往復式壓縮機故障分析和管道振動

往復式壓縮機故障分析和管道振動第1頁/共118頁2雙作用往復活塞壓縮機第2頁/共118頁3往復式壓縮機故障率壓縮機的大量故障是在使用中由于管理不當產(chǎn)生的，尤其是不善于檢測、分析各種參數(shù)，不善于從參數(shù)的不正常變化中辨別故障產(chǎn)生的苗頭，以致一旦發(fā)生或嚴重時才不得不停機處理，而有些故障可能會釀成機器損壞，有毒、易燃、易爆氣體外泄等嚴重事故，因此需要重視對往復式壓縮機的故障監(jiān)測與診斷。第3頁/共118頁4學習本章的目的與主要內(nèi)容目的：了解往復式壓縮機的故障類型、原因、診斷方法本章主要內(nèi)容往復式壓縮機的故障類型與故障原因示功圖及閥片運動規(guī)律的測量與故障分析壓縮機的氣流壓力脈動與管道振動第4頁/共118頁5往復式壓縮機的工作原理第5頁/共118頁6往復式壓縮機發(fā)生故障的部位基本上是由下列三部分組成：①傳遞動力部分一曲軸、連桿、十字頭、活塞銷、活塞等零部件的故障:②氣體的進出及其密封部分—氣缸、進氣和排氣閥門、彈簧、閥片、活塞環(huán)、填料函及排氣量調(diào)節(jié)裝置等部分的故障；③輔助部分—包括水、氣、油三路的各種冷卻器、緩沖器、分離器、油泵、安全閥及各種管路系統(tǒng)方面的故障。從反映故障狀態(tài)的監(jiān)測參數(shù)(征兆參數(shù))上可分為兩大類:一類故障征兆表現(xiàn)在機器的熱力參數(shù)變化上，如機器的排氣量變化，吸、排氣壓力變化，各部分溫度變化以及油路、水路故障所表現(xiàn)出來的熱力參數(shù)變化;另一類故障征兆表現(xiàn)在在機器的動力性能參數(shù)變化上，如壓縮機主要零部件的缺陷、磨損、損壞和斷裂故障所表現(xiàn)出來的機器振動和不正常聲音，還有各種原因引發(fā)的管道振動。第6頁/共118頁7由于往復機械通常需要利用一系列機構(gòu)將回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換成往復運動（如往復壓縮機）或?qū)⑼鶑瓦\動轉(zhuǎn)換成回轉(zhuǎn)運動（如內(nèi)燃機），因而其機械結(jié)構(gòu)比較復雜，運動形式也較為復雜。 與旋轉(zhuǎn)機械相比，往復機械具有以下特點：1)運動比較復雜，振動既有旋轉(zhuǎn)運動引起的振動，又有往復運動產(chǎn)生的振動，還有燃燒時沖擊產(chǎn)生的振動，眾多的頻率，范圍寬廣的激勵比較難以識別；2)振動隨負荷變化，在轉(zhuǎn)速一定時，其負荷又隨外界情況變化；往復機械的振動及診斷分析特點第7頁/共118頁83)同時發(fā)生多種振動，相互干擾大。當發(fā)動機的運動部件出現(xiàn)不同程度的機械故障時，難以從振動信號中檢測出相應(yīng)的激勵變化情況；

如氣體壓力引起燃燒室組件的振動; 活塞撞擊連桿引起的振動 活塞撞擊氣缸引起的振動等幾乎在同一時刻發(fā)生4)缸數(shù)多，互相耦合，相互干擾，鄰缸對本缸以及本缸中各運動部件之間的相互干擾不易區(qū)分；5)敏感測點的選擇及判斷依據(jù)的確定比較困難。往復機械的振動及診斷分析特點第8頁/共118頁9往復機械的故障類型結(jié)構(gòu)性的故障：指零件磨損、裂紋、裝配不當、動靜部件間的碰磨等。性能方面的故障：機器性能指標達不到要求，如功率不足、油耗量大、轉(zhuǎn)速波動較大等。結(jié)構(gòu)性的故障會反映在機器的性能中。往復機械的振動及診斷分析特點第9頁/共118頁10 在實際工作中，由于采用性能分析法診斷故障屬于間接診斷，一方面不直接，影響因素較多； 另一方面，采用性能分析法難度也比較大。所用傳感器價格昂貴，壽命較短，因此對于往復機械的監(jiān)測和診斷，一般以振動診斷法應(yīng)用較多。由于絕大多數(shù)故障都會在振動方面有所反映，因此對振動信號進行分析處理，可以診斷出絕大多數(shù)設(shè)備故障。往復機械的振動及診斷分析特點第10頁/共118頁11

