往复式压缩机故障分析和管道振动PPT学习教案

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1、会计学1往复式压缩机故障分析和管道振动往复式压缩机故障分析和管道振动压缩机的大量故障是在使用中由于管理不当产生的，尤其是不善于检测、分析各种参数，不善于从参数的不正常变化中辨别故障产生的苗头，以致一旦发生或严重时才不得不停机处理，而有些故障可能会酿成机器损坏，有毒、易燃、易爆气体外泄等严重事故，因此需要重视对往复式压缩机的故障监测与诊断。第1页/共190页第2页/共190页从反映故障状态的监测参数(征兆参数)上可分为两大类:n一类故障征兆表现在机器的热力参数变化上，如机器的排气量变化，吸、排气压力变化，各部分温度变化以及油路、水路故障所表现出来的热力参数变化;n另一类故障征兆表现在在机器的动力

2、性能参数变化上，如压缩机主要零部件的缺陷、磨损、损坏和断裂故障所表现出来的机器振动和不正常声音，还有各种原因引发的管道振动。第3页/共190页1 多级压缩机的第1级和其后各级吸气阀漏气(1)阀片严重磨损，阀片变形、破裂或卡住。(2)阀座密封面不平，碰伤或粗糙度达不到要求(3)阀隙通道积炭或有异物卡住(4)弹簧力过小，弹簧磨损、断裂(5)阀体安装不当，位置歪斜，装反，阀体密封垫失效第4页/共190页2 气缸内泄漏与外泄漏（1）气缸或缸套过度磨损、偏磨或拉伤，可能原因有 气缸镜面的精度，表面粗糙度、椭圆度、圆锥度未达到要求； 气缸与十字头滑道同心度达不到要求；气缸或缸套材质不良。 (2) 活塞与气

3、缸配合间隙过大； (3) 活塞环“咬死”或严重磨损，可能原因有： 润滑油不足，油质欠佳，使缸内温度过高，造成活塞环咬死； 活塞环失去弹力。 (4) 气缸冷却不良，气体经阀室时受到预热，影响级吸气效率； (5) 活塞杆过度磨损或拉伤，活塞杆工作时跳动。可能原因有： 滑道与气缸不同心；十字头与滑道、活塞与气缸间隙过大； 十字头销与连杆、活塞杆不垂直。 （6）填料密封磨损泄漏，可能原因有： 密封圈与活塞杆间隙太小； 密封圈内圆表面有缺陷； 密封圈与闭锁环装反，起不到密封作用。 (7) 气缸盖或缸座与缸体端面贴合不严，垫片破损，发生漏气第5页/共190页3 吸气受阻(1) 进气滤清器堵塞；(2) 进气

4、阀门未全开；(3) 进气管太长或管径太小，阻力增大。4 系统外泄漏安全阀泄漏，可能原因有： 安全阀弹簧失灵； 阀芯与阀座密封面接触不良； 安全阀开启后关闭不严。(2)中间冷却器泄漏；(3)管路连接法兰漏气(垫片破损，法兰螺栓未拧紧。第6页/共190页5 冷却器效率降低 (1) 冷却水进水温度高； (2) 冷却器传热效果差，可能原因有： 传热表面有水垢、油污；传热面金属锈蚀；传热面积太小。 (3) 冷却器中间隔板破裂； (4) 冷却水量减小。6 压缩机转速降低（1）原动机功率不足，转速达不到额定值；（2）皮带传动的压缩机传动带太松，皮带打滑。 第7页/共190页1 吸气压力低 第一级吸气压力低(

5、1) 吸气管阻力大；(2) 进气滤清器堵塞；(3) 吸气阀片升程高度不够；(4) 供气量不足。1 吸气压力低 多级压缩机中间级吸气压力低 (1) 前级吸气阀或排气阀漏气；（2）前级管路漏气或阻力大；（3）前级气缸与活塞环漏气或填料函漏气；（4）前级系统不正常。第8页/共190页 2 吸气压力高（各级吸气口）（1）高压气体进人吸气管线；（2）吸、排气阀关闭不严，有漏气； (3) 气缸与活塞环漏气； (4) 级前冷却器冷却效果不好；（5）级后通本级的吸气管旁通阀泄漏。3 排气压力低（各级吸气口） (1)本级吸、排气阀漏气或工作不正常； (2)气缸与活塞环漏气或填料函漏气； (3)本级吸气压力偏低；

6、 (4) 排气管或阀门漏气，旁通管、泄压阀漏气； (5) 耗气量过大。第9页/共190页4 排气压力高（各级排气口）（1）本级用气量偏少；（2）本级吸气压力偏高；（3）后级气体压力偏高；（4）后级管路或气缸向本级漏气；（5）本级冷却器工作不正常；（6）本级排气管路不畅，阀门工作不正常；（7）排气管路严重积炭。5 压力不稳定（各级吸排气口） (1) 压力脉动过大； (2) 气阀启闭不稳定； (3) 驱动机转速不温定； （4）压力表气源阻尼太小。第10页/共190页4 排气压力高（各级排气口）（1）本级用气量偏少；（2）本级吸气压力偏高；（3）后级气体压力偏高；（4）后级管路或气缸向本级漏气；（5

7、）本级冷却器工作不正常； (6) 本级排气管路不畅，阀门工作不正常； (7 )排气管路严重积炭。5 压力不稳定（各级吸排气口） (1) 压力脉动过大； (2) 气阀启闭不稳定； (3) 驱动机转速不温定； （4）压力表气源阻尼太小。第11页/共190页种后果：n一是在较高温度下使摩擦副加快磨损;n二是热量不断积聚，直至烧毁摩擦表面.酿成重大事故。因此需要用测温仪器或手摸、眼看等方法，加强对压缩机各部位温度监测。温度测量方法：机械或管道内部温度玻璃温度计、热电偶、热电阻机械零部件、机体表面半导体温度计、红外点温计、红外热像仪等轴承瓦壁温度埋入式热电阻进行监测压缩机主轴瓦温度的允许范围 第12页/

