活塞环；其特征在于：所述活塞销具备用于储存润滑油或润滑脂的中空内腔，且活塞销上贯穿布置有用于连通该中空内腔与第二轴承滚动间隙的补油孔。本发明可实现润滑油或润滑脂的自补充功能，从而极大的延长了拆机填油或填脂的周期，降低了拆机频率，具备了使用便捷和工作稳定可靠的优点。

Description

一种无油压缩机传动系统及其活塞环优化设计方法
技术领域
本发明属于无油压缩机技术领域，具体涉及一种无油压缩机传动系统及其活塞环优化设计方法。
背景技术
无油压缩机指的是在压缩机汽缸内不用润滑油的压缩机。全无油压缩机曲轴箱为干式结构，具体如图1-2所示，其一端与活塞相连，称为小头；另一端与曲轴相连，称为大头；中间部分称为连杆体；由于无油润滑，所以小头与活塞销之间一般通过滚针轴承连接，大头与曲轴之间一般通过球轴承连接。目前无油压缩机存在的问题主要在于：其一，由于受到尺寸重量的限制，往往需要在狭小的曲轴箱内先安装曲轴再安装连杆，连带要求大头设计为剖分式，以便于实际装配。分体式的大头在过盈配合整体式的球轴承外圈时，必然存在着配合不可靠问题，导致难以实现理想化的过盈状态，使得大头的内圆面和球轴承外圆面之间不可避免存在间隙，运行时会有一定概率发生相对周向转动现象。如周向转动量较大或者频率较高，还会发生球轴承和连杆的磨损或松动问题，从而导致噪声振动增大甚至零件失效损坏。其二，由于无油压缩机的结构特殊性，用户在使用一段时间后，想按照使用要求来添加新脂却是一桩非常困难的事。因为结构的原因，必须将机器中许多零件拆下，有些还应有专用工具。用户如不经过学习或具有一定的专业知识，添脂工作是极为困难的。其三，无油压缩机的活塞环用于阻止缸内气体的泄漏，由于摩擦磨损的影响，它成为无油压缩机的主要易损件，其质量和寿命直接影响无油压缩机的运行性能和可靠性。活塞环需要针对无油压缩机的运行工况范围、工作温度、寿命要求进行优化设计，使其在寿命周期内不发生失效，且无油压缩机性能不显著下降，具备极强的专用性。目前，无油压缩机活塞环优化设计考虑的因素很多，其中活塞环的材料、结构和尺寸设计等作为重要优化设计内容，而这些参数大多依靠经验搭配整机试验确定，无规范化和客观化的标准设计、计算及校验流程；甚至有些活塞环配方依靠直接测定国外配方确定，无法形成自主生产力。因此，亟待解决。
发明内容
本发明的目的是克服上述现有技术的不足，提供一种无油压缩机传动系统，其可实现润滑油或润滑脂的自补充功能，从而极大的延长了拆机填油或填脂的周期，降低了拆机频率，具备了使用便捷和工作稳定可靠的优点。
为实现上述目的，本发明采用了以下技术方案：
一种无油压缩机传动系统，包括连杆，连杆的大头处同轴配合有第一轴承，连杆的小头通过第二轴承同轴装配于活塞销处，活塞销配合于活塞部上，活塞部的两端面处布置活塞环；其特征在于：所述活塞销具备用于储存润滑油或润滑脂的中空内腔，且活塞销上贯穿布置有用于连通该中空内腔与第二轴承滚动间隙的补油孔。
优选的，所述第二轴承安装在小头的中段处，小头两端布置用于封堵小头与活塞销之间配合间隙的轴封。
优选的，所述活塞销的一端同轴凹设有中心沉孔，中心沉孔端部布置堵头，所述堵头螺纹配合在中心沉孔孔口处，且堵头外的活塞部的配合孔处还凹设有环形槽，该环形槽处卡接有用于限制堵头轴向脱离中心沉孔的卡环，以使得堵头与中心沉孔间共同围合形成所述的中空内腔。
优选的，第一轴承的外圈与大头筒腔之间同轴夹设有整体式的中间隔套，所述中间隔套与大头间形成止转配合，中间隔套与所述外圈间形成过盈配合；中间隔套的两端设置有用于限制第一轴承外圈产生轴向动作的轴向限位件。
优选的，中间隔套的筒腔的一端径向凸设有轴向定位外圈位置的限位台阶，另一端处径向凹设有环形凹槽，环形凹槽处可拆卸的安装有配合限位台阶共同夹持外圈的挡圈；所述挡圈与限位台阶共同构成所述轴向限位件。
优选的，所述中间隔套处径向布置有销孔，销孔处布置定位销钉，该定位销钉的顶端同轴穿入大头的筒腔腔壁处预留的定位孔内。
优选的，一种应用所述的无油压缩机传动系统的活塞环优化设计方法，其特征在于包括以下步骤：
1)、遴选活塞环材料及气缸材料，分别加工成试样，并排列组合形成配对摩擦副；每组配对摩擦副均包括彼此配合的一组活塞环试样和一组气缸试样；