考慮到往復機械的復雜性，對往復機械的故障診斷不僅需要在理論上進行研究，還要做大量的實驗研究和經(jīng)驗的積累，同時在檢測方法上也不能單一化和簡單化。 在應(yīng)用診斷檢測的同時，還需應(yīng)用溫度監(jiān)測、鐵譜分析以及性能參數(shù)的測定。盡可能采用多種檢測手段進行綜合檢測，并進行謹慎細致的分析，以便盡可能早的發(fā)現(xiàn)故障，確診故障的原因，采取切實可行的處理對策。往復機械的振動及診斷分析特點第11頁/共118頁12有關(guān)工業(yè)用柴油機410次停機故障的分類統(tǒng)計。反映了往復機械故障的復雜性。故障分類發(fā)生率故障分類發(fā)生率噴油設(shè)備及供油系統(tǒng)27.0調(diào)速器齒輪故障3.9漏水故障17.3燃油泄漏3.5氣門及氣門座故障11.9漏氣3.2軸承故障7.0機座故障0.9活塞組件故障6.6曲軸0.2漏油及潤滑系統(tǒng)故障5.2其他5.0渦輪增壓故障4.4齒輪傳動裝置故障3.9總計100往復機械的振動及診斷分析特點第12頁/共118頁13啟動性能的檢測 啟動性能是柴油機的重要指標，主要影響因素有：啟動動力源性能，汽缸壓縮性能，供油系統(tǒng)、進氣系統(tǒng)以及環(huán)境溫度等。 為此啟動性能檢測包括了：動力源（蓄電池）性能、汽缸壓縮性能、供油壓力波、進氣壓力波、啟動瞬時轉(zhuǎn)速等，據(jù)此進行單項或者多項相關(guān)性診斷。動力性能的檢測 動力性能是柴油機的核心，主要影響因素包括：汽缸的氣密性、供油量、噴油提前角、進氣量等?？梢岳脙?nèi)燃機瞬時轉(zhuǎn)速變化對氣密性和動力性進行監(jiān)測和診斷。往復機械的動力性能監(jiān)測第13頁/共118頁14增壓系統(tǒng)的檢測目前，大部分柴油機（除高速小型柴油機外）都裝有廢氣渦輪增壓器，增壓器工作好壞直接影響主機工作的狀態(tài)，因此，為了監(jiān)測渦輪與壓氣機的效率，需要測量渦輪進出口壓力、溫度及其轉(zhuǎn)速，對于壓氣機也要測量相應(yīng)的溫度與壓力參數(shù)。

對中間冷卻器中增壓空氣壓降的監(jiān)測可以了解冷卻器的污染程度，對空氣過濾器前后壓降的監(jiān)測可以確定過濾器有否堵塞現(xiàn)象。往復機械的動力性能監(jiān)測第14頁/共118頁15進排氣系統(tǒng)的檢測 內(nèi)容有：進排氣壓力、各缸排氣溫度及排氣的成分等，