8、共190页1吸气温度高(1) 排气旁通阀向吸气管漏气；(2) 吸气阀漏气；(3) 级前冷却器工作不正常。2 排气温度高（1）吸气很度偏高； (2) 气阀、活塞环漏气(排气阀漏气对温度影响最大)； (3) 本级压比偏高； (4) 气缸冷却效果不好。第13页/共190页 3 气缸过热(1) 冷却水供给不足；(2) 吸、排气阀漏气；(3) 级的压比过高；(4) 活塞支承环热膨胀间隙太小产生抱缸；(5) 气缸与滑道对中不良，气缸镜面粗糙度不符合要求，气缸拉伤。 4 轴承过热(1) 轴颈与袖瓦接触不良；(2) 轴承径向、轴向间隙过小。主轴瓦的径向间隙一般为（）d，d为主轴颈直径，mm)；(3) 曲轴发生

9、弯曲或扭曲；(4) 润滑油不足或中断，油污染，油牌号不对；(5) 主轴与电动机轴之间联轴器不对中量太大。第14页/共190页 5 活塞杆过热(1) 活塞杆与填料盒有偏斜，造成局部摩擦；(2) 填料环的抱紧弹簧太紧，摩擦力太大； (3) 填料环中有杂物，密封圈卡住； (4) 活塞杆与填料环磨合不良； (5) 无油润滑压缩机，活塞与填料函冷却不良。第15页/共190页第16页/共190页第17页/共190页1 油压偏低 油泵供油量不足，可能是泵转子间隙过大。磨损泄漏，油位太低，泵吸不上来；(2) 润滑油污染，油泵过滤器堵塞；(4) 油温太高，油的粘度太低；(3) 油压调节阀(回油阀)漏油，油回流到

10、油池；(5) 各运动部件(如曲轴、连杆等处的摩擦圈间隙过大；(6) 油管接头处松动漏油；(7) 压力表失灵。第18页/共190页1 油压偏高(1) 压缩机运动部件因间隙太小、配合不良、气缸和滑道表面粗糙或磨损等原因，摩擦发热量过大；(2) 径向或轴向轴承故障(如巴氏合金脱落、严重磨损、咬轴辱)；(3) 润滑油粘度过大，摩擦产生的功耗大，油温升高；(4) 润滑油压力偏高；(5) 润滑油冷却效果不好(冷却器小，水侧结垢或曲轴箱散热差)；(6) 油过旅器堵塞等原因引起润滑油供应不足；(7) 润滑油太脏。第19页/共190页1 注油器压力不足或油量不足(1) 吸油过滤网堵塞或油管堵塞；(2) 注油器柱

11、塞与柱塞套孔磨损；(3) 注油器的止逆阀不严密，供油量过少;(4) 注油器调节不合适。第20页/共190页n原因，采取合理的防治措施，对提高往复压缩机的可靠性，减少停机损失将带来可观的经济效益。第21页/共190页第22页/共190页气阀故障，主要是阀片、弹簧破损，气阀密封性差，阀片的开启时间和高度不对以及安装中产生的问题。 (1) 疲劳损坏 由于阀片承受着频繁的撞击载荷和弯曲交变载荷，阀片容易产生疲劳破坏。实际使用证明，阀片主要破坏形式是撞击载荷引起的径向断裂。(2) 阀片磨损 环状阀片与导向块工作面之间产生的摩擦磨损，可减弱阀片强度，降低使用寿命。磨损量过大时可能阀片可能卡死在导向块上或者

12、失去密封作用。环状阀片在工作时转动，将引起阀片边缘磨损。(3) 介质腐蚀压缩介质本身有腐蚀性或介质中含有水分，工作时冲刷阀片，破坏阀片表面保护膜，在阀片局部地方出现腐蚀麻点或空洞，引起应力集中，产生腐蚀疲劳破坏。1 阀片损坏第23页/共190页气阀故障，主要是阀片、弹簧破损，气阀密封性差，阀片的开启时间和高度不对以及安装中产生的问题。 (1) 弹簧从阀片全闭到全启，其载荷由预压缩力变化到最大压缩力，承受脉动循环载荷，引起疲劳破坏。(2) 弹簧变形时域弹簧孔壁发生摩擦磨损，强度下降而断裂。(3) 介质对弹簧表面腐蚀，产生麻点、凹坑，引起应力集中，加速弹簧疲劳破坏。(4) 材质不符合要求，弹簧的加

13、工、热处理有缺陷。2 气阀弹簧损坏第24页/共190页气阀故障，主要是阀片、弹簧破损，气阀密封性差，阀片的开启时间和高度不对以及安装中产生的问题。 (1) 阀座密封面不平，表面粗糙度达不到要求。(2) 密封面被碰伤。(3) 阀片变形、破裂。(4)阀隙通道有异物卡住。(5) 气体温度高，润滑油易变成碳渣卡住密封面。碳渣粘着在阀片和阀座上，使气阀漏气。(6) 弹簧力过小。(7) 弹簧端面与轴线不垂直。(8)阀座、阀片严重磨损。2 气阀漏气第25页/共190页27分故障析：由润滑油过多造成的液击和油粘滞，导致阀片疲劳损坏。 机故障型：Nuovo Pignone 机故障型： 4HE/3 氢气压缩机 故

14、障现象：阀片最外圈三处断裂，阀片表面故障现象：有积油。阀座、阀盖槽道及表面故障现象：布满积油。方故障案：采用抗油粘滞好的非金属气阀。常见故障实例油粘滞（一）第26页/共190页28机故障型：沈气氢气压缩机机故障型： 4M20-75/320 分故障析：润滑油过多且较粘，造成液击和油粘滞。故障现象：阀片发生鼠咬状损坏。方故障案：采用抗油粘滞性很好的CT阀常见故障实例油粘滞（二）第27页/共190页29机故障型：上海D-R氮氢压缩机 方故障案：改用流通性好、抗杂质性能好的非金属气阀。故障现象：槽道堵塞，密封面有大量粉尘。分故障析：介质较脏，造成泄漏严重， 气量不足。常见故障阀堵塞(一)第28页/共1