2)、对每组配对摩擦副分别进行摩擦磨损试验，记录摩擦系数时序曲线及试验前后的变化数据，以便判断各配对摩擦副的摩擦性能，取摩擦性能最优的配对摩擦副中的活塞环试样所用材料为下一步骤的最优的活塞环材料；
3)、在步骤2)所获得的活塞环材料的基础上，按照开口型式、张力环型式及尺寸参数来组合设计活塞环的结构，并按照低负荷、低泄漏的设计原则，利用CFD模型仿真获得最优的活塞环结构和尺寸；
4)、在上述确定的材料、结构及尺寸的基础上，进行样机试验，获得压缩机性能随时间的变化趋势数据；建立活塞环寿命预测模型，确定给定寿命下的活塞环寿命是否满足需求。
优选的，所述步骤4)中，活塞环寿命预测模型的建立包括以下子步骤：
a)计算活塞环的最大允许径向磨损量的均值
Figure RE-GDA0003853457720000031
和标准差δwmax：
以下式求取活塞环径向厚度t：
Figure RE-GDA0003853457720000032
以下式求取活塞环的最大允许径向磨损量wmax：
Figure RE-GDA0003853457720000033
以下式求取活塞环的最大允许径向磨损量的均值
Figure RE-GDA0003853457720000041
和标准差δwmax：
Figure RE-GDA0003853457720000042
δwmax＝0.2δD
其中：
D为气缸内径；
Figure RE-GDA0003853457720000043
为气缸内径的均值；
δD为气缸内径的标准差；
b)以下式求取磨损系数K：
Figure RE-GDA0003853457720000044
其中：
ΔW为活塞环的磨损重量，单位g；
d为活塞环的材料比重，单位g/cm3；
p为实验负荷，单位N；
V为活塞环的滑动线速度，单位m/s；
t为磨损时间，单位s；
c)计算活塞环的磨损速度u的均值
Figure RE-GDA0003853457720000045
和标准差δu：
活塞环的磨损速度u的公式为：
u＝KKTpmvN (4-6)
其中：
u为活塞环的磨损速度，单位mm/h；
K为活塞环的磨损系数，单位s/(MPa·h)；
KT为活塞环的温差系数，KT＝Ts/Td，Ts为吸气温度，单位℃，Td为排气温度，单位℃；
m为系数，取m＝1；
N为系数，取N＝1；
v为活塞环的平均速度，单位mm/s，v＝nS/30；n为压缩机转速，单位r/min；S为活塞部行程，单位mm；
p＝pm+Q；pm为有效平均背压，单位MPa；Q为弹力环的张力，单位MPa，当活塞环处设置的弹力环张力Q较小或无弹力环时，可取Q＝0；
Figure RE-GDA0003853457720000051
k为压缩介质的绝热指数；ps为吸气压力，单位MPa；pm为有效平均背压，单位MPa；
获得活塞环的磨损速度的均值
Figure RE-GDA0003853457720000052
Figure RE-GDA0003853457720000053
以下式求取磨损速度的标准差δu为：
Figure RE-GDA0003853457720000054
式中δps、δpd、δQ、δn、δs分别为ps、pd、Q、n、S的标准差。
d)计算给定寿命时的活塞环耐磨性的可靠性R：
以下式计算，获得ZR：
Figure RE-GDA0003853457720000055
其中：
T为活塞环工作寿命；
Figure RE-GDA0003853457720000056
为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的均值；
δw为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的标准差；
δu为活塞环的磨损速度的标准差；
Figure RE-GDA0003853457720000057
为给定工作寿命T时的活塞环的磨损量的均值；
δuT为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的标准差；
可靠度R按下式计算：
R＝φ(zR)