各缸排氣溫度的變化將反映進排氣閥及噴油器工作狀況瞬時排氣溫度的測定能監(jiān)測噴油器的故障。對于往復式空壓機性能監(jiān)測參數(shù)，除各缸溫度、壓力外，尚應(yīng)監(jiān)測排氣量及汽缸的漏氣量，以了解氣閥、活塞等的工作狀態(tài)。因此，利用往復機械性能的監(jiān)測來判別故障是一種方便、實用的診斷方法。往復機械的動力性能監(jiān)測第15頁/共118頁164.1往復式壓縮機的故障類型與故障原因4.1.1壓縮機熱力參數(shù)異常及其故障原因排氣量降低吸、排氣壓力不正常溫度不正常工況改變對壓縮機主要參數(shù)的影響油路故障4.1.2壓縮機主要零部件的機械故障氣閥故障活塞桿斷裂連桿螺栓斷裂曲軸斷裂活塞卡住、咬住或撞裂4.1.3壓縮機故障振動第16頁/共118頁17壓縮機熱力參數(shù)異常-排氣量降低原因壓縮機排氣量降低的原因很多.大部分屬于氣流通道受阻，內(nèi)、外泄漏，余隙過大、轉(zhuǎn)速降低等方面的問題第17頁/共118頁18壓縮機熱力參數(shù)異常-吸、排氣壓力不正常第18頁/共118頁19壓縮機熱力參數(shù)異常-溫度不正常溫度不正常包括壓縮機吸、排氣溫度過高，氣缸、軸承、活塞桿、機體等各部件過熱。前者屬于介質(zhì)在壓縮過程中的狀態(tài)不正常產(chǎn)生氣體溫度過高，帶來氣缸、閥門積炭、磨耗和零部件變形、損壞。后者發(fā)生過熱的原因是摩擦發(fā)熱過大，或者摩擦副潤滑、冷卻狀態(tài)惡化。摩擦過熱情況可引起兩種后果：一是在較高溫度下使摩擦副加快磨損;二是熱量不斷積聚，直至燒毀摩擦表面.釀成重大事故。因此需要用測溫儀器或手摸、眼看等方法，加強對壓縮機各部位的溫度監(jiān)測。壓縮機主軸瓦溫度的允許范圍

第19頁/共118頁20壓縮機熱力參數(shù)異常-壓縮機各部位溫度不正常的原因第20頁/共118頁21壓縮機熱力參數(shù)異常-工況改變對壓縮機主要參數(shù)的影響在流程工業(yè)中使用的多級壓縮機，常因工藝參數(shù)的變化改變了壓縮機的工作條件，從而影響到壓縮機的某些性能參數(shù)。經(jīng)常遇到的工藝參數(shù)變化有:壓縮機吸氣壓力變化、排氣壓力變化以及各級吸氣溫度變化，這些參數(shù)的變化直接影響到壓縮機的各級壓力、排氣終了壓力、排氣溫度、排氣量和功率消耗。

（1）吸氣壓力變化a.對各級排氣壓力影響

進人壓縮機的氣體壓力變高或變低.引起壓縮機各級排氣壓力、排氣溫度、排氣量和功率的變化。各級排氣壓力與第1級吸氣壓力的關(guān)系為Pdi——第i級排氣壓力，Ps1,Psi——第1級和第i級吸氣壓力:Vs1,Vsi——第1級和第i級活塞行程容積。在活塞行程容積不變情況下，各級排氣壓力與第1級吸氣壓力成正比例增減。第21頁/共118頁22b對各級排氣溫度影響單級壓縮機排氣溫度是隨吸氣壓力的上升而降低。多級壓縮機吸氣壓力變化產(chǎn)生壓比變化，同時也引起排氣溫度變化，但影響最大的是末級。因此如果吸氣壓力下降，末級壓比增大最明顯，末級排氣溫度最容易超出允許范圍。C對排氣量影響當排氣壓力不變時，吸氣壓力下降，則壓比上升.對于單級壓縮機，由于容積系數(shù)F降，排氣量下降;對于多級壓縮機，主要導致末級壓比上升，依次影響到第1級，使第1級吸氣量下降，最終排氣量也下降。但級數(shù)愈多，影響愈小.第22頁/共118頁23D對功率影響