15、90页30布满粉尘和杂质的气阀常见故障阀堵塞(二)第29页/共190页31常见故障阀较脏机故障型：某氯碱厂THORMASSON C205 3级 SV阀环上有粉尘、杂质弹簧内堵塞杂质阀座有污迹卸 荷 器 衬套油污和杂质被堵塞的阀盖槽道方故障案：清洗气阀，建议检查管道，增加过滤。故障现象：阀上很脏，有杂质、油污。分故障析：管道、介质很脏。第30页/共190页32机故障型：某塑料部2方故障案：建议客户关注油气过滤器中润滑油的排放。2、3级气阀被堵怀疑是工艺控方故障案：制有问题，使高聚物在压缩机内提前产生。分故障析：1级进口油气过滤器清理不及时，润滑油与气体一起进入气缸，低聚物与分故障析：油的混合物产

16、生液击。2、3排气阀槽道被较硬的高聚物堵塞，弹簧孔也被分故障析：堵塞，无法自由运行。故障现象：1级进气阀阀片断裂；2、3级排气阀温度高常见故障油与低聚物的混合物(三)第31页/共190页33常见故障螺纹断裂（一）机故障型：沈气闪蒸气压缩机2机故障型：（主要介质为CO、CO2等）分故障析：由于气阀压阀罩没有压紧，造成气分故障析：阀在工作时发生转动和窜动，使螺分故障析：母防松部位强度不足而发生断裂。 故障现象：裂。经检查，密封面表面光亮，外故障现象：二级排气阀110GD螺母发生局部断故障现象：缘有轻微的磨损。另该阀阀座侧面故障现象：上销脱落，销口处变形厉害。方故障案：实行正确的气阀安装。第32页/

17、共190页34常见故障螺纹断裂（二）故障现象：二级排气阀105R，中心螺栓在定位销处断裂。阀座上的定位故障现象：销也发生错位。机故障型：某空压机 LW-16/40分故障析：该机压阀罩是与气阀中心螺栓通过套筒连接。一旦压阀罩拧分故障析：得太紧，螺栓将会被剪断。 方故障案：实行正确的气阀安装。第33页/共190页35常见故障螺纹断裂（二）分故障析：阀体上外圆有明显的磨擦痕迹，应是气阀安装不紧，在阀窝及分故障析：压阀罩内转动所致。故障现象：同心阀30R/54C中心螺栓断裂，阀片断裂。方故障案：实行正确的气阀安装。第34页/共190页36 分 析：阀片的倾侧运动造成阀片外周发生断裂。故障现象：2级排气

18、阀在使用两个多月故障现象：后，发生阀片断裂。方 案：双缓冲设计，减少倾侧运动。常见故障阀片外缘断裂第35页/共190页37常见故障液击机故障型：华北制药华盈公司氢压机机故障型：重气压缩机V-3/15034C/19R （34C的弹簧片）方故障案： 减小注油量。故障现象：弹簧片呈现鼠咬状损坏。分故障析：压缩机注油量太大，造成液击。第36页/共190页38由偏吹造成的“阴阳脸”常见故障偏吹第37页/共190页39常见故障腐蚀（一）故障现象：因工艺控制失误，使气阀阀片遭受酸性腐蚀（HCL）机故障型：Atlas ZEHN2GT32/18（某氟化工有限公司），机故障型：原配贺尔碧格法国气阀 分故障析：在正

19、常流程中，介质没有腐蚀，以往使用记录良好。方故障案：建议改善流程控制，气阀不作修改。第38页/共190页40常见故障腐蚀（二）因腐蚀造成的阀体“点蚀”第39页/共190页41常见故障过滤器出现故障压 缩 机：某石化厂JSW机 故障现象：过滤器出现故障，气阀被融化的聚合物覆盖。 第40页/共190页42常见故障卸荷器问题机故障型：厦门惠尔康 Atlas 40S60故障现象：阀片断裂，卸荷器叉脚在槽道中转动，叉脚磨损了3mm方故障案： 在阀上增加防转结构。分故障析：由于气流的不稳定导致叉脚转动。第41页/共190页43常见故障氮气试车问题机故障型：独山子炼油厂沈气机故障型： 4M50-18/24-

20、180-BX机故障型：（加氢裂化新氢压缩机）卸荷器叉脚作用的地方。故障现象：3级进气阀阀片在有卸荷叉叉脚故障现象：作用的地方断裂分故障析：在氮气试车工况下，所需的卸分分故障析：荷力远远大于氢气工况下的卸荷分故障析：力。如果提供的卸荷力不足，阀分故障析：片将产生颤振，导致阀片断裂。方故障案：建议客户不要在氮气工况下卸荷。第42页/共190页程中泄漏出去，使前级排气压力上升，而后面各级因吸人气量不足，排气压力下降。因此同样可用测量温度、压力和声音的方法来判别。n如果第1级吸气阀漏气，则随后各级气量下降，各级排气压力也相应下降，因此可从各级排气压力和气量是否下降来加以辨别。第43页/共190页第44

21、页/共190页升程限制器，直到活塞到达止点的时间所对应的曲柄转角，（。);开启角。指阀片在气体推力作用下克服弹簧力到达全开的瞬时位置开始，到活塞运动止点这段时间所对应的曲柄转角，(。)。2123/2,/0.7123第45页/共190页2123/2,/0.7第46页/共190页第47页/共190页第48页/共190页第49页/共190页 第50页/共190页34C/19R （34C的弹簧片）第51页/共190页第52页/共190页第53页/共190页作的好坏，指导气阀的设计和改进。第种方法已在一些大型的、重要的压缩机上获得应用，已有不少人设计出各种形式的气缸压力引出装置，有些压缩机出厂时已在机体

