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往复式压缩机的控制
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你可能喜欢往复活塞式压缩机 【范文十篇】
往复活塞式压缩机
范文一：一、活塞式压缩机的主要优缺点
最大的优点是从低压到超高压，适应压力范围广。工作稳定性好。压力与流量的关系不大。效率高。适应性强。缺点：结构复杂、易损件多；吸入排出气体易引起设备及管路振动；惯性力造成转速不能太高，因而不适于大排量的场合；活塞润滑会造成压缩介质的污染。
二、、采用多级压缩的理由，级数选择原则，压力的分配。
多级压缩的理由：节省功率消耗；中间冷却器的采用，各级接近等温过程；提高气缸容积利用率、降低排气温度、降低活塞力（降低作用在活塞上的最大气体力）。
级数选择的原则：最省功的原则；结构简单，排气温度在允许的范围内。大型、中型压缩机：最省功为原则。小型移动压缩机，重量轻兼顾省功的原则。特殊气体压缩机：取决于排气温度。无油润滑压缩机：取决于排气温度
压力的分配原则：按最省功原则即，按各级压力比相等的原则进行分配，以保证各级消耗的功相等。实际考虑：平衡活塞力；第一级和末级压力比适当降低5%～10%；满足工艺要求，按规定要求；每级压力比不宜超过4；各级压力比乘积应等于总压力比。
三、活塞式压缩机的选用原则
满足工艺条件，气量、气体压力；力求机组效率高，占用厂房面积小，运转可靠，维修方便；根据排气压力和排气量，可在国产压缩机产品样本里选取；考虑必要的备用机组，即采用适当的保证系数；为使压缩机操作、维护方便，应力求选用同一型号的；当用气量不同，应选容量大小不同的机组,以免经常停车启动；同一压力参数时，不要超过二种型号。
四、压缩机的气量调节（减荷阀、回流、强制顶开吸气阀、部分行程压开吸气阀、余隙、转速）。
四、离心式压缩机的适用场合，主要优缺点。
单级流量大；运转可靠性高；易损件少，维修方便；气体不与机器润滑系统的油接触；转速较高。不适用于气量太小及压力比过高的场合；稳定工况区较窄；效率较活塞压缩机低。
五、离心式压缩机的性能调节。
改变转速的调节方法；压缩机进口节流调节方法；转动进口导叶调节方法；转动扩压器叶片调节方法；出口节流调节方法；同时采用两种调节方法。
六、喘振及堵塞工况的形成和控制。
流量减小，离心式压缩机不能稳定工作，气流出现脉动，振动加剧，机器噪音增大。
这种不稳定的振荡现象，就称为喘振。
喘振原因：喘振的内因：流量过小，小于压缩机的最小流量。喘振的外因：管网有一定容积，且压力高于压缩机的排压，造成气流倒流，产生大幅度的气流脉动。脉动的频率和振幅与管网容量有关。喘振的危害：压缩机性能恶化，压力、效率降低；出现异常噪声、吼叫和爆音；机组出现强烈振动，使得压缩机的轴承、密封损坏，转子和固定部件发生碰撞，造成机器严重破坏。防喘振的措施{机器进出口设置监视仪表和防喘振控制系统；降低转速；开大入口阀；降低后部系统压力；后部系统压力无法降低而生产需求流量又很小的情况下，开大压缩机防喘振阀。
七、连续方程、欧拉方程、能量方程、伯努力方程以及热力过程和压缩功表达式关联解决了哪些问题？
连续方程：压缩机结构设计。欧拉方程：气体经过高速旋转的叶轮获得多少能量。能量方程：获得的能量使气体的温度和动能增加。伯努力方程：机械能与气体压力p、流速c 和能量损失之间的相互关系，解决了能量如何进行分配的问题。 热力过程方程和压缩功的表达式关联：气体压力升高到规定值需要多少有效能量头
八、油膜振荡的定义、特点及防治方法
定义：当转子转速升高到二倍于一阶临界转速时，半速涡动的角速度恰好等于一阶临界转速ωc1，则转子与轴承等发生共振性振荡，称为油膜振荡。
特点：油膜振荡一旦产生，其振荡频率就趋近并保持一阶临界转速的频率不变，不再随转子转速的升高而变化；油膜振荡的振幅比半速涡动的振幅大得多，有毁坏机器的危险；为避免油膜振荡，要求工作转速小于二阶临界转速。
防止油膜振荡的方法：1、提高转子刚度，即提高转子的一阶临界转速。但多级压缩机多用高速轻载柔性转子，提高刚度较困难。2、采用抑振性能良好的轴承，改变轴承的结构或参数。
九、浮动环间隙密封的结构形式和密封原理，自对中特性
结构形式：考虑到轴和密封环的相对热膨胀，间隙h一般为10~20μm。弹簧力和介质压力的作用，使密封通过一O形密封圈与壳体上的一个垂直于轴表面的光滑表面保持接触，密封环可以沿径向自由移动，但受定位销钉的限制不能转动。考虑到密封环与轴可能出现的摩擦磨损，密封环一般由减摩或耐磨材料制造，如石墨、碳化硅等。
对中机理：浮动环间隙密封在工作过程中具有自对中特性；密封环安装之后，其内表面与轴之间存在一定间隙，且不可避免地存在一定程度的偏心。为减少磨损和泄漏率，偏心程度应尽可能地小。在流体动压润滑轴承中，偏心间隙产生的流体动压力支撑起轴承载荷，使轴浮于油膜之上；由于浮动环与轴的偏心，轴旋转时产生的流体动压力将使得环浮起，并与轴趋于同心，形成非接触状态。
十、干气密封的结构和工作原理
结构：和传统上的液相用机械密封类似，只不过气膜机械密封的两端面被一稳定的薄气膜分隔开，成为非接触状态。它与机械密封有相似的剖面外形，特别之处在于动环表面加工出一系列沟槽（深度一般为0.mm），这些沟槽在轴旋转时可对气体的溢出有抑制作用，当气体压力与弹簧力平衡后，在动静环间形成气膜使动静环互不接触。
工作原理：密封气体注入密封装置后，动静环均受到流体的静压力作用。当动环随轴转动时，螺旋槽里的气体被剪切，产生动压力，气体从外缘流向中心，而密封坝抑制气体流动，气体压力升高，动静环分开，当气体压力与弹簧恢复平衡后，维持一最小间隙，形成气膜，密封工艺气体。密封气体常用厂内自产的脱硫后的干气，既方便又经济。
十一、轴流式压缩机主要特点： 流量大，重量轻，体积较小。静叶可调时流量调节范围宽。单级压低，稳定工况区较窄，性能曲线较陡，易喘振。对固体杂质敏感，叶片易受磨损，需设入口过滤器。前1、2级动叶片较易损坏。 十二、螺杆压缩机的特点和适用场合。
可靠性高；操作维护方便；动力平衡性好；适应性强；多相混输。缺点：造价高、不能用于高压场合、不能制成微型。
十三、螺杆压缩机的调节手段。
转速调节、吸气节流、停转调节、进排气管连同调节、滑阀调节
一、活塞式压缩机的主要优缺点
最大的优点是从低压到超高压，适应压力范围广。工作稳定性好。压力与流量的关系不大。效率高。适应性强。缺点：结构复杂、易损件多；吸入排出气体易引起设备及管路振动；惯性力造成转速不能太高，因而不适于大排量的场合；活塞润滑会造成压缩介质的污染。
二、、采用多级压缩的理由，级数选择原则，压力的分配。
多级压缩的理由：节省功率消耗；中间冷却器的采用，各级接近等温过程；提高气缸容积利用率、降低排气温度、降低活塞力（降低作用在活塞上的最大气体力）。
级数选择的原则：最省功的原则；结构简单，排气温度在允许的范围内。大型、中型压缩机：最省功为原则。小型移动压缩机，重量轻兼顾省功的原则。特殊气体压缩机：取决于排气温度。无油润滑压缩机：取决于排气温度
压力的分配原则：按最省功原则即，按各级压力比相等的原则进行分配，以保证各级消耗的功相等。实际考虑：平衡活塞力；第一级和末级压力比适当降低5%～10%；满足工艺要求，按规定要求；每级压力比不宜超过4；各级压力比乘积应等于总压力比。
三、活塞式压缩机的选用原则
满足工艺条件，气量、气体压力；力求机组效率高，占用厂房面积小，运转可靠，维修方便；根据排气压力和排气量，可在国产压缩机产品样本里选取；考虑必要的备用机组，即采用适当的保证系数；为使压缩机操作、维护方便，应力求选用同一型号的；当用气量不同，应选容量大小不同的机组,以免经常停车启动；同一压力参数时，不要超过二种型号。
四、压缩机的气量调节（减荷阀、回流、强制顶开吸气阀、部分行程压开吸气阀、余隙、转速）。
四、离心式压缩机的适用场合，主要优缺点。
单级流量大；运转可靠性高；易损件少，维修方便；气体不与机器润滑系统的油接触；转速较高。不适用于气量太小及压力比过高的场合；稳定工况区较窄；效率较活塞压缩机低。
五、离心式压缩机的性能调节。
改变转速的调节方法；压缩机进口节流调节方法；转动进口导叶调节方法；转动扩压器叶片调节方法；出口节流调节方法；同时采用两种调节方法。
六、喘振及堵塞工况的形成和控制。
流量减小，离心式压缩机不能稳定工作，气流出现脉动，振动加剧，机器噪音增大。
这种不稳定的振荡现象，就称为喘振。
喘振原因：喘振的内因：流量过小，小于压缩机的最小流量。喘振的外因：管网有一定容积，且压力高于压缩机的排压，造成气流倒流，产生大幅度的气流脉动。脉动的频率和振幅与管网容量有关。喘振的危害：压缩机性能恶化，压力、效率降低；出现异常噪声、吼叫和爆音；机组出现强烈振动，使得压缩机的轴承、密封损坏，转子和固定部件发生碰撞，造成机器严重破坏。防喘振的措施{机器进出口设置监视仪表和防喘振控制系统；降低转速；开大入口阀；降低后部系统压力；后部系统压力无法降低而生产需求流量又很小的情况下，开大压缩机防喘振阀。
七、连续方程、欧拉方程、能量方程、伯努力方程以及热力过程和压缩功表达式关联解决了哪些问题？