根据获得的可靠度R，查标准正态分布数值表，得出作为试样的活塞环在给定工作寿命时的可靠度标示的对应值；如该对应值落入规定的活塞环可靠度要求范围内，则表示当前活塞环设计满足给定工作寿命的使用要求；如位于该范围外，则表示不满足使用要求。
优选的，所述步骤2)中，所述摩擦磨损试验为指定时长、指定接触载荷及指定频率下的干摩擦磨损试验；试验前后的变化数据包括：试验前后活塞环试样的质量，以及试验后配对摩擦副磨损区域的表面形貌及表面轮廓梯度，以便判定磨损情况；将摩擦系数及相对磨损量的乘积作为综合摩擦系数，随后结合综合摩擦系数、摩擦系数时序曲线、表面形貌及表面轮廓梯度特征来评价配对摩擦副的的摩擦性能。
优选的，所述步骤3)中，尺寸参数包括活塞环数N、径向厚度t、轴向高度h、径向厚度t和开口间隙ΔL。
本发明的有益效果在于：
1)、通过上述方案，本发明另辟蹊径的采用了内供油或内供脂的方式，通过在活塞销上开设中空内腔，从而实现了润滑油或润滑脂沿补油孔向第二轴承处的持续供给功能。由于中空内腔的储存功能和小头区域的对外的相对封闭结构，使得一次添加即可在相当长的时间内持续的进行润滑供给，从而极大的延长了拆机填油或填脂的周期，降低了拆机频率。本发明可稳定补充润滑脂保障润滑效果，系统安装操作简单，加工精度要求不高，也提高了无油压缩机的装配和维修效率，使无油压缩机的可靠性和维修性得到提高。
2)、轴封的布置，使得经由补油孔渗出的油脂能始终在第二轴承内有效润滑，而不会渗出至小头与活塞部之间的区域处，确保了小头内部区域的对外封闭性，也就确保了对第二轴承的长时间持续润滑目的。
3)、对于连杆的大头而言，本发明打破了人们常规的认知观念，转而将原本分体式的大头配合整体式的第一轴承外圈，转变为分体式的大头止转配合整体式的中间隔套，再将整体式的中间隔套配合整体式的第一轴承外圈。通过上述结构，一方面，通过整体式中间隔套与整体式外圈的整体对整体的匹配状态，实现了第一轴承的外圆面的稳定的贴附式装配目的，有效的提升了作为频繁动作件的第一轴承的工作可靠性，也就有效的避免了传统的分体配整体所必然导致的配合松动等问题。另一方面，中间隔套依靠限位台阶与挡圈实现对第一轴承的轴向定位，利用止转配合实现中间隔套的周向限位，整体构造紧凑灵活，轻量化程度高。此外，上述轴向定位结构，不会过于增加连杆厚度，能始终保证连杆之间的较小的列间距，整机设计需要减小整体轴向尺寸时仍能使用本发明。
尤其值得注意的是，上述装配结构，使得中间隔套与连杆的大头之间仅采用紧配合即可，无需专门布置过盈配合，避免了分体式的大头与整体式的中间隔套所可能产生的无法过盈配合的问题；过盈配合部位移动至整体式的中间隔套与整体式的第一轴承外圈处，显然在确保更为方便拆装的同时，同步确保了大头与中间隔套的可靠定位效果以及整机的装配后的工作可靠性，成效显著。
4)、作为上述方案的进一步优选方案，本发明还同步提供了一种应用于上述构造中的活塞环优化设计方法，从而能基于上述构造，进一步提升整机的工作可靠性和稳定性。通过本发明所提供的优化设计方法，实现了本发明中的活塞环的标准化、客观化和准确化的优化设计目的，并能同时使得最终获得的活塞环满足了材料、结构和尺寸设计需求，并使其在寿命周期内不发生失效，无油压缩机的工作性能能得到有效保证。
附图说明
图1为传统连杆的结构正视图；
图2为图1所示结构的工作状态剖视图；
图3为本发明的工作状态剖视图；
图4为图3的I部分局部放大图；
图5为实施例1的工作流程框图；
图6为图5所示实施例的试样编号H01的摩擦过程时序曲线图；
图7为图5所示实施例的试样编号H02摩擦过程时序曲线图；
图8为图5所示实施例的试样编号H03摩擦过程时序曲线图；
图9为图5所示实施例的G02-H01配对摩擦副表面形貌特征图；
图10为图5所示实施例的G02-H02配对摩擦副表面形貌特征图；
图11为图5所示实施例的G02-H03配对摩擦副表面形貌特征图；
图12为图5所示实施例的活塞环的泄漏流道速度矢量分布图；
图13为图5所示实施例的活塞环的泄漏流道压力分布图；
图14为图5所示实施例的活塞环的开口间隙0.5mm时泄漏量与气缸压力变化关系图；
图15为图5所示实施例的气缸压力0.5Mpa时泄漏量与开口间隙变化关系图；
图16为图5所示实施例的活塞环的开口间隙0.5mm时压降分配与气缸压力变化关系图；