22、上预留出气缸测压孔，可用来作气缸示功图的测量。利用示功图来识别故障，对不同类型的压缩机也需要作深入的研究分析，从正常和异常两种情况的示功图对比上确定对哪一类故障是敏感的。第种方法对诊断气阀故障的有效性还需作进一步研究。第54页/共190页第55页/共190页第56页/共190页第57页/共190页第58页/共190页第59页/共190页第60页/共190页第61页/共190页第62页/共190页第63页/共190页第64页/共190页第65页/共190页第66页/共190页第67页/共190页第68页/共190页气缸磨损第69页/共190页(1) 气缸内有异物，此时气缸镜面也有轴向的沟状磨痕；

23、(2) 活塞环材质不合适；(3) 注油不适当，包括注油孔位不适当，压缩机汽缸润滑油牌号错， 注油量偏少；(4) 汽缸或缸套硬度偏低，汽缸镜面易拉毛；(5) 活塞环在环槽中的轴向间隙偏小；(6) 活塞环开口间隙小；(7) 活塞环轴向高度和径向宽度尺寸偏小；(8) 活塞环结构型式不合理。1 磨损过快活塞环外圆有轴向拉毛呈沟槽状第70页/共190页(1) 汽缸镜面拉毛，活塞环也拉毛；(2) 活塞环断裂；(3) 活塞环过量磨损；(4) 活塞环开口漏气，聚四氟乙烯活塞环应尽量采取搭接口、T形环或双环结构，减少环开口处漏气。1 密封性能差气体向低压级倒流，排气压力低第71页/共190页除造成活塞环寿命短和

24、密封性能差的上述原因外，活塞杆的跳动超差也是原因之一，尤其对高压级活环影响很大。当活塞环跳动超过时，就很难保证活塞环寿命。若跳动超过时，活塞环的寿命仅为跳动值小于的活塞环寿命的1/41/5。第72页/共190页1 密封性能差漏气(1) 密封圈的过量磨损；(2) 密封圈拉伸弹簧弹力过小或断裂；(3) 密封圈轴向间隙不适合，间隙过大时填料窜气（一级填料），间隙过小时密封圈不能随活塞杆移动，造成漏气；(4) 冷却差，特别是聚四氟乙烯密封圈必须冷却可靠；(5) 注油量和油质不合理；(6) 活塞杆过量磨损；(7) 锥形填料圈按锥角大小排列顺序装错位置；(8) 聚四氟乙烯密封圈无防冷流设计；(9) 聚四氟

25、乙烯密封圈的配方、原材料、压制和烧结工艺不合理，或对实际使用工况的适应性差；(10) 气体不清洁，有异物进入填料函；(11) 密封圈磨损补偿性能差；(12) 填料函内零件加工不合理，不符合图形要求；(13) 填料函组装不合理；(14) 活塞杆跳动偏大。第73页/共190页1 填料函发热活塞杆发热、变色，填料函冒烟(1) 塑料密封圈轴向间隙小；(2) 密封圈设计不适合；(3) 密封圈材质差；(4) 冷却失效；(5) 润滑失效；(6) 密封圈与活塞杆未磨合；(7) 聚四氟乙烯密封圈冷流严重，冷流的聚四氟乙烯进入填料盒与活塞杆之间。第74页/共190页第75页/共190页压力切向环内径处杯槽印痕径向

26、环上阻流环印痕切向环阻流环径向环径向环切向环阻流环压力 第76页/共190页第77页/共190页第78页/共190页第79页/共190页第80页/共190页因为右边按二项式公式展开，并略去人高次项可得则(1 cos)(1 cos)xrlsinsinrl222cos1 sin1sin221cos1sin2 (1 cos)(1 cos2 )4xr第81页/共190页(sinsin2 )2dxxrdt2(coscos2 )dxxrdt第82页/共190页曲柄旋转角速度。旋转惯性力引起机器的振动像不平衡振动一样，产生每转一次的转速频率振动，这种振动可以通过平衡方法把旋转惯性力基本消除掉，即在旋转惯性力

27、所指的相反方向上施加平衡质量。2rrFm r第83页/共190页称为一阶往复惯性力，力的变化周期等于曲轴旋转一周的时间，且在=时为最大，因此一阶往复惯性力引起的振动频率为机器的转速频率。称为二阶往复惯性力，力的变化周期相当于曲轴旋转半周的时间，且在和时为最大，因此二阶惯性力引起的振动频率为转速频率的2倍。2221(coscos2 )coscos2ssssFm xm rm rm r 21cosIsFm r21cos2IsFm r 第84页/共190页第85页/共190页第86页/共190页第87页/共190页类压缩机的振动烈度不允许超过规定的极限值。第88页/共190页压缩机的振动烈度GB/T

28、7777-87)第89页/共190页各类压缩机的振动烈度(GB/T 7777-873 第90页/共190页测量，可用速度式传感器;对于机体各部位振动的测量可用速度式、加速度式传感器。如果测出的振幅超过允许值，则需要根据上述所列各类可能发生的振动原因寻找故障，否则带病运转，将会加速机器的损坏或出现人身事故。第91页/共190页第92页/共190页往复式压缩机故障声音的部位及其原因 第93页/共190页第94页/共190页第95页/共190页第96页/共190页某钢铁厂空压机站有多台2D12100/8型空气压缩机，曾出现过多起一、二级汽缸十字头连杆断裂事故和基础底脚螺栓松动引起振动的故障。该机型为

29、2列、对称平衡式，结构布置如图8所示。 (1)多台压缩机运行期间，第一次监测，发现该型压缩机的3号机比4号机在测振点上的振动值高出很多，其中H方向上高出4倍，V方向上高出1倍，A方向高出1倍多。从测振点H方向的频谱图上可见，3号机的工频成分幅值为2. 1 mm/s，三倍频、5倍频成分的幅值也非常高，而对比4号机同测点同方向上的工频成分箱值，仅为0. 4mm/s由此确定3号机存在故障。第97页/共190页由于测振点位于靠联轴节端的轴承座上，初步诊断为联轴器对中不良或该端机座松动。经过检查，发现曲轴箱靠电动机端的底座地脚螺钉松动情况严重，引起该处测点很到的振幅。停机后紧固地脚螺栓，振幅就大幅度下降