连续方程：压缩机结构设计。欧拉方程：气体经过高速旋转的叶轮获得多少能量。能量方程：获得的能量使气体的温度和动能增加。伯努力方程：机械能与气体压力p、流速c 和能量损失之间的相互关系，解决了能量如何进行分配的问题。 热力过程方程和压缩功的表达式关联：气体压力升高到规定值需要多少有效能量头
八、油膜振荡的定义、特点及防治方法
定义：当转子转速升高到二倍于一阶临界转速时，半速涡动的角速度恰好等于一阶临界转速ωc1，则转子与轴承等发生共振性振荡，称为油膜振荡。
特点：油膜振荡一旦产生，其振荡频率就趋近并保持一阶临界转速的频率不变，不再随转子转速的升高而变化；油膜振荡的振幅比半速涡动的振幅大得多，有毁坏机器的危险；为避免油膜振荡，要求工作转速小于二阶临界转速。
防止油膜振荡的方法：1、提高转子刚度，即提高转子的一阶临界转速。但多级压缩机多用高速轻载柔性转子，提高刚度较困难。2、采用抑振性能良好的轴承，改变轴承的结构或参数。
九、浮动环间隙密封的结构形式和密封原理，自对中特性
结构形式：考虑到轴和密封环的相对热膨胀，间隙h一般为10~20μm。弹簧力和介质压力的作用，使密封通过一O形密封圈与壳体上的一个垂直于轴表面的光滑表面保持接触，密封环可以沿径向自由移动，但受定位销钉的限制不能转动。考虑到密封环与轴可能出现的摩擦磨损，密封环一般由减摩或耐磨材料制造，如石墨、碳化硅等。
对中机理：浮动环间隙密封在工作过程中具有自对中特性；密封环安装之后，其内表面与轴之间存在一定间隙，且不可避免地存在一定程度的偏心。为减少磨损和泄漏率，偏心程度应尽可能地小。在流体动压润滑轴承中，偏心间隙产生的流体动压力支撑起轴承载荷，使轴浮于油膜之上；由于浮动环与轴的偏心，轴旋转时产生的流体动压力将使得环浮起，并与轴趋于同心，形成非接触状态。
十、干气密封的结构和工作原理
结构：和传统上的液相用机械密封类似，只不过气膜机械密封的两端面被一稳定的薄气膜分隔开，成为非接触状态。它与机械密封有相似的剖面外形，特别之处在于动环表面加工出一系列沟槽（深度一般为0.mm），这些沟槽在轴旋转时可对气体的溢出有抑制作用，当气体压力与弹簧力平衡后，在动静环间形成气膜使动静环互不接触。
工作原理：密封气体注入密封装置后，动静环均受到流体的静压力作用。当动环随轴转动时，螺旋槽里的气体被剪切，产生动压力，气体从外缘流向中心，而密封坝抑制气体流动，气体压力升高，动静环分开，当气体压力与弹簧恢复平衡后，维持一最小间隙，形成气膜，密封工艺气体。密封气体常用厂内自产的脱硫后的干气，既方便又经济。
十一、轴流式压缩机主要特点： 流量大，重量轻，体积较小。静叶可调时流量调节范围宽。单级压低，稳定工况区较窄，性能曲线较陡，易喘振。对固体杂质敏感，叶片易受磨损，需设入口过滤器。前1、2级动叶片较易损坏。 十二、螺杆压缩机的特点和适用场合。
可靠性高；操作维护方便；动力平衡性好；适应性强；多相混输。缺点：造价高、不能用于高压场合、不能制成微型。
十三、螺杆压缩机的调节手段。
转速调节、吸气节流、停转调节、进排气管连同调节、滑阀调节
范文二：六.系统应用
1．液喷射及油冷却器应用
依据复盛压缩机的允许运转范围，由于中低温应用系统中压缩机压比大，其使用将造成排气高温、及油温太高等现象。为使机组可以正常达到运转要求，需配置液喷射或油冷却器，使其得到运转范围中的额外冷却，以达到保护压缩机的目的。
1-1液喷射应用
引用系统中一部份液态制冷剂，直接进入压缩室或马达吸气侧藉以降低排气温度和马达线圈温度。
排气温度达到设定温度时，温度开关感应排气温度而控制液路电磁阀，而液态制冷剂通过电磁阀和节流装置(可采用高温膨胀阀斯坡兰Y1037系列)，进入压缩室或马达吸气侧，利用液态制冷剂的潜热，得到冷却效果。
液喷射温度控制器温度设定表：
喷液控制温度
1-2油冷却器应用
在恶劣的工况（高冷凝温度或低蒸发温度）下运转，使用油冷却器有其必要性，尤其在排气温度超过100℃时。油冷却器的给油温度条件：50℃~70℃。
启始（排气温度） 85℃
终止（排气温度） 79℃
润滑油类型 FS150R FS120R
粘度 168 127.7
制冷剂 冷凝温度 蒸发温度 <60 <52
+12.5~-50 +7.5~-50
排气温度 Ca60~ max 100
喷油温度 Max100 Max100
R404A/R507A
润滑油参数表
如果油温会过低时，则可设置旁通阀或冷热混合阀。
油冷却器应用有空气冷却法、制冷剂冷却法、水冷却法等等。无论那种方法均须考虑压降(包含连接管路的压降)，压降需小于0.5bar。要在最少油循环量许可下操作，若油冷
却器压降较大，则应设置旁通阀，避免供油量不足，而压缩机供油最低压差为4 bar。
下图为油冷却器连接示意图
RSL-MS/RSL-DS单系统水冷油冷却器连接示意图
RSL-MS/RSL-DS单系统风冷油冷却器连接示意图
RSL-MP/RSL-DP并联系统水冷油冷却器连接示意图
RSL-MP/RSL-DP并联系统风冷油冷却器连接示意图
液体制冷剂直接喷射
一种相对简便、价格便宜的提供额外冷却的方法是在中间压力处或电机马达进行液体喷射。但当额外制冷量超过压缩机制冷量的 10%时，只能采用油冷却的方法了。因为，液体喷射太多制冷剂会使油的粘度变稀从而使润滑效果变差。
液喷冷却油冷连接示意图
3．节能器的应用
节能器（经济器）的应用类似双级压缩原理，即利用螺杆压缩机吸气、压缩、排气为单方向进行的特点，在压缩机中部设置补气口，吸入从节能器（经济器）来的闪发蒸气。这样被压缩的制冷剂气体量增加了，同时闪发蒸气吸收原先吸入的蒸气的热量使其过冷，故提升了制冷量，但压缩功也略有增加。节能器（经济器）系统用于高压缩比下其效益较明显，(低温系统)。经济器系统可配置闪蒸桶(Flash tank)与过冷却器(Liquid sub-cooler)两种。 节能器（经济器）系统示意图：
节能器的应用（采用闪蒸器的二次节流循环）
节能器的应用（采用版式换热器的一次节流，液体过冷循环）
● 请依据复盛选型软件中相关技术参数获得节能器性能。
● 可以采用壳管式、套管式或板式热交换器。过冷器的热交换量可以由带经济器
时的制冷量与无经济器时的制冷量之间的差值计算得到，过冷液体的温度应比中间压力时的饱和温度至少高10K.
● 节能器（经济器）系统的节能器（经济器）在停止运行时，可能会有部分油或
制冷剂气体从压缩机补气口排出。建议在节能器（经济器）系统的管路中加装单向阀。
● 压缩机补气口直接通向螺杆转子，建议在系统接管中加装过滤器。
● 螺杆压缩机的主要震源为螺杆部分，在配制节能器（经济器）接管时须考虑减
4,冷凝压力调节
为保证有分离器的高效率和润滑油的供应，有必要对冷凝压力进行有级或无极调节，
快速降低压力会导致泡沫形成，油发生转移，油监控系统切断压缩机运转。由于冷凝压力较低或建立延迟，会产生润滑油供给不足而切断压缩机运转。在以下条件下，需在压缩机排气管路上另外加装冷凝压力调节阀（油分离器出口）或油泵。
? 环境温度较低或室外安装冷凝器
? 当启动时高压侧热交换器液体温度较低，吸气压力较高时。 ? 热气容霜，逆循环时 ? 双级压缩系统
5，并联系统
由于外接储油器和可能共用有分离器，复盛并联型中低温压缩机最多可达6台压缩
机并联运行。
5.1并联系统的优越性：
? 扩大制冷量范围（最多6台压缩机并联） ? 相同或不同冷量压缩机并联 ? 可达到不同蒸发温度 ? 无损失能量调节
? 优化的润滑油分配（共用储油器） ? 启动时对电网冲击小 ? 运行可靠性高 ? 安装简单
采用共用水冷油冷却器的并联组合系统
共用风冷油冷却器的并联组合系统
不同蒸发温度的并联机组
共用油分、水冷油冷却器和油泵的并联机组
5.2并联机组管路设计与布置的一般建议
螺杆压缩机能够用类似活塞式压缩机的方法来构成一个系统。只是由于油路有其特殊性需要引起特别注意。 对于回路管道比较短的情况，其管道直径的大小主要是由截止阀的名义尺寸来确定。基本的应用准则是根据流速（回油）来确定管道直径。
管道布置与系统的结构必须特别设计，以使在停机期间不至于会有液体制冷剂和润滑油回流到压缩机中。由于这个原因从压缩机引出的吸排气管道起先都应是向下连接的。必须对系统采取附加的措施（提供简单的保护也可防止在启动期间的液击现象），对于直接蒸发系统来说，可以采用蒸发器出口带一段向上的长颈管或将压缩机安装在蒸发器的上面（对抽“空”系统不必如此）。在进入膨胀阀之前液体管路上还需要配备一个电磁阀。
采用HCFC/HFC制冷剂的“满液式蒸发器”系统需要在蒸发器或低压储液器处设置独立回油装置。放油点（适宜用多个）应设置在液平面（富油段层）的范围。回流管应接入吸气管道，回流管中制冷剂可用热交换器加热方法处理，必须先将其蒸发然后再进入吸气管道中。有剧烈变化的液面（例如：液泵系统）放油点应在最低点或者在循环油泵排出汇集管下至具有足够落差的那端截面，以确保排气顺利汇入水平管道上。
由于油分离器的安装位置为首选条件，而这些设备通常允许吸气管路低于压缩机的平面进行工作，所以这是一个明智的解决方法。
由于振动极低和排气脉动很小，所以排气管道通常不用柔性接头和消声器。然而接管必须有充分的柔性，以达到不在压缩机上施加任何应力。应避免管道的截面长度处于临界状态（同样取决于运行工况和制冷剂种类）。