壓比較低〔壓比<1.2)的壓縮機，吸氣壓力下降，指示功上升，功耗也上升;壓比較大(壓比>1.2)的壓縮機，吸氣壓力下降，指示功下降，功耗下降。反之指示功上升，功耗也上升。其原因可從示功圖上看出，如圖所示，當壓比較小時，吸氣壓力由原來的Ps下降到Ps’,則指示功由L增大到L’.當壓比較大時，吸氣壓力由Ps’下降到Ps’’，則指示功由L’減小到L’’。吸氣壓力變化對功耗的影響

第23頁/共118頁24(2)排氣壓力變化由于工藝條件變化，使壓縮機排氣終了壓力變高或變低，影響到壓縮機的排氣量、排氣溫度、各級級間壓力和功率消耗、a.對排氣量影響單級壓縮機的排氣壓力上升，壓比增大，容積系數(shù)下降，排氣量下降；多級壓縮機的排氣壓力上升，首先是末級壓比上升，直至影響到第1級，使第i級排氣量減少，級數(shù)較多時對排氣量的影響較小。b.對排氣溫度影響排氣壓力上升，主要引起末級排氣溫度上升，對其余各級的影響依次減小。反之，排氣壓力下降，也只使末級排氣溫度下降。c.對級間壓力影響排氣壓力上升，壓比增大。容積系數(shù)下,.從末級起吸入壓力上升；使所有級的級間壓力上升;排氣壓力下降，使所有級的級間壓力下降。但是在多級壓縮中只有末級的壓比變化較為明顯，隨著級數(shù)前移，壓比變化迅速減弱。d對功率影響多級壓縮機的排氣壓力上升，僅使末級和末前級的功率消耗增大，其他級的功耗基本不變。第24頁/共118頁25(3)吸氣溫度變化中間冷卻器工作情況的好壞，會影響到各級吸氣溫度的高低，從而影響到壓縮機的排氣量、排氣壓力、排氣溫度和功率消耗，a.對排氣量影響氣溫度的變化改變了氣體的比體積，使吸入氣體的體積有變化。吸氣溫度愈高，吸入氣體愈少。吸入氣體的體積差為式中△V—由于級溫度變化而引起吸人容積變化量;V—原來的吸人容積;Ts,△Ts—分別為原來的吸氣絕對溫度、吸氣溫度變化量。例如，壓縮機原來吸氣溫度為270C，如果氣缸尺寸不變，則吸氣溫度每升高1’c，供氣量就減少0.33﹪。另外，吸氣溫度變化以后，吸人氣體與氣缸壁的熱交換情況也發(fā)生了變化，影響到壓縮機的溫度系數(shù)和排氣量。吸氣溫度變化對排氣量的影響主要在第1級，第1級的吸氣溫度升高，則第1級的容積系數(shù)下降，吸氣量減少，排氣量也減少。往后各級的變化是愈到高壓級影響愈小。第25頁/共118頁26

b.對排氣壓力影響單級壓縮機的吸氣溫度變化不影響排氣壓力;多級壓縮機的終了壓力仍不受吸氣溫度影響，但是級間壓力將隨吸氣溫度的變化而變化。級間溫度變化，將影響到前一級的排氣壓力和下一級的吸氣壓力，如級間溫度下降，使前一級的排氣壓力和壓比降低，但后一級壓比上升。