30、。第98页/共190页力的变化，所得到的就是p-V示功图。示功器的原理是把活塞移动或曲轴旋转时的位置信号(用行程S、曲轴转角a或时间t)作横坐标，气缸内的压力信号作纵坐标，同时输人到光线示波器等一类显示或记录装置，然后描绘出气缸内压力和活塞行程体积的关系曲线。示功图的测量包括如下几个部分:压力信号转换; 曲轴转角信号 转速测量; 压力标定; 指示图显示。常用的示功器有机械式、气电式和电子式第99页/共190页光电传感器送出气缸内活塞止点信号(可在飞轮上某一相应点贴上一条状铝箔纸，产生反光脉冲信号代替活塞止点位置)，此信号经放大，一路送往数字转速显示仪测定转速;第100页/共190页第101页/

31、共190页第102页/共190页第103页/共190页第104页/共190页第105页/共190页第106页/共190页电感法测量中的非接触式电感位移传感器。原理是在阀座或阀挡上装有电感线圈(其中一个为工作线圈4。另一个为补偿线圈8，用以补偿由温度引起的误差)。当阀片作开闭运动时，阀片1与线圈4之间产生相对位移。改变了线圈的磁通量，因而引起感抗的变化。通过交流电桥电路的调制，把电感量变化转换为电压变化，然后把电压的变化信一号输人放大器，经过放大后进行数据采样和记录，便可得到阀片运动规律曲线。但是电感式位移传感器是非线性的.即直接输出的电压信号与阀片位移量不成正比，为此需用一偏心轮作静态标定试验

32、，标定后的曲线才是真正的阀片位移量与时间或曲柄转角的变化关系图 非接触式电感位移传感器1-阀片;2-阀座或升程限制器绝缘板。 4一工作线圈;5-线圈铁心;6-安装螺钉; 7-铁支架;8一补偿线圈;9-铁磁体外壳; 11-引线铆钉;12一引线第107页/共190页n阀片运动曲线上各点的斜率表示阀片各运动阶段在各个位置时的运动速度。t1-阀片开启过程时间 a-c; t2-阀片全开过程时间 c-d;t3-阀片关闭过程时间 d-e;t4-阀片全关过程时间 f-a;t5-阀片从开启到关闭终了经过的时间 a-e; t6-阀片从开启到第一次撞击阀挡之间的时间 a-bef第108页/共190页66hvthvt

33、33hvt第109页/共190页第110页/共190页第111页/共190页第112页/共190页第113页/共190页 第114页/共190页maxmin0100%pppmaxpminp0pmaxp0pminp1212maxpminp120p第115页/共190页n一般说来，在压缩机与缓冲器之间的管道内，压力不均匀度在5%7%以下是合适的。对于进气管道和连接管道，许用值= 4% 8 %;对于排气管道，许用值=2%4%。排气量大、压力较高时取小值。n圣波得堡化工机械研究院（原列宁格勒化工机械研究院)对大型对置式压缩机的压力不均匀度许用值提出的标准n第116页/共190页次（m=1,2,.）n为

34、压缩机转速，r/min.n气缸与缓冲器之间的管道内，压力不均匀度许用值(%为压缩级的压缩比03.97 p df60mnf 1 8第117页/共190页管道振动容许基准 第118页/共190页第119页/共190页第120页/共190页0upAdxAdxtx 01uuputxx0第121页/共190页()AudxAdxxtdpad20uppauxtx第122页/共190页n将u与声学波动方程解代入运动方程，得22222ppatx(cossin)sinnnpAxBxtaan( )cosnuu xt00( )sincosnnABu xxxaaaa 第123页/共190页n（4-26）n管道端部的p和

35、u值由该处的边界条件决定，一个管道的声学闭端是指该端P=1;u=0;声学开端是指该端p=0,u =1。下面分别用三种边界条件求得简单管道的气柱固有频率。01(sincos)cosnnnuAxBxtaaa( )cossinnnp xAxBxaa01( )(sincos)nnu xAxBxaaa第124页/共190页25)得式中A不能为零，因此n式中 i气柱固有频率的阶次。当 i=1时，计算的频率称为基频;当i=3时，计算频率称为第二阶固有频率，余类推。a气体声速，; K气体绝热指数; R气体常数，J/kgK T气体绝对温度，K; l管道长度，m。cos0nAla(1,3,5,.)4ni afil

36、第125页/共190页0sin0nAlaasin0nla(2,4,6,.)4ni afil第126页/共190页sinnBla0第127页/共190页 I等截面管子元件，1-2 , 3-4 , 5-6 , 7-8 , 9-10 , 11-12 , 13-14 , 15-16; II.体积元件， V1(2-3)、V2(8-9), V3(12-13); III.变截面管子元件，4-5 , 6-7 ; IV.流人点元件，10-11第128页/共190页边界即是下一元件的前边界，这样就可用下面的关系式把整个管系连接起来:n各元件的转移矩阵是气柱故有频率的函数，故将始端和终端的边界条件带入就可计算得到气

37、柱的故有频率。n当管道元件较多时，气柱固有频率方程只能写成隐式格式，其解也只能借助计算机进行211 221pPMuu第129页/共190页第130页/共190页压缩机，m=1;对于双作用压缩机，m=2()60 xnfmHz第131页/共190页n对一端封闭一端开口的管道，当i=1时按计算得到的管长称为第一阶共振管长; i=3时计算得到的管长称为第二阶共振管长。处于二阶共振管长的管道其振动程度虽然不像一阶共振那样剧烈，但是在设计配管时也要避开这个区域。(0.8 1.2)(0.8 1.2)4xni affl(0.8 1.2)4xi alf第132页/共190页结构型式双缸双作用第133页/共190