油分离器上安装电加热器是防止在停机时高压制冷剂稀释润滑油。这可以通过一个恒温控制器来控制，温度设定为70℃。另外建议在停机时采用旁通以减小油分离器中的压力降至循环时的吸气压力，并且这样就可减小制冷剂的饱和度，此外也达到了压缩机卸载启动的目的。油分离器出口必须安装一个单向阀。
压缩机必须保护以防止污物（污垢，锈蚀及磷酸盐堆积物）等污染。对于使用较为普遍的支管系统，清洁度检查是非常困难的，所以在吸气侧管路中必须使用精细过滤器（网目最大为25μm）。另外，还需一个较大规格的优质过滤干燥器以确保系统的高干燥度及化学稳定性能。
范文三：摘 要：本文通过实际案例，说明活塞杆与活塞的连接处由于预紧力过大，会导致活塞杆与活塞连接的部分提前发生疲劳失效，针对该情况，本文提供了三种活塞杆与活塞连接的结构形式，并说明其安装方法。 　　关键词：活塞杆 活塞 预紧力 疲劳失效 　　中图分类号：TH457 文献标识码：A 文章编号：（2014）04（c）-0085-02 　　往复式压缩机是一种应用范围广、需求量大的通用型机械设备，它的主要工作原理是：通过曲柄连杆机构，将传动机构的旋转运动转换为活塞的往复直线运动来压缩气体。本文主要是围绕着往复式压缩机中活塞杆与活塞的连接结构而进行的分析和讨论。 　　依据以往经验，若活塞杆与活塞的连接结构设计得当，则可以有效地提高活塞部件的使用寿命，确保长周期使用；反之，会给压缩机的正常运行埋下潜在安全隐患，甚至给用户直接带来严重的经济损失。 　　1 案例分析 　　图1中显示的是某型号压缩机的活塞杆在活塞连接段处发生断裂的案例，其断裂的原因经中科院分析确定为疲劳断裂。虽然疲劳断裂属于正常的失效形式，是零件长期使用的必然结果，但是该活塞杆的疲劳断裂却仅用了2个月。经过分析和推理，我们不难判定，造成活塞杆在活塞连接段处发生短周期疲劳断裂的主要原因是活塞杆与活塞连接的预紧力过大，导致活塞杆与活塞连接的部分长期工作在较高应力状态下，进而降低了活塞杆的寿命周期，使其提前发生疲劳断裂。分析其应力过大的原因，主要有以下几种可能性： 　　（1）活塞杆在加工制造过程中，可能存在形位公差误差过大的现象，这样会导致活塞杆与活塞装配后相互之间发生别劲，使活塞杆在活塞连接段处产生较大的弯曲应力。 　　（2）活塞杆与活塞装配时，操作者未严格按照装配图要求进行安装，导致装配后的活塞部件预紧力过大，进而导致活塞杆的拉伸应力过大。 　　（3）设计者在设计活塞杆与活塞连接结构时，对预紧力的考虑过于保守，反而却忽略了活塞杆的应力水平，直接导致活塞杆在设计阶段就存在拉伸应力过大的问题。 　　2 活塞杆与活塞连接的结构形式 　　活塞杆与活塞预紧连接的方法不同，其结构形式也有所不同，根据以往所见，活塞杆与活塞预紧连接的方法大致有几种：扭矩法、螺母转角法，液压拉伸法等，这几种方法在机械设计手册中均有详细讲述。 　　扭矩法适用于小型往复压缩机的活塞部件使用，装配时，按照计算好的力矩拧紧即可（见图2）。该方法控制预紧力的精度较低，一般情况下，误差在±25%之间。 　　螺母转角法适用于中小型往复压缩机的活塞部件使用，安装时，较小的螺母直接按照计算好的角度旋转到位即可；较大的螺母则需要先将活塞杆与活塞连接的部分加热，使其热胀变长，然后按照计算好的角度旋转螺母，冷却后变得到我们设计所需的预紧力（见图3）。 　　液压拉伸法适用于大中型往复压缩机的活塞部件使用，装配时，需要用专门的液压拉伸装置拉伸连接件到一定的轴向力（该轴向力应与需要的预紧力相等），拧紧螺母后，除去轴向力即可得到需要的预紧力（见图4）。该方法控制预紧力的精度较高，但是拆装比较繁琐，成本也较高。 　　3 结语 　　通过以上对活塞杆与活塞连接结构的分析和讨论，希望能给大家提供一个简单、实用、正确的设计思路，方便以后的设计工作。同时，帮助大家避免设计中的一些失误与不足。 　　参考文献 　　[1] 郁永章，姜培正，孙嗣莹.压缩机工程手册[M].中国石化出版社，2011. 　　[2] 机械设计手册编委会.机械设计手册（第2卷）[M].3版.北京：机械工业出版社，2004. 　　[3] 李益民.机械制造工艺设计简明手册[M].北京：机械工业出版社，1994.
范文四：第一节 往复压缩机的基本结构 和工作原理
一 基本构成和工作原理
运动机构：皮带轮、曲轴、连杆、十字头组成 工作机构：气缸、活塞、填料、汽阀组成 机身：支承工作与传动部件，有的兼作油箱
此外还有润滑系统、冷却系统 以及调节系统
运动机构是一种曲柄连杆机构，把曲柄的 旋转运动变为十字头的往复运动。 机身用来支承和安装整个运动机构和工作 机构，又兼作润滑油箱用，曲轴用轴承支承在 机身上，机身上有两个滑道又支承着十字头， 两个气缸分别固定在L型机身的两臂上。 工作机构是实现压缩机工作原理的主要部 件。 气缸呈圆筒形，两端都装有若干吸气阀，活 塞在气缸中作往复运动。L型压缩机有两个气 缸，一般垂直列为一级缸，水平列为二级缸。 在每个气缸内都经历膨胀、吸气、压缩、排气 四个过程，其工作原理完全一样的。
现以L型压缩机的二级缸为例来分析说明。
图3-2是L型空气压缩机二级缸的工作原理图。 图3-2（a），在曲柄转角α=0~40°间，活塞自外 止点开始向右移动。位于活塞左侧（称盖侧）的缸内 容积就逐步增大，而右侧（称轴侧）的缸内容积就逐 步缩小。 盖侧在P-V图上表示过程为c-d，称为膨胀过程。 轴侧在P-V图上表示过程为a-b，称为压缩过程。
(a) (盖侧）膨胀 (轴侧）压缩 0－40度
（b） (盖侧）吸气 （c) (盖侧）压缩 (轴侧）压缩－排 40－180度 (轴侧）膨胀－排气 180－280度
(d） (盖侧）排气 (轴侧）吸气 280－360
连杆是将作用在活塞上的气体力等各种力传 递给曲轴，又将曲轴的旋转运动转换为活塞的往 复运动的机件。 连杆包括大头、小头、杆体三部分。如图3-4 所示。
十字头是连接活塞杆与连杆的零 件，它有导向作用。 压缩机中大量采用连杆小头放在十 字头内的闭式十字头。少数压缩机采用 与叉形连杆相配的开式十字头。
十字头与连杆的连接由十字头销来完成。
气缸是活塞式压缩机工作部件中的主要部 分。根据压缩机不同的压力、排气量、气体性 质等需要选用不同的材料和结构型式。 基本要求：足够的强度和刚度；良好的冷 却、润滑及耐磨性；尽可能减少余隙和气体阻 力；利于制造和便于检修；符合系列化、通用 化、标准化的三化要求，以便于互换。
工作压力低于60×105Pa的气缸用铸铁制造； 工作压力在（60-200）×105Pa的气缸用稀土球墨 铸铁或者铸钢制造； 更高工作压力用碳钢或合金钢锻造。 为增加气缸的耐磨性和密封性，工作表面的加工 要求较高，一般表面粗糙度Ra不大于0.4μm;中等缸 径（D≤600mm)的气缸，表面粗糙度Ra=0.4-0.8μm; 大直径（D＞600m
m）的气缸，表面粗糙度Ra不大于 1.6μm。
根据气缸冷却方式，可分为风冷和水冷两 种。风冷式气缸一般用于小型低压移动式压缩 机。它的结构简单，重量轻。 大部分气缸用水冷却，铸铁气缸可铸成有 冷却水道的双层壁结构。铸造较困难。
双层壁铸铁气缸
三层壁铸铁气缸
气阀布置在气缸盖上
气阀是往复活塞式压缩机中重要部 件，也是易损坏的部件之一。 气阀在气缸上布置方式对气缸结构有很 大影响。布置气阀的要求是：通道截面 大、余隙容积小、安装和修理方便。
阀座：同心圆环或孔状 阀片：运动启闭元件 升程限制器：又称阀盖，限制阀升起高度， 也是弹簧座。 弹簧：配合气流推力，控制启闭运动 其他：连接螺栓、螺母及锁紧件（如开口销 等）。
进气阀工作示意图
进气过程：缸内气体膨胀，压力不断降 低，当缸内压力低于进气管内压力，阀片上的 压差大于弹簧力及阀片的惯性力时，阀片开 启，气体进入气缸；当活塞快接近内止点时， 活塞速度和气流速度急剧变小，阀片压差也减 小，直到压差不足以克服弹簧力时，阀片回到 阀座上，气阀关闭。
至于排气阀的启闭，和吸气阀完全一样，只 是运动方向相反而已。 气阀工作性能直接影响压缩机的气缸工作， 对气阀的要求如下： （1）阻力损失小； （2）气阀关闭及时、迅速，关闭时不漏气，以提 高机器效率，延长使用期； （3）寿命长，工作可靠； （4）形成的余隙容积小； （5）噪音小。 此外还要求气阀装配、安装、维修方便、加 工容易。
活塞与气缸构成工作容积，是压缩机中重 要的工作部件。 （1） 筒形活塞 常为单作用活塞，用于小 型无十字头的压缩机，通过活塞销与连杆直接 相连，筒形活塞 的一般典型结构如图3-16， 活塞顶部直接承受缸内气体压力。
（2）盘形活塞 用于中、低压双作用气 缸。盘形活塞通过活塞杆与十字头相连。它不 承受侧向力。为减轻往复运动质量，活塞可铸 成空心结构，两端面间用筋板加强，如图316。
螺杆压缩机与活塞机的比较
一、力的平衡性
单螺杆压缩机：气体产生的径向、轴向力自动平衡。
双螺杆压缩机：气体压力产生的径向力无法平衡，轴向力须由平衡活塞平衡。 往复活塞式压缩机： 曲轴旋转时产生大的惯性力，活塞运动时滑动速度变化大。
二、驱动方式