图17为图5所示实施例的气缸压力0.5Mpa时压降分配与开口间隙变化关系图；
图18为图5所示实施例的活塞环开口间隙随温度变化规律图；
图19为图5所示实施例的不同吸气压力气缸实际吸气量变化图；
图20为图5所示实施例的500小时型式试验各部位温度变化图；
图21为图5所示实施例的500小时型式试验的缸头振动值变化图。
本发明各标号与部件名称的实际对应关系如下：
10-连杆 11-大头 12-小头
20-第一轴承 30-第二轴承 40-活塞销
41-补油孔 42-中心沉孔 43-堵头 44-卡环
50-活塞部 60-活塞环 70-轴封 71-均油槽 72-通行间隙
81-中间隔套 81a-限位台阶 82-挡圈 83-定位销钉
具体实施方式
为便于理解，此处结合图1-21，对本发明的具体结构及工作方式作以下进一步描述：
无油压缩机的传动系统，其作用是将曲轴的旋转运动转化为活塞部 50的往复运动，传动系统主要如图3-4所示的包括连杆10、活塞部50、活塞销40、与大头11匹配的第一轴承20和与小头12匹配的第二轴承 30等。传动系统固定在无油压缩机的曲轴上，曲轴旋转带动连杆10，连杆10推动活塞部50进行往复运动，活塞部50上则设置相应的活塞环60，随之实现压缩机的气体压缩过程。
在上述过程中，一方面，基于定位层面，传动系统设计时需要考虑定位问题，一是防止连杆10的大头11和第一轴承20发生轴向窜动，窜动会导致大头11与第一轴承20的受力接触面减小，导致零部件加速失效；二是防止连杆10的大头11内圆面和第一轴承20的外圈外圆面之间的周向窜动，窜动会导致第一轴承20和连杆10的磨损或失效损坏。另一方面，基于润滑层面，大头11采用球轴承也即第一轴承20与曲轴相连，工作环境处于曲轴箱中；小头12采用滚针轴承也即第二轴承30 与活塞销40相连，工作环境处于气缸中。与大头11相比，小头12的工作温度高很多，滚针轴承长运行时间运行下，润滑脂会有一定量的热消耗，如不及时补充，消耗到一定程度会产生噪声并影响滚针轴承的使用寿命。
鉴于此，本发明如图3-4所示的，分为两个机械部分对连杆10的两端进行了设计，其中：
其一，连杆10的大头11处采用了新的定位结构，增加中间隔套81 和定位销钉83。中间隔套81与第一轴承20采用过盈连接，通过中间隔套81的限位台阶81a和挡圈82实现对第一轴承20的轴向夹持定位，通过定位销钉83实现对中间隔套81乃至第一轴承20的周向转动定位。工作时，在不影响连杆10整体厚度的前提下，通过整体式中间隔套81 与整体式外圈的特定匹配状态，实现了第一轴承20的外圆面的稳定的贴附式装配目的，有效的提升了作为频繁动作件的第一轴承20的工作可靠性，也就有效的避免了传统的分体配整体所必然导致的配合松动等问题。
尤其值得注意的是，上述装配结构，使得中间隔套60与连杆10的大头11之间仅采用紧配合即可，无需专门布置过盈配合，避免了分体式的大头11与整体式的中间隔套60所可能产生的无法过盈配合的问题；过盈配合部位则移动至整体式的中间隔套60与整体式的第一轴承 20的外圈处，显然在确保更为方便拆装的同时，同步确保了大头11与中间隔套60的可靠定位效果以及整机的装配后的工作可靠性，成效显著。
其二，在活塞销40处采用了新型的润滑结构，也即在活塞销40轴向加工一定深度的中心沉孔42，中心沉孔42内加注润滑油或润滑脂并用堵头43密封，并在堵头43螺纹配合在中心沉孔42处的同时，再以卡环44周向限位堵头43。随后，在活塞销40上径向加工补油孔41。工作时，中心沉孔42内储存的润滑油或润滑脂会通过补油孔41向第二轴承30处渗透，从而实现了润滑油或润滑脂的在线存储及持续补充目的。实际设计时，图4中的第二轴承30变为一组，且两端均设置轴封 70，以提升其实际使用性能。
至此可看出，本发明通过上述两处的机械部分的改进，在确保可靠实现定位和不增加连杆10厚度的基础上，实现了稳定补充润滑脂保障润滑以及保证系统工作可靠性的效果，系统安装操作简单，加工精度要求不高，可使无油压缩机的可靠性和维修性得到有效提高。
此外，在机械部分作了上述二次改进的基础上，本发明还提出了基于活塞部分处活塞环的优化设计方法，从而达到进一步的提升本发明的工作可靠性和稳定性的目的，具体如图5所示，可详述为：