C．對排氣溫度影響壓縮機各級的排氣溫度在壓比一定時，完全取決于各級的吸氣溫度，吸氣溫度上升，排氣溫度也上升。

d.對功率影響單級壓縮機所消耗功率與吸氣溫度無關(guān)，但多級壓縮機的吸氣溫度上升，使壓縮過程偏離等溫壓縮線，因而功耗增加。第26頁/共118頁27壓縮機熱力參數(shù)異常-油路故障壓縮機油路包括油泵、注油器以及油路系統(tǒng)中的過濾器、冷卻器、管路壓力表等部分。故障主要表現(xiàn)在油壓偏低、偏高、油溫過高，油量不足，局部潤滑不良，注油不正常等方面。油路系統(tǒng)的故障會引發(fā)機器摩擦、發(fā)熱、燒損、咬死等一系列間題，必須查明原因，及時處理。第27頁/共118頁28油路故障原因第28頁/共118頁29壓縮機主要零部件的機械故障4.1.2.1氣閥故障氣閥工作狀態(tài)的好壞是壓縮機技術(shù)發(fā)展的核心問題之一，往復式壓縮機有60%以上的故障發(fā)生在氣閥上。據(jù)某石化公司煉油廠對循環(huán)氫壓縮機的故障統(tǒng)計，氣閥故障引起的停機次數(shù)占總停機次數(shù)的85%以上。氣閥一旦發(fā)生故障，馬上影響壓縮機的產(chǎn)氣量，降低效率，浪費能源。閥件破損后碎塊落人氣缸，引起氣缸拉毛，活塞和活塞環(huán)損壞，帶來更為嚴重的問題。往復式壓縮機為了提高產(chǎn)氣量，技術(shù)上的發(fā)展方向是高速、短行程。但是轉(zhuǎn)速提高后帶來的后果，一是在閥隙中的氣流速度增大。閥片兩側(cè)壓差上升，閥在開啟和關(guān)閉過釋中對閥座和閥擋的沖擊速度、沖擊力增大，這使閥片受力情況惡化，磨損加劇;二是單位時間內(nèi)閥片對閥座和閥檔的沖擊次數(shù)增多，閥片和彈簧更快地發(fā)生疲勞破壞，這些問題的解決需要在氣閥結(jié)構(gòu)上、閥片的動力特性上和閥片、彈簧的材料上進行研究。第29頁/共118頁30目前對氣閥的研究主要包括如下幾方面內(nèi)容:①氣閥中流動氣流壓力損失的研究;②閥片材料沖擊應(yīng)力和疲勞的研究;③閥片的振動應(yīng)力、腐蝕疲勞強度的研究;④閥片運動規(guī)律的數(shù)學模擬和計算機求解方法的研究:⑤閥片和彈簧磨損、斷裂故障診斷方法的研究。第30頁/共118頁31（1）氣閥故障原因氣閥故障，主要是閥片、彈簧破損，氣閥密封性差，閥片的開啟時間和高度不對以及安裝中產(chǎn)生的問題。第31頁/共118頁32(2)氣閥漏氣鑒別方法①在多級壓縮機中，若某一級排氣閥漏氣，排出氣缸的氣體又部分泄漏回氣缸，不僅使該級排氣溫度升高，排氣壓力下降，而且該級的排出氣量不足，使前級的排氣壓力上升。因此判別某級排氣閥是否漏氣，可測量該級閥蓋上的溫度是否升高，本級排氣壓力是否下降，前級排氣壓力是否上升的方法來識別。此外，還可以用金屬棒或泄漏檢測儀檢查。氣閥漏氣嚴重時會發(fā)出吱吱的聲音。②某一級吸氣閥漏氣，則該級吸氣閥部位溫度升高。同時由于該級吸人氣體又在壓縮過程中泄漏出去，使前級排氣壓力上升，而后面各級因吸人氣量不足，排氣壓力下降。因此同樣可用測量溫度、壓力和聲音的方法來判別。③如果第1級吸氣閥漏氣，則隨后各級氣量下降，各級排氣壓力也相應(yīng)下降，因此可從各級排氣壓力和氣量是否下降來加以辨別。第32頁/共118頁33（3）提高氣閥耐用性的措施a.校核閥片運動規(guī)律

各種壓縮機閥片在活塞運動過程中都有一定的開啟時間和關(guān)閉時間，因此有人想到，正常閥片的啟閉時間應(yīng)該符合一般統(tǒng)計規(guī)律.戴維斯根據(jù)大量氣閥使用結(jié)果.提出了一個判別氣閥可靠性的準則。如圖所示，圖中有三個曲柄轉(zhuǎn)角參數(shù)θ1,θ2和θ3，它們都是從行程止點倒回過來度量的角度。圖校驗彈簧力的三個特征角一--—閥片自由關(guān)閉曲線?！y片典型運動軌跡