单螺杆压缩机：与电动机直接联或加带轮 。
双螺杆压缩机：与电动机直联或加带轮，转速较高时须加增速齿轮 。
往复活塞式压缩机：加带轮，很少与电动机直联。
单螺杆压缩机：中速（r/min）时效率高，直联，比功率5.9～6.4KW/（m/min）。
双螺杆压缩机：高速（r/min）时效率高，加增速齿轮，比功率6.0～
6.6KW/(m/min) 。
往复活塞式压缩机：低速(600～1500r/min),磨擦副多，效率较低，比功率7.0～
8.2KW/(m/min)。
四、噪声、振动
单螺杆压缩机：力平衡性好、振动小、噪声低，一般为60～68dB（A）。
双螺杆压缩机：力平衡性差、二金属螺杆啮合时有高频噪声，64～78 dB（A）。
往复活塞式压缩机：振动大，需用基础固定，低频噪声80 dB（A）以上。
五、耐久性
单螺杆压缩机：径、轴向力完全平衡，轴承寿命长，转子轴承为3万h，星轮轴承为5万h。
双螺杆压缩机：二转子负荷大，轴承寿命短，一般为万h 。
往复活塞式压缩机：磨擦部件多，机械损耗大，阀片、活塞环等易损件为h。
六、装配性
单螺杆压缩机：零部件少，可独立装配、调整后进入总装。
双螺杆压缩机：转子轴承负荷大，结构复杂，装配、调整时需专门工场 。 往复活塞式压缩机：部件多，一般需在总装时进行现场调整。
七、维修性
单螺杆压缩机：主机机壳采用整体结构后，星轮侧有大窗口，维修方便 。 双螺杆压缩机：转子轴承寿命较短，更换时须打开机壳，工作量大 。
往复活塞式压缩机：易损件更换频繁，拆卸工件量大，维修困难。
单螺杆压缩机：体积最小，箱式隔声包装的结构紧凑，维修容易 。
双螺杆压缩机：主机体积小，但驱动装置的空间被分隔 。
往复活塞式压缩机：体积、重量都较大，振动大，需要基础加以固定。
范文六：往复活塞式压缩机特性参数的确定
【关键词】往复活塞式压缩机
【摘要】往复活塞式压缩机特性参数的确定
往复活塞式压缩机是容积式压缩机的一种，它是利用活塞在气缸中对流体进行挤压，而使流体压力提高并排出的压缩机械。与其它类型压缩机相比，往复活塞式压缩机具有以下优点：
1）适用压力范围广，超高压、高压、中压、低压均可，而尤其以高压最为优越。2）热效率高，一般大、中型机组绝热效率可达0.7～0.85左右[1]。3）适应性较强，排气量范围较广，在小排气量下亦能保持 较高效率，而且排气量受排气压力波动的影响较小[2]。
但由于其结构复杂，易损件较多，故检修工作量大，且由于往复惯性力的限制，转速较低，基础也较笨重。因此，随着离心式压缩机应用技术的日趋成熟，部分领域内的往复压缩机亦由离心式压缩机所代替。但在炼油、化工工业等领域中，往复式压缩机以其独到的优势而仍占据着其不可替代的重要作用[3]。在往复式压缩机选型设计过程中，首先需要根据工艺条件初步估算压缩机的一些基本特性参数，用以作为向制造厂商询价用的基础资料。一般来说，由于工况条件及压缩介质的不同，各特性参数的确定方式及要求亦有所不同。以下将对几种基本的特性参数加以论述，并给出估算方法。
压缩机轴功率
压缩机轴功率是指驱动机传递给压缩机主轴的功率，它除了提供内部功率(指示功率)外，还要用来克服活塞与气缸，活塞杆与填料函，十字头与滑道，连杆与十字头销及曲柄销，主轴与轴承等磨擦副的机械磨擦损失。
1.1多变过程压缩功
的确定直接关系到气体压缩过程。压缩机的实际压缩过程是一个既有状态变化又有热功交换的过程，即多变过程，按热力学气体状态方程，多变过程方程如下；
式中m为多变指数，其值除了与压缩介质的性质有关系外，主要取决于气体与外界的热交换及气体流动过程中的能量损失。多变指数m不可能用解析法求得，对往复式压缩机一般是从实测气缸示功图上取得，或者通过验算压缩机的操作数据而得。这样的一些作法所得到的m值都只是在平
均意义上的近似值。按热力学定义，过程功(压缩功)为
综合（2）。在初态1到终态2上积分式（3）得：
故理想气体过程压缩功的计算式，
1.2实际气体压缩指示功率
1.2.1实际气体的压缩性系数
由于实际气体与理想气体的差异，原简单的理想气体状态方程已不能正确反映实际气体的状态描述，针对于实际气体的热力状态方程，主要有二大体系，即范德瓦尔方程和维里方程，但工程上最常用的还是以简单的系数来修正理想气体状态方程，而得到实际气体状态方程即：
即为压缩性系数，表征实际气体偏离理想气体的程度， 值可通过相关气体特性曲线中查得。
1.2.2实际气体的等熵过程
实际气体等熵过程中温度与压力的关系式为：
指数 反映实际气体压缩后压力与温度的关系，称为温度等熵指数。 受温度和压力的影响相对较小，故常取 来求得排气量和指示功率。
1.2.3实际气体指示功率
1、理论气体压缩循环
如果假设：(1)排气终了时气体全部被活塞排出气缸；(2)进、排气过程中气体状态与进排气管内相同；(3)气体压缩过的过程指数为一定值；(4)气缸无气体泄漏。则理论压缩循环示于压—容图见图1。
图1 理论压缩循环示于压—容图
进气过程中，气体对活塞所作的功为：
压缩过程中，活塞对气体作功为：
排气过程中，活塞对气体所作的功为：
整个理论压缩循环功为三者代数和
2、实际气体压缩循环
考虑实际气体压缩过程中的余隙气体的存在、气阀阻力、热交换及气体泄漏的影响，其压缩循环示于压一容图如图2所示。图3为图2等功简化图。
从图2、图3可见，实际气体的实际压缩循环功为：
图2 实际气体压缩循环指示图
图3等功简化指示图
近似取 ，带入上式得：
式中 、 取名义进出气状态下的压缩性系数，则指示功率为，
式中n为曲轴转速；一般情况下，特别是双原子气体， 可由 值代替， 可按以下取值：1）单原子气体： ；2）双原子气体： ；3）多原子气体： 。
综合式(1)、(8)和(9)式可得：
这样，根据工艺条件，按上式即可迅速初步得到压缩机的轴功率 。
压缩机的排气量
2.1排气量影响因素
由于实际压缩机存在气体泄漏，所以排气量一定少于进气量,单级压缩机的排气量被定义为压缩机排出的气体容积流量换算成压缩机进气状态下的气体容积流量，以 表示，
定义泄漏系数：
参照式(11)，排气量
结合行程容积 ，
所以排气量计算式为，
式中，n为曲轴转速，rps； 为行程容积， ； 为容积系数； 为温度系数； 为泄露系数； 为压力系数。
由上式可看出，排气量与容积系数、温度系数、泄露系数和压力系数、每级的汽缸行程容积及压缩机转速有关。
2.2容积系数(容积效率)
容积效率习惯又称为容积系数 ，它主要是用于表征气缸行程容积利用程度的一个系数，定义余隙容积为 ，有实际气体的过程方程得，
令压缩比 ， 由容积系数的定义可得，
相对余隙 a的大小很大程度上取决于气阀在气缸上的布置方式，气阀的结构形式和压缩的级次以及同一级次气缸行程与气缸径之比值等，一般 值在下列范围内：低压级 ，中压级 ，高压级 。一般情况下，气阀布置在缸盖上 值较小，而径向布置在缸壁上的 值则较大；采
用直流阀比使用环状阀和网状阀的 值大，使用组合阀(进、排气阀组合成一个整体)的气 值相对最大，高速行程压缩机， 值高达 。
压力比 当a和m一定时，压力比 高，则 减少，使进气量减少，当大到某值时，甚至会出现进气量为零的极限，此时压力比称为极限压力 ，压力比过大，会使气缸容积利用率降低，还会使气温度过高，所以 一般远小于 ，一般单级最大压比不超过3～4。
膨胀指数 膨胀指数 的大小除与气体性质有关外，主要取决于余隙气体在膨胀过程中与气缸壁热交换的情况，当气体得到热量多时， 较小， 较小；高压级气缸的热交换面积远小于低压级气缸，所以气缸与外界的热交换远不如低级压充分，因而其值接近于 ，设计中一般推荐 值如表1。
表1实际膨胀过程多变指数
进气压力105Pa
＝1十0.5( —1)
＝1十0.62( —1)
＝1十0.75( —1)
＝1十0.88( —1)
2.3压力系数
气体经过进气阀需克服气阀弹簧力、气阀通道阻力等，故进入气缸后压力下降。在同一进气容积下，气体压力愈低，则其中的气体质量愈小，因而对进气过程来说，进气时压力下降，等于损失了进气量、所以可以认为压力系数 表示由于压力降低使进气量减小的程度，按经验， [4]，多级压缩机，其级次愈高， 将愈大，III级以后 。
2.4温度系数
温度系数表示进入气缸的气体由于吸热体积膨胀而使进气量减少的程度， 的大小取决于气体吸热的多少，吸收量愈多， 愈小，具体的 确定可由相关图表查取，一般为双原子气体 。
2.5泄漏系数
对于单级压缩机来说，产生气体泄漏的部位主要有3处：填料函泄漏、气阀泄漏、气缸内活塞泄漏。泄漏系数
式中 为气缸中各泄漏点的相对泄漏值，可按有关图表查取。综上所述，如要增加排气量，则可采取以下措施：a、增加压缩机转速；b、增大气缸直径，提高行程容积；c、减少余隙容积；d、改善气缸冷却状况，或降低进气温度。
由式（6）可得，排气温度计算公式如下，
山东石大科技有限公司一甲烷气加压用单级往复活塞式压缩机，进口压力为16.8 bar（绝），进口温度为25℃；出口压力为43 bar（绝），出口温度为90℃。汽缸直径D为200mm，行程S为320mm，相对余隙 为0.14，压缩机为双作用，活塞杆直径d为70mm，压缩机转速n为500rpm，已知甲烷气的假临界温度 为210K，假临界压力 为45.5bar，温度绝热指数 为