(1)选取不同配方的PTFE活塞环材料如填充了不同改性材料，或相同材料但不同比例等，加工成活塞环试样并记录主要成分和对应编号；选取气缸材料，如进行不同表面处理工艺强化的金属气缸材料等，加工成气缸试样并记录材料牌号、处理工艺和对应编号。
(2)在多功能摩擦磨损试验机上开展测试，对所有不同组合的活塞环材料和金属气缸材料的配对摩擦副进行摩擦磨损试验，采集记录试验过程中的摩擦系数时序曲线，测量试验前后活塞环材料试样的质量，对试验后试样磨损区域的表面形貌及表面轮廓梯度进行采样，判定磨损情况。
(3)摩擦系数低并不意味着磨损量小，为选择低摩擦系数、低磨损量以及相对稳定磨损状态的配对摩擦副材料，尽可能合理的评估配对摩擦副的摩擦磨损状态，定义摩擦系数与相对磨损量的乘积作为综合摩擦系数。通过结合综合摩擦系数、摩擦系数时序曲线和表面形貌特征来评价配对摩擦副的综合摩擦性能，进而遴选合适的活塞环材料。
(4)选取斜切口、搭(接)切口等不同开口型式；选取常规或T 型结构的张力环型式、选取不同的活塞环数N、径向厚度t、轴向高度h 等参数、选取不同的径向厚度t和开口间隙ΔL的尺寸组合。利用CFD 模型得到不同结构与不同参数组合对活塞环性能的影响，根据CFD的模拟结果，按照低负荷、低泄漏的原则确定活塞环的结构和尺寸。
(5)在上述所确定的材料、结构尺寸基础上，在测试样机上安装调试，按照额定的运行工况进行不少于给定寿命的样机试验，按时间间隔绘制压缩机容积流量、噪声振动等性能随时间的变化趋势，同时也可在试验结束后观察活塞环摩擦表面的形貌，通过分析活塞环磨损后表面形貌特征，以明确活塞环的磨损形式和材料的耐磨性。
(6)建立活塞环的寿命预测模型，验证活塞环的设计是否满足整机使用的寿命要求。
为便于理解上述流程，此处结合图6-21，给出以下实施例：
实施例1：
4.1活塞环材料遴选试验
活塞环试样选用分别填充有玻璃纤维、碳纤维以及MoSO2等的PTFE 材料。
气缸试样材料选用经过阳极氧化和PCVD喷涂处理的2A12铝合金材料以及表面镀铬和PCVD喷涂处理的2Cr13不锈钢材料。
将活塞环-气缸试样配对组合共计12组配对摩擦副。
表1为三种不同配方的PTFE销试样的主要成分和对应编号；表2 为盘试样的金属材料牌号、表面处理工艺及对应样件编号。
表1活塞环试样材料及主要成分
Figure RE-GDA0003853457720000121
表2气缸试样材料及处理工艺
Figure RE-GDA0003853457720000122
在Rtec-instruments多功能摩擦磨损试验机上分别对12组配对摩擦副进行30min干摩擦磨损试验，接触载荷为50N，频率为10Hz。采集记录试验过程中的摩擦系数时序曲线，在三维表面形貌仪上对试验后试样磨损区域的表面形貌及表面轮廓梯度进行采样，测量试验前后试样的质量及磨损情况。
表3磨损量及综合摩擦系数
Figure RE-GDA0003853457720000123
Figure RE-GDA0003853457720000131
结合综合摩擦系数、摩擦系数时序曲线和表面形貌特征可作为配对摩擦副的选材依据。参照图6-11及表3可知，G02-H01组合(PCVD处理的铝合金材料与填充主材玻璃纤维PTFE)和G02-H02组合(PCVD处理的铝合金材料与填充主材碳纤维PTFE)具有较低的综合摩擦系数、稳定的摩擦系数时序曲线，磨损后表面痕迹均匀，具有良好的表面形貌特征，未见明显磨痕，摩擦表面形成了致密的转移膜，可作为气缸-活塞环的配对摩擦副的优选方案。
4.2活塞环结构尺寸优化设计
选取斜切口、搭(接)切口等不同开口型式；选取常规或T型结构的张力环型式、选取不同的活塞环数N、径向厚度t、轴向高度h等参数、选取不同的径向厚度t和开口间隙ΔL的尺寸组合。利用CFD模型得到不同结构与不同参数组合对活塞环性能的影响，部分仿真分析结果如图12-19所示。
根据经验设计和CFD模拟结果，按照低负荷、低泄漏的原则确定活塞环的结构和尺寸，完成活塞环的结构尺寸设计。
4.3活塞环的样机验证
根据活塞环材料遴选的结构尺寸设计的结果，加工活塞环实物，随样机开展性能验证试验，500小时型式试验中部分性能变化如图20-21 所示。