第33頁/共118頁34由統(tǒng)計得到，當與閥的特征角符合下列條件時，氣閥的壽命都比較長:式中——氣閥假想關(guān)閉角，即假定無氣體推力時，閥片在彈簧力作用下，從全開位置降落到閥座上所需時間對應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角，(。);

——關(guān)閉角。指閥片開始脫離升程限制器，直到活塞到達止點的時間所對應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角，（。);

——開啟角。指閥片在氣體推力作用下克服彈簧力到達全開的瞬時位置開始，到活塞運動止點這段時間所對應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角，(。)。物理意義:閥片在實際關(guān)閉過程中，既受到彈簧力的作用。又受到氣體的阻擋，因此閥片關(guān)閉時，θ2必須大于θ1，否則將產(chǎn)生較大的延時關(guān)閉，降低閥片使用壽命。另外，如果出現(xiàn)θ2>θ3的情況，表示氣閥沒有充分開啟，產(chǎn)生顫抖現(xiàn)象，同樣也會降低閥片使用可靠性。因此符合上述要求的氣閥基本上都是良好的;不符合上述要求的氣閥雖然不一定不好，但如果背離此關(guān)系較遠時，其工作狀態(tài)肯定有問題第34頁/共118頁35建立這兩個可靠性準則的主要意義在于用來分析和修正一些故障很多的氣閥。如果這些氣閥不符合該準則，而且經(jīng)常出現(xiàn)故障時，處理的方法有:①調(diào)整關(guān)閉狀態(tài)時彈簧的預壓縮量;②調(diào)整彈簧的剛度系數(shù)K;③調(diào)整閥片升程h;④改變閥片厚度和設(shè)置緩沖片。第35頁/共118頁36b.改變氣閥結(jié)構(gòu)對于轉(zhuǎn)速較高的壓縮機，為了提高氣閥耐用期，需采用較小的閥片開啟高度，這樣可以減小閥片的撞擊速度，確保氣閥及時關(guān)閉，改善氣閥的運動頻率特性。閥片開啟高度降低后，氣閥的流通縫隙面積將減小，氣流阻力增大，補償?shù)姆椒ㄊ窃黾娱y座的通道數(shù)、采用多環(huán)窄通道氣閥。這樣既可增大氣流在閥隙中流通的面積，又可改善閥片的受力狀態(tài)。第36頁/共118頁37c.調(diào)整彈簧力

提高閥片壽命的措施，除了降低閥片開啟高度之外，還需要采用待性較硬的彈簧或變剛性彈簧。使閥片在開啟過程中增加其緩沖能力。對于轉(zhuǎn)速較高的壓縮機,閥片彈簧應(yīng)采用鋼絲直徑較粗、中徑較大，工作圈數(shù)較多，閥片全開后總變形最較小的彈簧，這樣，彈簧的工作應(yīng)力就較小，耐用期較長，同時因為閥片的撞擊速度降低后閥片的壽命也得到了提高。但是氣閥彈簧力也不能過強，否則氣閥會過早關(guān)閉。彈簧力過強的極端情況.將導致氣閥產(chǎn)生振顫現(xiàn)象。第37頁/共118頁38d.閥片邊緣倒圓角由于閥片的破壞主要是在撞擊載荷下由閥片邊緣開始的徑向斷裂，所以閥片邊緣應(yīng)倒圓角，以消除產(chǎn)生在邊緣的應(yīng)力集中。如圖所示，對環(huán)狀閥片，倒圓角的半徑較小，一般取r=0.2~0.5mm.對于網(wǎng)狀閥片，由于破壞多數(shù)發(fā)生在外圈邊緣，因此在外緣應(yīng)倒大圓弧，一般取R=5~7mm.其余為小圓角。第38頁/共118頁39e.改善閥片制造工藝

據(jù)資料介紹，閥片磨削的殘余應(yīng)力可達200MPa以上。閥片殘余應(yīng)力的存在將縮短閥片的使用壽命。為此可采用小磨削量，精磨后進行補充回火處理。f.控制壓縮氣體中的油水含量