1.316，求此压缩机的容积系数、排气量、排气温度及轴功率。
由已知条件，并查文献[1]，得 为0.96， 为0.95， 为1.278，温度系数 为0.96，泄露系数 为0.94，压力系数 为0.97，取 为0.93，利用公式（14）、（13）、（15）和（10）计算，计算结果见表2。
表2甲烷气压缩机特性参数
实际气体压缩机的性能核算和设计计算是非常复杂的，本文对压缩机的特性参数进行了较详细的理论研究，并给出了容积系数、排气量、排气温度和轴功率的估算方法及计算公式。用这些简化公式可快速确定往复活塞式压缩机的特性参数，对于应用单位进行压缩机的选型设计具有十分重要的指导意义。
范文七：往复活塞式压缩机常见故障浅析
本文论述了L型往复式压缩机常见故障的分析和
判断方法。针对压缩机安装运行过程中常出现缺油和润滑不足问题以及气阀阀片、弹簧、活塞环损坏、气缸过热产生的原因和危害,提出了降低温度、延缓结垢等有效的故障处理措施, 延长了易损件的使用寿命, 提高了压缩机运行的安全性。
关键词 往复式压缩机 缺油
气阀 弹簧 活塞环 气缸 过热
1、 缺油与润滑不足
1.1缺油是很容易辨别的压缩机故障之一，压缩机
缺油时曲轴箱中油量很少甚至没有润滑油。
排出压缩机的润滑油不回来，压缩机就会缺油。
压缩机回油有两种方式，一种是油分离器回油，另一种是回气管回油。油分离器安装在压缩机排气管路上，一般能分离出50-95％的奔油，回油效果好，速度快，大大减少进入系统管路的油量，从而有效延长了无回油运转时间。润滑油进入蒸发器后，一方面因温度低溶解度小，一部分润滑油从制冷剂中分离出来；另一方面，温度低粘度大，分离出来的润滑油容易附着在管内壁上，流动比较困难。蒸发温度越低，回油越困难。这就要求蒸发管路设计和回气管路设计和施工必须有利于回油，常见的做法是采用下降式管路设计，并保证较大的气流速度。对于温度特别低的制冷系统，如－85°C和－150°C医用低温箱，除选用高效油分离器外，通常还添加特殊溶剂，防止润滑油堵毛细管和膨胀阀，并帮助回油。实际应用中，由于蒸发器和回气管路设计不当引起的回油问题并不罕见。对于R22
和R404A系统来说，满液式蒸发器的回油非常困难，系统回油管路设计必须非常小心。对于这样的系统，使用高效油分可以大大减小进入系统管路的油量，有效
延长开机后回气管无回油时间。
当压缩机比蒸发器的位置高时,垂直回气管上的
回油弯是必需的。回油弯要尽可能紧凑，以减小存油。回油弯之间的间距要合适，回油弯的数量比较多时，应该补充一些润滑油。
变负荷系统的回油管路也必须小心。当负荷减小
时，回气速度会降低，速度太低不利于回油。为了保
证低负荷下的回油，垂直的吸气管可以采用双立管。
压缩机频繁启动不利于回油。由于连续运转时间很短压缩机就停了，回气管内来不及形成稳定的高速气流，润滑油就只能留在管路内。回油少于奔油，压缩机就会缺油。运转时间越短，管线越长，系统越复杂，回油问题就越突出。对于没有油压安全开关的全封闭压缩机（包括涡旋压缩机和转子压缩机）和部分半封闭压缩机），频繁启动引起的损坏是比较多的。
压缩机维护同样重要。除霜时蒸发器温度升高，
润滑油粘度减小，易于流动。除霜循环过后，制冷剂流速大，滞留的润滑油会集中返回压缩机。因此，除霜循环的频率以及每次持续的时间也需仔细设定，避免油位大幅度波动甚至油击。
压缩机缺油引起的磨损一般比较均匀。如果润滑
油很少或者没有油，轴承表面就会出现剧烈的摩擦，
温度会在几秒内迅速升高。如果电机的功率足够大，曲轴会继续转动，曲轴和轴承表面会被磨损或划伤，否则曲轴会被轴承抱死，停止转动。活塞在气缸内的往复运动也是一样的，缺油会导致磨损或划伤，严重时活塞会卡在气缸内不能运动。
1.2润滑不足是导致磨损的直接原因。缺油肯定会引起润滑不足，但油润不足不一定就是缺油引起的。以下三种原因也可以造成润滑不足：润滑油无法到达轴承表面；润滑油虽已到达轴承表面，但是粘度太小，不能形成足够厚度的油膜；润滑油虽已到达轴承表面，但是由于过热而分解掉了，不能起到润滑作用。
吸油网或供油管路堵塞、油泵故障等均会影响润滑油的输送，润滑油无法到达远离油泵的摩擦面。吸油网和油泵正常，但轴承磨损、间隙过大等造成漏油和油压过低，会使远离油泵的摩擦面得不到润滑油，造成磨损和划伤。
回液是常见的系统问题，回液的一大危害在于稀释润滑油。被稀释的润滑油到达摩擦面后，粘度低，不能形成足够厚度的保护油膜，久而久之会造成磨损。回液量比较大时，润滑油会很稀，不但不能起到润滑作用，而且还会溶解冲刷原有油膜，引起制冷剂冲刷。
由于种种原因（包括压缩机启动阶段）没有得到
润滑油的摩擦面温度会迅速攀升，超过175°C后润滑油就开始分解。“润滑不足－摩擦－表面高温－油分解”是一个典型的恶性循环，许多恶性事故包括连杆抱轴、活塞卡缸都与这个恶性循环有关。
润滑不足和缺油现象可以在拆开的压缩机中看到。缺油一般表现为大面积、比较均匀的表面损伤和高温，而润滑不足更多的是在一些特定部位的磨损、划伤和高温，如远离油泵的轴承面等。
活塞上下运动时，活塞销的负载是在轴承表面的上部和下部之间轮换的，这可以让润滑油均匀地刷过活塞销，并提供足够的润滑。如果排气阀片弯曲或者折断，或者压缩机长期高压比工作，将造成活塞销单侧润滑不足和磨损，孔隙增大。活塞销有晃动间隙，活塞就会在上止点处被抛出并撞击阀片和阀板，产生撞击声。因此，更换阀片时，应检查活塞销磨损情况。
2、气阀故障
气阀是一种机械自动阀门, 主要作用是控制气体及时吸入与排出气缸。气阀故障约占压缩机故障总数的60%。气阀常见故障有三种: 一是气阀阀片与未经充分处理的工作介质接触, 引发阀片粘附杂物﹑阀片腐蚀等问题;二是阀片启闭时, 与升程限制器和阀座发生周期性碰撞, 使阀片出现微裂纹甚至断裂; 三是气
阀弹簧出现磨损﹑断裂等。
2.1阀片故障
2.1.1阀片端面积有杂物
为了保障压缩机各部件的正常运转, 减轻摩擦表面磨损, 各运动副之间靠润滑油润滑。这些润滑油在高温﹑高压条件下形成碳化物,集聚在阀片端面。积炭的存在影响气阀的散热效率, 导致阀片卡滞﹑气阀及管路堵塞等。另外气体介质中含有的细微固体颗粒, 在压缩机高压气流的推动下猛烈撞击阀片, 易造成阀片损坏。也有部分固体颗粒粘附在阀片上, 把阀片垫高或腐蚀阀片, 使阀片的密封性降低。对于这类问题, 要尽量提高工作介质的过滤精度, 防止润滑油用量过大, 减少积炭量。此外要根据气体介质性质选用相应材质的阀片。
2.1.2阀片断裂
压缩机工作时, 阀片与升程限制器的凸起处发生周期性碰撞, 在此处形成很高的应力集中, 形成微裂纹, 并在此周期性碰撞的作用下, 微裂纹逐渐扩展, 最终导致阀片断裂。另一方面, 由于阀座中几条弹簧的作用力很难一致, 或者气流在流经进排气腔时, 由于阻力的影响在气流通道内产生气流脉动, 使阀片运动不平衡, 加快了阀片外缘与升程限制器的撞击速度
和加大了撞击次数, 从而加速了阀片的断裂。
为了延长阀片的使用寿命, 可对升程限制器进行改造, 加大阀片与升程限制器碰撞时的接触面积, 使它们之间由原来的点接触碰撞变为面接触碰撞, 从而降低应力集中。
2.1.3弹簧故障
气阀弹簧一般总处于周期性的被压缩或伸长状态, 弹簧在升程中具有缓冲阀片与升程限制器的撞击作用, 在回程中有辅助阀片自动复位并保证密封的作用。当气体介质流经阀门时, 作用在阀片上的气体压力超过进气压力时, 阀片开启, 弹簧在气体推力作用下被压缩。当作用在阀片上的气体作用力小于弹簧的恢复力和缸内气体对阀片作用力之和时, 弹簧恢复到自然状态, 阀门关闭。弹簧失效形式主要有折断和弹性改变, 压缩机在工作过程中,随着流经阀门气体介质的作用力的变化, 气阀弹簧作周期性的压缩﹑复位的往复运动, 从而使得弹簧所承受的扭矩和弯曲应力发生相应的周期性的变化, 这样容易导致弹簧发生疲劳破坏。弹簧失效后会导致阀片不能准确﹑平稳地开启和闭合。
2.1.4弹簧表面质量
弹簧表面质量对弹簧的抗疲劳性能的影响很大,
尤其是应力较大的排气阀弹簧,其表面即使受到微小的磨损,也会产生很大的应力集中,导致弹簧疲劳寿命降低。螺旋压缩弹簧在外力作用下,正内侧表面所承受的应力最大,外侧表面最小[ 3 ] 。因此, 当弹簧的内表面出现损伤时, 损伤处就会产生很高的应力集中, 形成断裂源。同时, 高温蠕变和渗碳作用也会使弹簧发生金相组织的脆性改变, 加速弹簧断裂。
2.1.5弹簧选择不当
弹簧力直接影响气阀开启﹑闭合时的准确性。若弹簧弹力选择得过小, 阀片在关闭时,一方面会使阀片停留在升程限制器上的时间延长, 阀片将在活塞更接近止点的位置﹑气流达到更低一些的速度时才开始关闭, 以致活塞到达止点位置时阀片来不及落回阀座, 出现滞后关闭的现象(如图1 所示) 。延迟关闭会造成一部分气体回窜出去而使排气量减少; 另一方面, 阀片在关闭时, 阀片是在弹簧力和窜出气流推力的共同作用下撞向阀座, 故能造成更加严重的敲击。敲击会使阀片应力增大﹑阀片和阀座的磨损加剧, 并导致气阀过早损坏; 而且敲击还会发出很大的噪音。若弹簧弹力选择得过大, 阀门开启时, 气流推力不足以克服弹簧力而使阀片不能紧贴在升程限制器上, 这会造成阀片在阀座和升程限制器之间来回跳动的振颤现象