经过500小时型式试验之后，进行拆检确认磨损状态良好，满足压缩机使用要求。
4.4活塞环寿命预测模型
活塞环磨损可靠性计算公式中的参数如活塞环的气缸内径、吸气压力、排气压力、压缩机转速和活塞行程等均为随机变量，要确定它们的均值和标准差。随后采用以下流程建立活塞环寿命预测模型：
a)计算活塞环的最大允许径向磨损量的均值
Figure RE-GDA0003853457720000141
和标准差δwmax：
以下式求取活塞环径向厚度t：
Figure RE-GDA0003853457720000142
以下式求取活塞环的最大允许径向磨损量wmax：
Figure RE-GDA0003853457720000143
以下式求取活塞环的最大允许径向磨损量的均值
Figure RE-GDA0003853457720000144
和标准差δwmax：
Figure RE-GDA0003853457720000145
δwmax＝0.2δD
其中：
D为气缸内径；
Figure RE-GDA0003853457720000146
为气缸内径的均值；
δD为气缸内径的标准差；
b)以下式求取磨损系数K：
Figure RE-GDA0003853457720000147
其中：
ΔW为活塞环的磨损重量，单位g；
d为活塞环的材料比重，单位g/cm3；
p为实验负荷，单位N；
V为活塞环的滑动线速度，单位m/s；
t为磨损时间，单位s；
c)计算活塞环的磨损速度u的均值
Figure RE-GDA0003853457720000151
和标准差δu：
活塞环的磨损速度u的公式为：
u＝KKTpmvN (4-6)
其中：
u为活塞环的磨损速度，单位mm/h；
K为活塞环的磨损系数，单位s/(MPa·h)；
KT为活塞环的温差系数，KT＝Ts/Td，Ts为吸气温度，单位℃，Td为排气温度，单位℃；
m为系数，取m＝1；
N为系数，取N＝1；
v为活塞环的平均速度，单位mm/s，v＝nS/30；n为压缩机转速，单位r/min；S为活塞部行程，单位mm；
p＝pm+Q；pm为有效平均背压，单位MPa；Q为弹力环的张力，单位MPa，当活塞环处设置的弹力环张力Q较小或无弹力环时，可取Q＝0；
Figure RE-GDA0003853457720000152
k为压缩介质的绝热指数；ps为吸气压力，单位MPa；pm为有效平均背压，单位MPa；
获得活塞环的磨损速度的均值
Figure RE-GDA0003853457720000153
Figure RE-GDA0003853457720000154
以下式求取磨损速度的标准差δu为：
Figure RE-GDA0003853457720000161
式中δps、δpd、δQ、δn、δs分别为ps、pd、Q、n、S的标准差。
d)给定寿命时活塞环耐磨性的可靠性计算：
可靠度R是给定工作寿命的函数，不同的工作寿命具有不同的可靠度。活塞环的更换期应不小于8000h，取活塞环工作寿命T＝8000h。
以下式计算，获得ZR：
Figure RE-GDA0003853457720000162
其中：
T为活塞环工作寿命；
Figure RE-GDA0003853457720000163
为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的均值；
δw为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的标准差；
δu为活塞环的磨损速度的标准差；
Figure RE-GDA0003853457720000164
为给定工作寿命T时的活塞环的磨损量的均值；
δuT为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的标准差；
可靠度R按下式计算：
R＝φ(zR)
计算获得ZR＝3，按上述可靠度R的计算公式，获得R＝Φ3，查标准正态分布数值表，即可求出活塞环在工作寿命T＝8000h时的可靠度 R＝0.9987。
按照容积式压缩机技术手册中对活塞环可靠度要求，活塞环在工作寿命T＝8000h时R值取0.99～0.999，显然0.9987落入上述范围内，故现有活塞环设计满足8000h寿命使用要求。