38、页果，导致一级排气压力超过额定压力aKRT1.4 287 293343/am s428428.5()60 xfHz(0.8 1.2)4xi alf343(0.8 1.2)2.40 3.61( )428.5m第134页/共190页第135页/共190页第136页/共190页; 0Fp A200,4Add第137页/共190页nR02sin2Rp A012pp02sinsin22RpAp A第138页/共190页n2560 N的力幅作用干管道弯头部分，足以引起管道系统的振动。0110.04 320.6422ppMPa062902sin2 0.64 100.060.707252624RpAN第139

39、页/共190页01A02A0102012()Rp Ap ApAA120121()()2RpAApAA第140页/共190页62210.04 32 10(0.060.04 )100524RN第141页/共190页减少。n对于排气管内的压力脉动，在排气终了时如果处于压力的波峰状态，则排气阀关闭后，气缸余隙内的气体由于压力较高，膨胀终了时占据较大的气缸容积，降低了容积系数，减少了吸气量和排气量;如果排气终了压力处于波谷状态，则情况与此相反，残留在气缸余隙中的气量减少，膨胀结束后使吸气阀提前开启。但是吸人气量的多少，要根据吸人行程终点压力来决定的。n第142页/共190页第143页/共190页第144

40、页/共190页第145页/共190页第146页/共190页产生第二个波峰。当活塞处于吸气阀开启位置时，如果正遇上吸气腔内脉动压力的第一个波谷，则吸气阀将延迟开启;等到活塞移动到内止点时，第二个脉动压力峰正好到达吸气的终点位置，从而导致吸气阀的延迟关闭，此时气缸内压力升高，气量增多，这就是“增压”现象。吸气增压虽然可使排气量增加。但是吸气阀却是处在不良的工作条件下，因为很快增长的反向压差作用在阀片上，使它以很大速度冲击阀座。阀片落在阀座上的平均速度由正常状态下的。0.2-0. 5m/s提高到0.86m/s,这一冲击速度将大大降低阀片的使用寿命。第147页/共190页第148页/共190页当的容器

41、，可以明显降低第二级吸气阀落到阀座上的平均速度。n管道中气体压力脉动降低阀片使用寿命的另一种不利因素，是阀片弹簧系统的固有频率与气流脉动频率相接近时，气体的激发力使阀片产生机械共振。例如，压缩机阀片弹簧系统的共振频率一般为20100 Hz，如果压缩机转速为300r/min,由于管道设计不恰当，在接近压缩机的管道中形成了激发主频率的420阶谐波，此谐波频率就与阀片弹簧系统形成了共振。改变吸、排气管的长度，可以避开阀片弹簧系统的共振频率。第149页/共190页 管道压力脉动实质上是一种周期性的气流冲击波浪，消减压力脉动就是消减压力的不均匀度，减小其脉动幅度。 通常的防治措施是在管路系统中加装各种类

42、型的消振器，例如缓冲器、声学滤波器、孔板等。当然，管道中气流压力的不均匀度首先与激发源有关，在多缸压缩机中，缸体的布置方式和各缸曲柄的错角位置将会直接影响到压力波的波长和波动的均匀性，下面具体分述管道压力脉动的各种防治措施和它们的基本原理。第150页/共190页多缸压缩机吸、排气时，管道中气流脉动程度是与各缸气阀的开启时间长短和彼此的相位差联系在一起的。气阀开启时间长短与压比有关，而开启的相位差，取决于气缸的结构与曲柄错角的配置。 对同一级压缩的两个缸来说，双作用气缸比单作用气缸的气流连续性好，压力脉动相对要小(如方案8中的单作用缸（a）和双作用缸（b）)。第151页/共190页 管道压力脉动

43、的防治措施 1 采用合理的吸排气顺序第152页/共190页气流压力脉动在等截面管道中传播，其压力不均匀度沿管长衰减量很小，这种沿管长近乎不变的压力不均匀度分布是十分不利的，当遇到弯头或截面变化时，就会对管道产生较大的激振力。为此，必须在靠近气流脉动的发源处压缩机气缸的地方，安装消振器(缓冲器或滤波器)，使气流经消振器后脉动幅度变得较小，这种消振器还能降低排气或吸气期间气体对阀件冲击所造成的损失和管道内的阻力损失。第153页/共190页缓冲器实际上是个蓄能器，它像水库那样能够起到调节能量的作用。当上游处在压力波的峰值时，由于气体的弹性作用，压力波进入缓冲器后压缩其中气体，压力波的动能变为缓冲器内

44、气体被压缩后的弹性势能。而当上游处在压力波的波谷时，缓冲器内压缩气体膨胀，势能变为动能，弥补了管道内瞬时压力的下降。这样，通过能量转换，缓冲器就等于一个气体弹簧，起到对振源的隔振作用，从而把出缓冲器后的压力脉动峰值降低了很多。第154页/共190页在总容积相等的条件下，上游管道A内的压力脉动不均匀度，单容积缓冲器为滤波型缓冲器的1/2；后继管道B内的压力脉动不均匀度，单容积缓冲器为滤波型缓冲器的一倍。所以单容积缓冲器在消除压缩机方向管道的压力脉动较有效，而滤波型缓冲器对消除后继管道的压力脉动有较好的效果。第155页/共190页第156页/共190页缓冲器放置的位置，对气缸与缓冲器之间连接管道压

45、力不均匀度有明显的影响。如果这段连接管道较长，管内压力脉动几乎没有得到衰减，则可能引起气柱共振或脉动频率接近管道的自振频率而发生机械共振。因此，缓冲器放置的位置应尽量靠近气缸，只要缓冲器至气缸的管道和长度不是共振管长，缓冲器愈靠近气缸消振效果愈好。 第157页/共190页缓冲器与管道的连接方式对消振作用也有明显影响，连接方式图(a)消振效果最差，连接方式图(b)较图(a)为佳，消振效果可提高1520；连接方式图(c)则比图(b)更佳，消振效果比图(b)还可提高23倍。缓冲器平卧安装比竖立安装效果好。第158页/共190页声学滤波器的消振作用是根据谐波分析中的声学滤波原理设计的。按傅里叶变换原理