(如图2 所示) 。此时阻力损失增加,且阀片来回撞击升程限制器和阀座, 使阀片过早损坏。
2.1.6弹簧断裂
弹簧断裂, 可引起阀片运动卡滞, 以及引起阀片受力不均匀, 甚至导致阀片断裂。另外, 弹簧断裂后, 其碎片容易进入压缩机气缸, 从而破坏气缸。
因此选用弹簧时首先要保证弹簧材质符合要求, 从源头杜绝产生缺陷的根源。其次在加工制造方面要严格把关, 从原材料﹑机械加工到热处理等各环节均应按照技术要求进行。
3、活塞环故障
活塞环也是往复活塞式压缩机的一个易损件。它的主要作用是依据自身特性密封活塞与气缸之间的间隙, 防止气体从压缩容积的高压侧泄漏向低压侧, 同时减少活塞与气缸壁面间的摩擦阻力。
3.1活塞环开口间隙过小
在活塞环的设计过程中, 活塞环的开口间隙不是任意选取的, 它是按活塞环在压缩温度下, 沿圆周方向的伸缩量来确定的。如果活塞环的开口间隙过小, 活塞环受热膨胀后, 开口完全封闭。随着膨胀量的增大, 活塞环就会沿径向延伸造成活塞环径向胀大, 一旦活塞环在气缸内涨死后, 引起活塞环和气缸内壁的
接触温度急剧升高, 使气缸壁面的油膜遭到破坏,润滑条件恶化, 导致拉缸甚至引发活塞环断裂。严重时使活塞环和气缸胀死在一起, 产生电机超载, 被迫停车, 或造成烧坏电机﹑气缸破裂等重大事故。
3.2活塞环弹力的影响
在活塞环材料的选取上, 应首先保证活塞环具有相应的弹力。活塞环弹力大小是否合适对压缩机的效率以及经济性有直接影响。弹力过大, 在一定程度上强化了活塞与气缸间的密封效果, 但同时也加剧了活塞与气缸壁间的磨损; 弹力过小, 会导致活塞与气缸间的密封效果不佳, 同样会加速活塞环的磨损。因此在选用活塞环时要首先检查活塞环的弹力是否符合要求。
4、气缸过热
对于L 型压缩机, 按规定在正常工作时其气缸温度不得过160℃。若气缸温度长时间超过160℃, 就表现为气缸过热。气缸过热会使缸内润滑油迅速炭化, 积炭一旦燃烧就会引起爆炸, 造成重大事故。因此冷却水量要满足热平衡需要。
3.1产生原因
首先, 检查冷却水系统, 是否是冷却水供应不足。其次, 检查润滑系统, 看看是否是润滑油供油量
不足。再者可能是因为吸排气阀腔漏气或窜气, 排气阀片卡住﹑断裂等, 使排气阀漏气返回气缸。最后, 可能是检修安装时气缸与十字滑道不同心, 造成活塞与气缸壁摩擦等原因所造成。
3.2故障排除
冷却水主要是降低气缸和排气的温度, 使气缸内润滑油保持一定的粘度, 保证润滑效果, 减少润滑油的分解, 延缓结垢, 从而提高安全性。若因冷却水供应不足, 应适当加大冷却水的供应量。空压机的润滑作用主要是冷却和润滑运动副的摩擦表面, 减少运动件的磨损和消耗的摩擦功。若因供油不足或中断, 应适当调节注油量的大小。其它故障如活塞环磨损、断裂, 气缸内表面拉毛等, 应及时进行镗缸或更换新的零部件。若气缸与十字头滑道不同心, 应停止使用并检修。
综上所述, 往复式压缩机的常见故障大多发生在气阀﹑弹簧﹑活塞环及气缸等几个易损部件上。在分析往复式压缩机上述常见故障和引发原因的基础上, 本文提出了如下措施: 加强工作介质的过滤精度; 选用合适材料的阀片、弹簧; 满足压缩空气热平衡的需要, 提供足够的冷却水, 降低排气温度; 控制润滑油
的使用量, 维持润滑油的粘度﹑强化润滑效果,延缓结垢, 提高产气量。有针对性地对压缩机易损部件进行定期检修和合理维护, 可延长压缩机易损件的使用寿命, 提高运行的经济性。
参 考 文 献
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京: 机械工业出版社, 2001.
(收稿日期: )
范文八：成果推介
３５００ｋＷ高速往复活塞式
天然气压缩机
秦飞虎　李　鹏　周生伟中国石油集团济柴动力总厂
摘要：3500kW高速往复活塞式压缩机，是针对油气生产上游，特别是油气生产现场和野外增压站易于运输和安装而研制的一种具有平衡性好、比压值低等特点的新型活塞式压缩机。该压缩机采用高速短行程、多列对称平衡结构、宽气道自然冷却气缸、等刚度活塞杆等创新设计，转速高、体积小、质量轻、排量大，机身最大功率为3500kW，活塞杆最大载荷为250kN，额定转速为1200r/min。通过现场试验和测试，整机综合性能指标达到国外同类机型先进水平，具有广泛的推广价值和应用前景。
关键词：高速　往复式　压缩机　天然气　结构　特性DOI：10.3969/j.issn.14.02.014
中国炼化压缩机发展相对成熟，已形成系列活塞力的产品型谱，最大活塞力超过１２５ｔ，满足了炼化生产需求。而油气生产上游用高速往复活塞式压缩机则起步较晚，绝大部分是改进型或变型，产品功率、等级都不能满足石油天然气工业需求。中国石油集团济柴动力总厂研制的３５００ｋＷ往复活塞式压缩机，是目前国内最大的高速往复活塞式压缩机。样机先后完成了关键技术研究、主机试制、厂内实验、机组成撬和现场试验。
定功率为３５００ｋＷ，列数为６，活塞杆最大载荷为２５０ｋＮ，冲程为１３９．７ｍｍ，活塞杆直径为６３．５ｍｍ，活塞平均速度为５．５８８ｍ／ｓ。
1　产品结构与特性
３５００ｋＷ高速往复活塞式压缩机（６ＣＦＣ）主要由机体部分和气缸部分组成（图１）：机体包括机身、中体、曲轴、连杆、十字头等，作用是传递动力、连接底撬与气缸部分；气缸包括气阀、活塞、填料及安装在气缸上的排气调节装置等，作用是形成压缩容积和防止气体泄漏。压缩机性能参数包括：额定转速为１２００ｒ／ｍｉｎ，额
＊中国石油天然气集团公司2012年自主创新重要产品。
图1　3500kW高速往复活塞式压缩机三维立体图
１—机身；２—曲轴；３—连杆；４—十字头；５—中体；６—压缩缸；７—活塞；８—余隙缸；９—填料；１０—气阀
获专利情况：“宽气道自然冷却压缩机气缸”（专利号：ZL .X）、“胀紧套式高弹性橡胶联轴器”（专利号：ZL.6）、“宽气道自然冷却压缩机气缸”（专利号：ZL .1）、“柔性活塞杆”（专利号：ZL .5）、“余隙调节装置”（专利号：ZL .9）
第一作者简介：秦飞虎，1974年生，西南石油大学机械工程专业毕业，高级工程师，现任中国石油集团济柴动力总厂成都压缩机厂研究所所长，主要从事油气田往复式压缩机设计制造工作。E-mail：qinfh_.cn
62石油科技论坛?2014年第2期
秦飞虎 等：3500kW高速往复活塞式天然气压缩机
1.1　平衡性好
３５００ｋＷ高速往复活塞式压缩机采用６列对称平衡型结构，每两列成一组，一组内两列曲柄错角为１８０°，每相邻两组之间曲柄错角为６０°（或１２０°），这种布置不仅使惯性力、力矩得到很好平衡，还能使整个压缩机切向力在一个旋转周期内最为均匀，压缩机旋转中的阻力矩波动小，有利于减少曲轴扭转振动，减少对驱动机的负载冲击。此外，每一组相对列通过十字头平衡盘精确平衡配重，确保压缩机高速平稳运行。
图2　自然冷却气缸
1.2　传动件承载面比压值低
传动件承载面比压值的高低直接影响机组可靠性和寿命。该系列机组设计中考虑了惯性力、活塞力等综合因素，力求使传动件比压值最低。在机组允许的最大载荷情况下，十字头承压面的比压为０．６５ＭＰａ；连杆小头衬套的比压为１６．８ＭＰａ；连杆大头瓦比压为１３．３ＭＰａ；主轴瓦的比压为１３．３ＭＰａ。机组承载面比压值低，使得运动件工作面温升低、热膨胀小、磨损小、导向性好，提高了机组的运行可靠性。
１—气道；２—压缩腔；３—气阀孔
1.3　自然冷却气缸
３５００ｋＷ高速往复活塞式压缩机采用了宽气道自然冷却气缸（图２），将压缩缸设计为单层缸体，加大气流通道，缸体依靠被压缩介质自身热交换进行散热。单层缸体无缸套，简化结构，减少固定余隙容积；缸体内壁设置耐磨层，提高了气缸耐磨性，与非金属密封环配对使用，可提高气缸使用寿命３０％以上。由于采用单层缸体，去掉原有水冷却机构或风冷却机构，缩小了设备体积，降低了设备重量，还达到了降低生产成本和维护费用的效果。
活塞杆与活塞连接处由两个配合定位段和一个柔性杆段组成（图３），柔性杆与螺纹段的强度趋于相等，提高了螺纹连接的抗疲劳强度，能有效克服活塞杆螺纹处断裂事故。
图3　等刚度活塞杆
１—　柔性杆；２—螺纹段；３—定位段；４—定位段
2　现场应用情况
2.1　机组成撬
根据用户的工艺要求，３５００ｋＷ高速往复活塞式压缩机的主机成橇为ＲＴＹ３３６０ＭＨ１３（３）×９．１２５（３），典型运行工况和主要热动力计算结果见表１。
2.2　现场试验情况
ＲＴＹ３３６０ＭＨ１３（３）×９．１２５（３）压缩机组于２０１２年４月１８日至６月４日在重庆某增压站进行１０７６ｈ的型式试验。试验中，机组所有机构及附属装置工作情况良好，运转平稳。４月２８日由四川省泵类及通用设备产品质量监督检验站对压缩机各项性能参数进行了测
表1　工况和主要热动力力计算结果表
进气压力　　　排气压力（ＭＰａ）进气温度　　排气温度（℃）（ＭＰａ）１．７１．８１．９２
一级３．６１３．７７３．９３４．０９
（℃）３０３０３０３０
一级９６９５９４９３
二级１２０１１６１１３１０９
转速　　　　　　　　　　反向角（°）
一级１８０／９２１８０／９２１８０／９２１７９／９３
二级１７７／７２１７７／７１１７７／７１１７７／７３