實際操作證明，壓縮氣體中油水含量較多時，閥片使用壽命迅速下降.因為注人氣缸的潤滑油和氣體壓縮時析出的水分混合，流過氣閥時就粘附在閥座和閥擋上，閥片和密封口接觸時液膜產(chǎn)的附著力將阻礙閥片運動，引起閥片的開啟和關(guān)閉滯后。當閥片克服附著力而脫離密封口后.以很大加速度撞擊閥座或閥擋，從而降低了閥片的使用壽命。第39頁/共118頁40（4）氣閥故障診斷方法的研究氣閥故障主要表現(xiàn)為閥片損壞、彈簧折斷和氣閥漏氣方面，其實這三種故障常常互為因果的，閥片損壞可導致氣閥漏氣，彈簧折斷使得閥片對閥擋和閥座的沖擊速度和撞擊力增大，導致閥片碎裂。因此，利用閥片沖擊力的變化、氣閥有否產(chǎn)生泄漏等特征參數(shù)來判斷閥片和彈簧故障。是當前研究利用振動信號診斷氣閥故障的主要方法之一。監(jiān)測氣閥的故障信號，除了觀察壓縮機的熱力參數(shù)變化之外〔如壓縮機各級吸、排氣壓力變化、氣量變化、閥腔內(nèi)溫度變化以及壓力脈動變化等)，更主要的是希望從氣閥工作過程中產(chǎn)生的動力性能變化來診斷放障。目前對氣閥故障進行監(jiān)測和診斷的主要方法如下：第40頁/共118頁41①在壓縮機氣閥閥蓋上用傳感器拾取振動信號或噪聲信號，然后對信號進行分析處理和故障識別。②在氣閥閥室內(nèi)用位移傳感器拾取閥片運動規(guī)律信號，校核閥片運動規(guī)律。③引出氣缸的壓力，作出氣缸內(nèi)的P-V示功圖，從示功圖的變化上判別氣閥故障，④測量吸、排氣腔內(nèi)的脈動壓力和溫度變化診斷氣閥故障。第41頁/共118頁42第①種方法使用很方便，不需要在閥體上開孔安裝傳感器。但是在閥蓋上的測振傳感器接收到的信號中混有很多機器其他運動部件的信號，對信號的處理和識別難度較大，需要對各種型式的壓縮機進行深人研究。第②種方法雖然能直接測到閥片的運動狀態(tài)，而且還能得到閥片位移隨曲柄轉(zhuǎn)角或時間變化的關(guān)系，信號受環(huán)境的影響很少。但是對閥片位移測量需要在閥座或升程限制器上開孔安裝傳感器，這在實際應(yīng)用中有一定困難。對閥片運動規(guī)律的測錄主要用來分析氣閥工作的好壞，指導氣閥的設(shè)計和改進。第③種方法已在一些大型的、重要的壓縮機上獲得應(yīng)用，已有不少人設(shè)計出各種形式的氣缸壓力引出裝置，有些壓縮機出廠時已在機體上預留出氣缸測壓孔，可用來作氣缸示功圖的測量。利用示功圖來識別故障，對不同類型的壓縮機也需要作深入的研究分析，從正常和異常兩種情況的示功圖對比上確定對哪一類故障是敏感的。第④種方法對診斷氣閥故障的有效性還需作進一步研究。第42頁/共118頁434.1.2.2活塞桿故障往復式壓縮機的活塞桿斷裂事故也較常見，據(jù)報道約占重大事故的25%左右，對于中、小型化肥廠使用比較普遍的對稱平衡型氮氫壓縮機，活塞桿斷裂的事故率達到51.5﹪在石化行業(yè)，重整氫氣壓縮機也屢有活塞桿斷裂事故發(fā)生?；钊麠U斷裂，不僅損壞活塞和氣缸，而且還由于其他零部件的連鎖性破壞，使易燃、易爆或有毒氣體向外泄漏，帶來人員傷亡、生產(chǎn)裝置毀壞等一系列嚴重事故，因此在操作中必須予以足夠重視?