46、，任一周期性变化波形，均可分解为不同频率的谐波，因此，周期性变化的压力波形也可以分解为一系列不同频率的谐波。不同形式的滤波元件，气流能够通过和消减的谐波频率是不相同的。 常见的滤波元件有两类：一类是圆孔型滤波元件；另一类是容积型(或称膨胀型)滤波(图4-30)第159页/共190页 在管道通向大容器入口处加装一个适当尺寸的孔板，可以把这段管道内的压力驻波变为行波，从而起到降低管道内压力不均匀度的作用。 孔板消减气流脉动的原理是：当气流脉动波在管道内以波动形式行进时，遇到闭口端，形成脉动速度为零而压力不为零的反射条件；遇到像大容器一类的开口端，则形成压力为零、脉动速度不为零的反射条件。波在反射时

47、还有这种关系，即反射脉动压力达到最大值时，脉动速度却为负最大值，其间相位差正好是180。如果把大容器的开口逐渐缩小到一个适当尺寸，可使反射波的压力和速度均在零值反射点上，即根本不会形成反射条件，这就是孔板消振的原理。因此，孔板应安装在管道气流压力波的节点上。最容易确定的压力波节点是容器的进出口法兰处，孔板应装在这种地方。孔板在无反射点上的最佳尺寸一般取孔板内径与管道内径之比为。 第160页/共190页不少压缩机站或空气动力站都是多台压缩机并联运行，气体经过各自贮气罐汇人集气管，然后供给使用地方。但是从贮气罐出来的气体还有一定的剩余脉动量，各路气流进入集气管内汇合，脉动量相互叠加。如果各台压缩机

48、曲柄错角位置同相或者很接近，则脉动量有所加强；如果曲柄角位置相差180。左右，则脉动量有所抵消。遇到脉动量加强情况，集气管的尺寸设计又过小，气流在集气管中冲击与反射，可使贮气罐、集气管和各连接管道发生很大振动。一般在多台压缩机并联运行时，因为电动机随着负荷不同转速会有变化，集气管中的气流脉动量时而增大，时而减小，形成低频率拍振现象，这些均不利于安全生产。为了不致出现集气管内各路气流很大的冲击、反射，必须使集气管的通流面积大于各路支管通流面积总和的3倍。 第161页/共190页第162页/共190页 诊断管道机械共振的方法，可从两方面做工作：一是用测试方法，把连接压缩机的几段管线，用激振器激振或

49、敲击的方法测其自振频率，观察测得的自振频率是否与压力脉动频率、压缩机往复惯性力和旋转惯性力等激振频率相一致，判断是否存在机械共振；二是采用计算方法，计算管道的固有频率，计算方法虽然由于假定支承条件的差别，会对计算结果带来一些误差，但是对预估或变更配管要就方面能起到一定的指导作用。管道的机械共振及其防治措施第163页/共190页2 管道机械共振防治措施（1）改变支承条件；（2）动力减振器 第164页/共190页 (1)改变支承条件 一般采用增加支承点、加固支承或在管路上附加质量的方法，改变管道的固有频率，使其远离激振频率。对于复杂的管道系统，固有频率很多，而且间隔很小，很难使管系脱离各阶共振区，

50、但是高阶共振振幅因为幅值较小，故不必考虑，只要避开管系基频或低阶共振频率就可以了。 支承刚度大小是影响管道固有频率的重要因素。支承刚度越高，管系的固有频率值越高，反之固有频率越低。所以支撑的结构应作成刚到大而质量要小，管道和支撑间力求采用刚性连接。（2）动力减振器 第165页/共190页167某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断1A1V2V1H2H2A3H(E-W)3A3V(N-S)4V4H4A同步电动机一级缸二级缸压缩机为英格索兰公司XLE24往复式，一级缸和二级缸成90度配置。电动机为通用电气公司同步电动机，转速为450转/分=7. 5赫兹。第166页/共190页168压缩机储气罐建筑物

51、墙壁此处加支撑此处45度方向加支撑此处垂直方向加支撑2345678910121114131615XLE型6#压缩机出口管道布置及测点位置示意某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断第167页/共190页1694 . 39mm/s 1*RPM =450rpm4 . 98mm/s 2*RPM =900rpm3*RPM4*RPM5*RPM振动速度毫米/秒峰值频率(转/分)6#压缩机3H测点6#机3H测点的频谱表明：转速两倍频率2*RPM的振动幅值最高，达到4. 98毫米/秒峰值。通常这种类型往复式压缩机的二次往复力会超过一次转速频率激振力，因此引起的二次力2*RPM频率振动会超过1*RPM转速基频分量

52、的幅值。振动总量为毫米/秒峰值，而这种压缩机的振动允许值为毫米/秒峰值可见，压缩机本身振动合格。振动总量 mm/s 峰值往复式压缩机振动实测数据某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断第168页/共190页170mm/s 1*RPM =450rpm39. 37mm/s 2*RPM =900rpm3*RPM4*RPM5*RPM振动速度毫米/秒峰值频率(转/分)6#机出口管道测点96#机测点9处的频谱表明：转速两倍频率2*RPM的振动幅值最高，达到39. 37毫米/秒峰值。通常这种类型往复式压缩机的二次往复力会超过一次转速频率激振力，因此引起的二次力2*RPM频率振动会超过1*RPM转速基频分量的幅