当然，对于本领域技术人员而言，本发明不限于上述示范性实施例的细节，而还包括在不背离本发明的精神或基本特征的情况下，能够以其他的具体形式实现的相同或类似结构。因此，无论从哪一点来看，均应将实施例看作是示范性的，而且是非限制性的，本发明的范围由所附权利要求而不是上述说明限定，因此旨在将落在权利要求的等同要件的含义和范围内的所有变化囊括在本发明内。不应将权利要求中的任何附图标记视为限制所涉及的权利要求。
此外，应当理解，虽然本说明书按照实施方式加以描述，但并非每个实施方式仅包含一个独立的技术方案，说明书的这种叙述方式仅仅是为清楚起见，本领域技术人员应当将说明书作为一个整体，各实施例中的技术方案也可以经适当组合，形成本领域技术人员可以理解的其他实施方式。
本发明未详细描述的技术、形状、构造部分均为公知技术。

Claims (10)

1.一种无油压缩机传动系统，包括连杆(10)，连杆(10)的大头(11)处同轴配合有第一轴承(20)，连杆(10)的小头(12)通过第二轴承(30)同轴装配于活塞销(40)处，活塞销(40)配合于活塞部(50)上，活塞部(50)的两端面处布置活塞环(60)；其特征在于：所述活塞销(40)具备用于储存润滑油或润滑脂的中空内腔，且活塞销(40)上贯穿布置有用于连通该中空内腔与第二轴承(30)滚动间隙的补油孔(41)。
2.根据权利要求1所述的一种无油压缩机传动系统，其特征在于：所述第二轴承(30)安装在小头(12)的中段处，小头(12)两端布置用于封堵小头(12)与活塞销(40)之间配合间隙的轴封(70)。
3.根据权利要求1或2所述的一种无油压缩机传动系统，其特征在于：所述活塞销(40)的一端同轴凹设有中心沉孔(42)，中心沉孔(42)端部布置堵头(43)，所述堵头(43)螺纹配合在中心沉孔(42)孔口处，且堵头(43)外的活塞部(50)的配合孔处还凹设有环形槽，该环形槽处卡接有用于限制堵头(43)轴向脱离中心沉孔(42)的卡环(44)，以使得堵头(43)与中心沉孔(42)间共同围合形成所述的中空内腔。
4.根据权利要求1或2所述的一种无油压缩机传动系统，其特征在于：第一轴承(20)的外圈与大头(11)筒腔之间同轴夹设有整体式的中间隔套(81)，所述中间隔套(81)与大头(11)间形成止转配合，中间隔套(81)与所述外圈间形成过盈配合；中间隔套(81)的两端设置有用于限制第一轴承(20)外圈产生轴向动作的轴向限位件。
5.根据权利要求4所述的一种无油压缩机传动系统，其特征在于：中间隔套(81)的筒腔的一端径向凸设有轴向定位外圈位置的限位台阶(81a)，另一端处径向凹设有环形凹槽，环形凹槽处可拆卸的安装有配合限位台阶(81a)共同夹持外圈的挡圈(82)；所述挡圈(82)与限位台阶(81a)共同构成所述轴向限位件。
6.根据权利要求4所述的一种无油压缩机传动系统，其特征在于：所述中间隔套(81)处径向布置有销孔，销孔处布置定位销钉(83)，该定位销钉(83)的顶端同轴穿入大头(11)的筒腔腔壁处预留的定位孔内。
7.一种应用如权利要求1或2所述的无油压缩机传动系统的活塞环优化设计方法，其特征在于包括以下步骤：
1)、遴选活塞环材料及气缸材料，分别加工成试样，并排列组合形成配对摩擦副；每组配对摩擦副均包括彼此配合的一组活塞环试样和一组气缸试样；
2)、对每组配对摩擦副分别进行摩擦磨损试验，记录摩擦系数时序曲线及试验前后的变化数据，以便判断各配对摩擦副的摩擦性能，取摩擦性能最优的配对摩擦副中的活塞环试样所用材料为下一步骤的最优的活塞环材料；
3)、在步骤2)所获得的活塞环材料的基础上，按照开口型式、张力环型式及尺寸参数来组合设计活塞环的结构，并按照低负荷、低泄漏的设计原则，利用CFD模型仿真获得最优的活塞环结构和尺寸；
4)、在上述确定的材料、结构及尺寸的基础上，进行样机试验，获得压缩机性能随时间的变化趋势数据；建立活塞环寿命预测模型，确定给定寿命下的活塞环寿命是否满足需求。
8.根据权利要求7所述的一种无油压缩机传动系统的活塞环优化设计方法，其特征在于：所述步骤4)中，活塞环寿命预测模型的建立包括以下子步骤：
a)计算活塞环的最大允许径向磨损量的均值
Figure FDA0003736939470000021