压缩机轴　　　最大杆负荷（ｋｇｆ）功率（ｋＷ）
２８５８２９２２２９７９３０３０
拉伸１７４１７１７９９７１８５７５１９１５２
压缩１９１９７１９８６４２０５２８２１１９１
（１０４ｍ３／ｄ）（ｒ／ｍｉｎ）
１２０．５１２８．３１３６．３１４４．２
１０００１０００１０００１０００
2014年第2期?石油科技论坛63
试，测试的性能参数见表２。从测试数据可以看出，机组各项性能指标均达到设计要求，特别是压缩机机身的振动烈度，设计要求为不小于１８ｍｍ／ｓ，实际运行时振动烈度为３．７ｍｍ／ｓ。截至２０１３年３月，该压缩机已经平稳运行５６００余小时。
表2　四川省泵类及通用设备产品质量监督检验站测试结果(部分)
排气量（标准状态）（１０ｍ／ｄ）
与同场站的进口ＷＨ６４压缩机组在相同工况下进行了测试，测试结果和对比见表３。
表3　6CFC与进口WH64压缩机运行参数对比
冲程（ｍｍ）额定转速（ｒ／ｍｉｎ）活塞平均速度（ｍ／ｓ）额定功率（ｋＷ）活塞杆直径（ｍｍ）活塞杆允许杆载（ｋＮ）运行转速（ｒ／ｍｉｎ）一级吸入压力（ＭＰａ）
末级排气压力（ＭＰａ）吸入状态下的排气量（ｍ３／ｄ）压缩机机身振动烈度（ｍｍ／ｓ）场站工艺管线振动烈度（ｍｍ／ｓ）
噪声（ｄＢ）（Ａ）
压力不均匀度（％）（机组进口）压力不均匀度（％）（机组出口）
３．６１～３．６８６．１８～６．３９
１１６５．３～６．１２０．１３１０６１．８４０．２３ＷＨ６４４１７７．８１０００５．９３２５３５６３．５２８９
６ＣＦＣ６１３９．７１２００５．５８８３５００６３．５２５０１０５０３．６１～３．６８６．１８～６．３８
２３２３．５～４．２１．６５１０３０．５１０．１９
要求质量指标２００～２６４３．０～４．５５～７．５≤５０≤１６０≤５０≤１８≤１０５
２３２３．６５６．３２１７９２８３．７１０３
吸气压力（ＭＰａ）排气压力（ＭＰａ）吸气温度（℃）排气温度（℃）冷却后排气温度（℃）机身振动烈度（ｍｍ／ｓ）噪声（声功率级）（ｄＢ）（Ａ）
３５００ｋＷ高速往复活塞式压缩机采用高速短行程和多列对称平衡结构，转速高、体积小、质量轻、排量大；宽气道自然冷却气缸、低比压值和等刚度活塞杆等创新设计，经现场试验和测试，整机综合性能指标达到国外同类机型先进水平，可应用于天然气增压集输、气举采油（气）、轻烃回收、注气、煤层气开采和天然气储存及液化等工艺流程，具有广泛的应用前景。
【参考文献】
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　　（收稿日期：２０１３－０４－０６）
3500kW High-speed Reciprocating Natural Gas Compressor
Qin Feihu, Li Peng, Zhou Shengwei
(CNPC Jichai Power Equipment Company)
Abstract: 3500kW high-speed reciprocating compressor is a new-type balanced and low specific pressure value reciprocatingcompressor developed for the upstream oil and gas production sector, easily transported and installed at the oil and gasproduction site and the field compression station. This compressor is designed to have a high-speed, short-stroke and symmetricalbalanced structure, wide gas path naturally-cooled cylinders and a piston rod of equivalent stiffness. It is high in rotation rate,small in volume, light in weight and high in discharge. The maximum power is 3500kW while the maximum load of piston rod is250kN. The rotation speed is rated at 1200r/min. It has passed field experiment and inspection. The comprehensive indexes of thewhole unit reach the advanced level of its foreign counterparts. It has a broad prospect for wide application.Key words: high-speed, reciprocating, compressor, natural gas, structure, characteristics
64石油科技论坛?2014年第2期
范文九：焦炉气往复活塞式压缩机检修探讨
作者：李启云
来源：《科技创新与应用》2014年第31期
摘 要：随着科技生产力的快速发展，压力能已经被广泛应用到国内的各个领域，压缩机作为压力能的产生者在经济建设中具有重要作用。然而，压缩机使用过程中故障率频发对整个生产过程造成一定的不利影响，在一定程度上制约了压缩机的深入发展。文章首先阐述了焦煤气往复活塞式压缩机在使用过程中的常见故障及其产生原因，其次提出各种常见故障的解决措施，希望能为同仁提供一定的帮助。
关键词：焦炉气压缩机；常见故障；措施
1 活塞式焦炉气压缩机的常见故障及原因
1.1 排气量不足
压缩机在正常工作过程中，如果排气量不足，排气压力就难以达到要求，若排气压力达不到要求，就会对压缩机的生产能力造成影响。若排气量下降，会导致生产能力下降，而生产能力下降就会影响压缩机的工作效率，若没有及时进行处理，就会导致压缩机出现故障。经过认真研究后可知，压缩机排气量不足的原因主要是由以下几方面造成的：
第一，活塞式压缩机在运行一段时间后，空气滤清器出现赌塞，相关人员没有及时对其进行清理或吸气管长度较大等，都会导致吸气阻力增加，对排气量造成影响；
第二，活塞式压缩机在使用一段时间后，活塞和气缸等零件出现磨损，并且超过影响限值，导致气缸间隙过大而造成气体泄漏；
第三，对于不同类型的压缩机，其使用环境的工作温度、海拔高度等都有具体的要求，若在进行压缩机选型时，没有严格按照要求选型和安装，在工作时将会极易出现故障。
1.2 压缩机断裂、破裂
活塞式压缩机在使用过程中，由于各种原因极易导致其连接的曲轴轴径、连杆螺丝以及活塞杆等处发生断裂，从而引发故障。
曲轴断裂的原因主要有以下几方面：
（1）制造工艺存在一定不足之处，对于曲臂圆角的热处理质量不达标或者加工不规则；
（2）压缩机在使用过程中，没有严格按照运转设定负荷，为了增加产量让压缩机处于超负荷运行状态等。
连杆螺丝断裂的原因主要有以下几方面：（1）连杆螺丝连续使用时间过长，出现了塑形变形，相关工作人员没有及时进行更换从而导致连杆螺丝断裂；（2）运行一段时间后，螺钉头和断面出现了微小歪斜，造成整个接触部分应力不均匀从而导致连杆螺丝发生断裂；活塞杆的十字连接处及紧固处发生断裂的原因主要是由于设计、制造存在不足之处，压缩机运转不稳定而造成断裂等。
1.3 冷却效果差
焦煤气活塞式压缩机在工作时，由于不断的压缩气体因而产生较多的热量，为了避免热量产生的影响，将其通过气缸水套中的冷却水循环带走。虽然对其进行了冷却，但气缸排出气体温度仍然比较高，甚至能够达到120度。同时由于压缩机在工作过程中，曲轴、连杆及活塞等，在工作时存在一定的摩擦，也会产生大量热量，这些热量导致部分机件和润滑油的温度过高，通常对于压缩机各零件的最高温度限值是60°，若超过此温度极易发生故障，因此一旦达到最高温度限值必须停机进行处理。对于压缩机过热的判断，可通过压缩机附带的仪表、温度计和报警信号等进行观察。为了避免温度过高而造成的危害，通常在压缩机的附属设备中安装冷却器，然而冷却器效果不好却是最常见的故障，冷却器效果不好的原因主要由以下几方面造成：第一，冷却器在制造时，管子接口处密封不严；第二，冷却器的管子在使用过程中出现破裂；第三，冷却水不纯净，存在很多水垢和颗粒物等。
1.4 附属设备的故障
压缩机的附属设备主要有润滑设备、供水系统和供油系统等。焦炉气活塞式压缩机进行工作的基本原理是确保活塞在气缸中高速运动，要确保运行效果，气缸内壁的润滑性能必须保持良好，即必须有质量良好的润滑油确保压缩机的高速运动。通常情况下，对于压缩机曲轴连杆运动机构的润滑油压力限定值为0.1-0.3MPa。若大于这个限值，对压缩机润滑会产生不利影响；若低于这个限值，会导致连接的各个部件发热量过大从而引发各种故障。压缩机运行过程中，若润滑油温度过高，也会影响压缩机的润滑，如果润滑油的黏度降低，难以确保压缩机工作时的正常润滑，通常润滑油温度的限制要低于60°。供水系统故障主要表现为水压过低或者水温过高；供油系统故障主要表现为油压过低或者油温过高。