53、值。振动总量为42 . 42毫米/秒峰值或39. 99毫米/秒有效值，管道振动很大。振 动 总 量 m m / s 峰值往复式压缩机出口配管振动实测数据某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断第169页/共190页171往复式压缩机配管振动与往复式压缩机相连接的管道常常会受来自压缩机的强迫振动频率的激励而产生共振。由于XLE型往复式压缩机的一次和二次往复力常会激起转速基频1*RPM和转速二倍2*RPM频率的明显振动，所以必需使配管的自振频率远离这些一次和二次往复力强激振频率。某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断第170页/共190页172mm/s 870rpm=Fn3. 37mm/s 675r

54、pm =Fn无支撑时 测点9处加 支 撑 后 测点9处振动速度毫米 /秒峰值振动速度毫米/秒峰值频率(转/分)频率(转/分)6#压缩机出口配管自振频率测试结果的比较无支撑时，在测点9处实测的出口配管的自振频率为Fn=870rpm=14 . 5赫兹，它比压缩机2*RPM=900rpm=15赫兹仅低3 . 3%。加支撑后，在测点9处实测的出口配管的自振频率为Fn=675rpm=11 . 25赫兹，它比压缩机2*RPM=900rpm=15赫兹低25%，这样，使出口配管的自振频率有效地偏离了2*RPM激励频率，从而避免发生配管共振。900rpm900rpm (压缩机二倍转速)870rpm仅差30rpm

55、出口配管自振频率 675rpm相差225rpm某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断第171页/共190页173mm/s 1*RPM =450rpmmm/s 2*RPM =900rpm3*RPM4*RPM5*RPM振动速度毫米/秒峰值频率(转/分)6#机出口管道测点9振动总量 42 . 42mm/s 峰值mm/s 1*RPM =450rpmmm/s 2*RPM =900rpm振 动速 度毫米/秒 峰值频率(转/分)振动总量mm/s 峰值无支撑时加 支 撑后6#压缩机出口管道增加支撑后，改变了出口管道的自振频率，避免了出口管道的共振，从而管道振动大幅度下降，2*RPM振动分量幅值从39. 37m

56、m/s峰值下降到3 . 58mm/s峰值，减小91%。排故后的效果某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断第172页/共190页1741A1V2V1H2H2A4H(E-W)4A4V(N-S)3V3H3A同步电动机一级缸二级缸压缩机为英格索兰公司XLE24往复式，一级缸和二级缸成90度配置。电动机为通用电气公司同步电动机，型号：5TS850014A3，功率为400马力=千瓦，转速为514转/分=赫兹，电动机极对数目为14，每极对有6个线圈，总计有6*14=84个线圈；某往复式空压机的同步电动机线圈松动故障的诊断第173页/共190页175某往复式空压机的同步电动机线圈松动故障的诊断振动速度毫米 /

57、秒峰值振动速度毫米 /秒峰值频率(转/分)频率(转/分)43198rpm =84*RPM =2*转速谐波，可能轴承松动或间隙过大3#电动机1V测点细化谱43200rpm =84*RPM =CPF, 0. 97mm/s3#电动机1A测点1*RPM =510rpm振动频谱表明：电动机线圈通过频率(CPF)十分明显，并且两侧伴有电动机转速频率1*RPM边带，说明电动机定子线圈可能松动。检查结果证实该电动机定子线圈确实松动。用环氧材料灌入每极的间隙中，填满空隙。振动便减小50%。第174页/共190页某往复式氢气压缩机的吸气管网振动 某炼油厂的氢压缩机房有6台氢气往复式压缩机，其进气管路布置如图所示。

58、其中1#、2#压缩机的进气压力为2MPa，排气压力。2台压缩机运转时发现气液分离器5产生很大振动，气液分离器的振幅达500600um，振动方向主要是在分离器出口管4的气流方向上。第175页/共190页某往复式氢气压缩机的吸气管网振动 为了判别压缩机进气管道和气液分离器产生动的原因，用压力传感器和应变仪实测了图中、测点处的压力不均匀度。2.7)；2.8)；1.95)。实测情况看，压力不均匀度并不算大，在一般吸气管压力不均匀度要求范围之内，但是气液分离器和吸气管线的值时高时低，波动范围却很大。 第176页/共190页某往复式氢气压缩机的吸气管网振动 对压力脉动信号进行频率分析，测点和的频谱图见图4

59、-38所示。图中横坐标为转速频率的倍数，因为压缩机为双作用，对称平衡式结构，因此在图中显示二倍频成分具有最大幅值，其余为转速频率及其谐波成分。分析该机组进气管线和气液分离器产生很大振动的原因，主要有以下几点。第177页/共190页某往复式氢气压缩机的吸气管网振动 管道支承不合适。气液分离器出口管4(219mm)与吸气总管3(350mm)的始端垂直相接，由于存在管4对管3在垂直转弯处的气流冲击(其激振力幅值约在500-1000N之间)，而下面又无固定支承，因此进气总管靠近起始端(图4-37右侧)的振幅最大，往左振幅逐渐减弱，显然与此处支承薄弱有关。吸气总管3的横向振动，通过管4带动了气液分离器振

60、动。 第178页/共190页某往复式氢气压缩机的吸气管网振动 气液分离器底部虽用三个钢角支承，但是支承显得十分薄弱。 气液分离器的壳体振动和罐内的气流压力脉动显示间歇性的时高时低现象。这是由 于多台压缩机同时工作，压缩机吸入的气体由同一个吸气总管汇集。当几台机同步吸、排气时，气流压力脉动幅度增大，管网振动显得强烈；当几台机吸、排气异步时，气流脉动幅度减弱，管网振动趋缓。这对于吸气管网(包括缓冲器和气液分离器)容积不够大时，表现尤为明显。 第179页/共190页某往复式氢气压缩机的吸气管网振动 处理措施1、加大气液分离器的容积，减小分离器内压力脉动量；2 、改变气液分离器的位置，使分离器进入总管的气流分布更均匀，利于多台压缩机同时工作时气量分配；3 、加强气液分离器底部支撑。第180页/共190页第181页/共190页第182页/共190页第183页/共190页第184页/共190页第185页/共190页第186页/共190页第187页/共190页第188页/共190页第189页/共190页