和标准差δwmax：
以下式求取活塞环径向厚度t：
Figure FDA0003736939470000022
以下式求取活塞环的最大允许径向磨损量wmax：
Figure FDA0003736939470000031
以下式求取活塞环的最大允许径向磨损量的均值
Figure FDA0003736939470000032
和标准差δwmax：
Figure FDA0003736939470000033
δwmax＝0.2δD
其中：
D为气缸内径；
Figure FDA0003736939470000034
为气缸内径的均值；
δD为气缸内径的标准差；
b)以下式求取磨损系数K：
Figure FDA0003736939470000035
其中：
ΔW为活塞环的磨损重量，单位g；
d为活塞环的材料比重，单位g/cm3；
p为实验负荷，单位N；
V为活塞环的滑动线速度，单位m/s；
t为磨损时间，单位s；
c)计算活塞环的磨损速度u的均值
Figure FDA0003736939470000036
和标准差δu：
活塞环的磨损速度u的公式为：
u＝KKTpmvN (4-6)
其中：
u为活塞环的磨损速度，单位mm/h；
K为活塞环的磨损系数，单位s/(MPa·h)；
KT为活塞环的温差系数，KT＝Ts/Td，Ts为吸气温度，单位℃，Td为排气温度，单位℃；
m为系数，取m＝1；
N为系数，取N＝1；
v为活塞环的平均速度，单位mm/s，v＝nS/30；n为压缩机转速，单位r/min；S为活塞部行程，单位mm；
p＝pm+Q；pm为有效平均背压，单位MPa；Q为弹力环的张力，单位MPa，当活塞环处设置的弹力环张力Q较小或无弹力环时，可取Q＝0；
Figure FDA0003736939470000041
k为压缩介质的绝热指数；ps为吸气压力，单位MPa；pm为有效平均背压，单位MPa；
获得活塞环的磨损速度的均值
Figure FDA0003736939470000042
Figure FDA0003736939470000043
以下式求取磨损速度的标准差δu为：
Figure FDA0003736939470000044
式中δps、δpd、δQ、δn、δs分别为ps、pd、Q、n、S的标准差；
d)计算给定寿命时的活塞环耐磨性的可靠性R：
以下式计算，获得ZR：
Figure FDA0003736939470000045
其中：
T为活塞环工作寿命；
Figure FDA0003736939470000046
为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的均值；
δw为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的标准差；
δu为活塞环的磨损速度的标准差；
Figure FDA0003736939470000047
为给定工作寿命T时的活塞环的磨损量的均值；
δuT为给定工作寿命时的活塞环的磨损量的标准差；
可靠度R按下式计算：
R＝φ(zR)
根据获得的可靠度R，查标准正态分布数值表，得出作为试样的活塞环在给定工作寿命时的可靠度标示的对应值；如该对应值落入规定的活塞环可靠度要求范围内，则表示当前活塞环设计满足给定工作寿命的使用要求；如位于该范围外，则表示不满足使用要求。
9.根据权利要求7所述的一种无油压缩机传动系统的活塞环优化设计方法，其特征在于：所述步骤2)中，所述摩擦磨损试验为指定时长、指定接触载荷及指定频率下的干摩擦磨损试验；试验前后的变化数据包括：试验前后活塞环试样的质量，以及试验后配对摩擦副磨损区域的表面形貌及表面轮廓梯度，以便判定磨损情况；将摩擦系数及相对磨损量的乘积作为综合摩擦系数，随后结合综合摩擦系数、摩擦系数时序曲线、表面形貌及表面轮廓梯度特征来评价配对摩擦副的的摩擦性能。
10.根据权利要求7所述的一种无油压缩机传动系统的活塞环优化设计方法，其特征在于：所述步骤3)中，尺寸参数包括活塞环数N、径向厚度t、轴向高度h、径向厚度t和开口间隙ΔL。
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