2 活塞式焦炉气压缩机的常见故障的解决措施
2.1 焦炉气温度解决及提高压缩机工作效率措施
要采取有效措施降低焦炉气温度，可以采取以下措施：首先，定期对冷却器进行除污兴起，确保冷却效果；其次，尽量降低冷却器循环水的温度，及时补充新鲜冷水确保温度并提高冷却效果。
2.2 减少气缸故障解决措施
根据日常生产经验可知，气缸在出现故障之前通常会存在一些异常表现，最为常见的异常表现就是气缸响声发生变化，导致这种情况的主要原因包括以下：第一，气缸内存在积水从而导致水锤现象；第二，止点过小，从而导致金属冲击；第三，螺母或者活塞杆出现松动等。如果气缸运行过程中出现此种异常现象，应该首先切断电源，由于整体环境温度较高，在切断电源后还不能立即进行检查，必须等到整个系统冷却后在进行检查。检查时首先要确保气缸不漏水，然后检查和其连接的各个部件，例如：螺母、活塞等是否正常，若出现异常要立即进行更换；如果气缸出现破裂，则不能随意进行维修，必须由专业人士到现场进行检查分析，在异常情况没有及时修复前不能进行开机生产。
2.3 活塞杆故障解决措施
和气缸故障类似，活塞杆在出现断裂故障之前也会存在一些异常现象，其中最为常见的异常现象就是振动过大。若活塞杆振动过大，说明此时导向环或者十字头已经发生了严重的磨损。此时应该立刻切断电源，让压缩机停止工作，经过一段时间后，当其温度已经下降到允许检查值后，必须由专业技术人员对整个活塞杆、导向环等零件进行详细认真的检查，这些部件一旦出现问题要及时进行维修和更换，若此时活塞杆已经出现断裂，要及时进行更换。
2.4 附属设备故障解决措施
压缩机在运行过程中，附属设备常出现故障的有供水系统、供油系统和润滑油系统。供水系统故障为水压太低或排水温度太高，这两种故障对于压缩机的正常运行造成了严重的影响。若水压过低，要及时对供水阀或排水阀的开度进行检查，防止其过大或过小；若排水温度过高，要及时对其进行降温处理，通常采取的措施是增加供水量或者降低进气温度等。
供油系统故障为油压过低或油温过高，如果油压过低，应该首先确保油压表能够正常工作，其次对于油泵齿轮进行详细的检查，确定其是否出现严重磨损或者所用的液压油类型是否符合标准；如果油温过高，要及时对油泵及油冷却器进行详细检查，确定其是否存在异常。
润滑油系统故障通常为压力不足或者温度过高，为了尽量避免此类故障的出现，对于润滑油的选择，尽量选择黏度较高、质量好、化学性能稳定、氧化性好的润滑油，确保对整个密封间隙具有足够的密封能力和稳定性等。
综上所述，焦煤气活塞式压缩机在使用过程中不可避免的会出现各种故障，只要掌握了常见故障的原因并及时对其进行维护和保养，这样不仅能减少故障的发生率，在一定程度上还能提高压缩机的工作效率，也能为企业降低成本，提高企业的经济效益。
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范文十：往复活塞式压缩机关键部件故障原因分析 作者：渠汝涛
来源：《科技创新与应用》2014年第24期
近年来，随着计算机技术的快速发展，各种机械监测与故障诊断技术广泛应用于石油化工、电力等行业当中。然而在实际生产中，压缩机的关键部件常会出现一些故障，进而影响其机器运行，为此，应根据实际故障情况分析原因，必要时可建立在线状态监测与诊断系统，提高设备使用效率。
1 往复活塞式压缩机相关概述
往复活塞式压缩机一般由主机和附属装置组成，其中主机有以下部分：（1）机体：由机身、中体和曲轴箱构成，同时也是往复式压缩机的定位基础构建。（2）传动机构：是曲柄连杆机构，在曲轴上装有连杆大头，小头与十字头相连，在滑道内曲轴通过连杆带动十字头做往复运动并带动活塞组件在气缸内作往复运动。（3）压缩机构：包括气缸、活塞组件、气阀及填料等。活塞工作断面和气缸内表面所形成的空间是实现气体压缩的工作腔。气阀中的吸气阀只能吸气，排气阀只能排气，主要控制气体作单向流动。在气缸内活塞作往复式运动时，它能配合与排气阀和吸气阀的启闭动作，进而实现膨胀、吸气、压缩及排气四个工作过程循环。
（4）冷却系统：水冷式的组成共有中间冷却器、各级气缸水套、管道、阀门等。风冷式的组成共有中间冷却器和散热风扇。系统之所以可产生热量，完全是借助压力冷却水和水的流动，并带走压缩空气和运动部件。（5）润滑机构：主要由注油器、油过滤器、油冷却器和齿轮泵组成。
2 往复活塞式压缩机关键部件故障原因
2.1 压缩机十字头故障原因
压缩机中的十字头具有导向作用，是连接活塞与连杆的零件，经实践表明，十字头销是压缩机最容易损坏的零件。以某台往复式活塞压缩机为例，采用对称平衡结构，主要负担的任务为对甲烷氢原料进行增压，同时也是制作氢装置的心脏。主要规格和参数如下：压缩机轴功率496kW，压缩级数为2，压力油为润滑运动机构的主要润滑方式，气缸填料主要以无油润方式。
故障原因：该压缩机投入使用后频发发生故障，常常有松动现象存在于十字头销螺母，严重时还造成一次跳车事故，既增添了安全隐患，还使装置的稳定运行受到严重影响。之后经拆卸检查后得知，固定螺栓和连杆在十字头销掉出销孔时已经损坏，也正是因为十字头销的螺母有松动迹象，才会造成螺栓断裂，在十字头的轨道上有其推出销孔的痕迹，拉杆承受不了过大的压力而断裂，并引发跳车。针对上述现象可采取以下措施：（1）每半个月停机检查螺母的松动情况。（2）采取与（1）相同的方式检查B台压缩机，从检查结果得知，虽然十字头销的
接触面积和固定螺母的扭矩相一致，然而在经一段运行时间后，防松垫被剪短和螺母松动状况仍然存在于两台压缩机机组之间。（3）保证十字头孔和十字头销锥两者的接触面积在90%以上。
2.2 压缩机管道振动故障
一般引起往复活塞式压缩机及管道振动的原因有以下两类：（1）机组运动不平衡或设计不当同样也会引起管道振动，质量或技术问题常常是组装压缩机过程中常遇到的问题，其中所出现的安装误差会影响机组平衡，自然会产生振动。（2）由管线内气流脉动引起；气体之所以会产生脉动，是因压缩机管线内的气体受吸气和排气的间歇变化，从而形成气柱，一旦受到工况诱导条件就会发生振动，尤其所形成的气柱是一个具有连续质量的弹性振动系统。
采取措施：在管系的适当位置增设固定支撑或孔板改变支撑弹性和管系的振动频率，在管线和支点之间放置硬橡胶板也有改变弹性和管系振动频率的作用。此外，还可在紧靠压缩机出口处设置一个缓冲罐来改变管系气柱固有频率，使气流脉动的幅值可以有所降低。
2.3 压缩机气阀故障
压缩机气阀故障主要来自以下几个方面：（1）润滑的影响；首先是润滑油的选用，其粘度和抗焦性是气缸和填料润滑必须考虑的指标，低粘度的润滑油会增强氯化安定性和热稳定性，尤其在高温下不易变质，油品的流动性和挥发性也可因此得以改善。一般当润滑油划注入气缸后完成润滑任务后，就会快速脱离工作部位，防止因在气缸内因高温停留产生结碳。残炭是衡量抗焦性能的主要标志，残炭越大，则说明在气缸中油品结碳倾向就越大。气阀及气缸的使用寿命和润滑油的正确选用有着紧密联系，有些压缩机选用13号压缩机油产生了大量的结碳，严重缩短了气阀的使用寿命。其次是气缸注油量大小的影响，一般在操作规程中注油量对每级都有具体的规定，然而在实际操作中，因思想过于陈旧，往往会增大注油量，导致压缩机内存有大量的润滑油，活塞环出现“粘附”现象，在后期运行中卡死。活塞环后面的槽中因聚集了过量的油，尤其经高温度压缩下变得碳化和变稠。活塞和气缸因卡死的活塞环降低了两者之间的气密性，泄露出来的气体还会不停破坏气缸壁上润滑油膜，加重汽缸壁和活塞环的磨损程度。所以，在保证气缸润滑的条件下尽量减少注油量，在每次打开气缸和气阀时应检查其中的润滑情况，如结碳较多则说明注油量偏大，可在开车时通过调低注油量并不停调节后找到合适的注油量。（2）启闭件动作异常：一般启闭件动作出现异常故障多是由颤振和锤击引起，因气阀设计不当或气流所造成的扰动，进而使压力波动产生影响。首先是颤振，当通过阀门的气流不足后，启闭件会顶到气阀盖上，颤振便会出现，此时在阀座和阀盖之间的启闭件就会发生颤振，弹簧会因颤振现象加速磨损程度。如果阀片弹簧冲击的痕迹没有出现在启闭件上，就可以断定为颤振，有效消除颤振现象可通过选用轻质弹簧即可。其次锤击，当活塞把气体推出气缸时，在开启过程中排气阀更容易产生锤击现象，启闭阀片时要克服启闭件惯性，针对惯性力较大的阀片，由于是处于关闭滞后状态，推动其关闭的动力是回流气体，并不是阀片弹簧，会引起阀座和启闭件的锤击。有效消除锤击现象，可通过辨认启闭件和阀座接触面出现的斑点，
在压缩机外可听见它所发出的“咔嚓”声音，调节阀片的启闭时间采用增加弹簧伸缩量的方法即可，或改用轻质材料改善启闭件。
总之，关于往复活塞式压缩机关键部件故障应从压缩机的结构、工作过程及原理角度考虑，文章主要从十字头故障、管道振动及气阀等三个关键部件分析，必须理清压缩机产生故障原因，严格规范操作，尤其关键部件的异常和振动情况，适当时可优化压缩机部件设计，加强状态监测，进而提高整个往复活塞式压缩机的性能。
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