；钊麠U發(fā)生斷裂的地方多數(shù)是在活塞連接處與十字頭連接處，其原因如下。第43頁/共118頁44①活塞桿的螺紋由于螺紋牙型圓角半徑小，應(yīng)力集中嚴重，容易在循環(huán)載荷下產(chǎn)生裂紋和斷裂。因此對大型壓縮機需用滾壓加工。用以消除應(yīng)力集中。②退刀糟、卸荷槽、螺紋表面的粗糙度達不到要求，容易產(chǎn)生表面裂紋。③活塞桿的材質(zhì)和熱處理有問題，例如存在粗晶、魏氏體組織、偏析以及強度和塑性不符合要求:④連接螺紋松動或連接螺紋的頂緊力不足。⑤某一級因其他故障原因而嚴重超載。⑥活寒桿跳動量過大。⑦工藝氣體腐蝕。第44頁/共118頁45為了降低活塞桿與十字頭、活塞桿與活塞連接處的主應(yīng)力幅和螺紋根部嚴重的應(yīng)力集中現(xiàn)象，德國BORSIG公司在國際上率先開發(fā)了一種機械-液壓連接方式的技術(shù)，該技術(shù)的活塞桿端為無螺紋結(jié)構(gòu)，采用三次施加并釋放達150MPa的超高油壓，把活塞桿壓配人十字頭內(nèi)，便受力零件產(chǎn)生預應(yīng)力，從而有效地降低大直徑活塞桿傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)中螺紋根部存在嚴重的應(yīng)力集中問題，極大地提高了活塞桿工作的可命性。第45頁/共118頁464.1.2.3連桿螺栓斷裂連桿螺栓是壓縮機最重要的零件之一。它的斷裂將造成嚴重事故.由于連桿螺栓在工作時承受很大的交變載荷和幾倍于活塞力的預緊力，因此對它不僅要求具有足夠的靜強度.更重要的是要有較高的耐疲勞能力。對其結(jié)構(gòu)形狀，應(yīng)力集申情況和裝配精度等方面都有嚴格要求。連桿螺栓斷裂的原因如下.①連桿螺拴擰得太緊或太松。擰得太緊，螺拴承受過大拉力而折斷;擰得太松，工作時螺母松動，連桿大頭瓦在連桿體內(nèi)晃動，螺栓承受過大的沖擊力而折斷。因此擰緊螺母時要用扭力扳手按要求力矩上緊。或者用測量螺栓伸長量的方法來控制拉緊力。②開口銷折斷引起連桿螺栓松動、斷裂。③連桿螺栓疲勞斷裂。④連桿螺栓的材質(zhì)、鍛壓、熱處理、加工，探傷和裝配有問題(特別要注意螺栓的過渡圓角、退刀槽、螺紋表面的粗糙度是否符合技術(shù)要求)。⑤連桿大頭瓦過熱，活塞卡住或超負荷運轉(zhuǎn)。連桿螺栓因承受過大應(yīng)力而折斷。⑥運動部件出現(xiàn)故障，對連桿螺栓產(chǎn)生較大沖擊載荷(例如曲軸、卜字頭、活塞桿斷裂)。⑦長期使用達5000~8000h，未對連桿螺栓進行磁粉探傷和殘余變形測量。如果螺栓有萬分之一以上殘余變形者均應(yīng)報廢。第46頁/共118頁474.1.2.4曲軸斷裂曲軸是壓縮機中傳遞動力的重要運動件。由于承受較大的交變載荷和摩擦磨損，所以對疲勞強度和耐磨性要求較高。曲軸一旦斷裂，將使曲軸箱、連桿、十字頭或活塞等發(fā)生一系列連鎖性破壞。曲軸多數(shù)發(fā)生拐臂處斷裂，曲軸斷裂的原因如下。①壓縮機地基與電動機基礎(chǔ)發(fā)生不均勻沉降，使聯(lián)軸器嚴重不對中附加載荷。曲軸承受巨大的附加載荷②壓縮機超載或在緊急停機時產(chǎn)生的劇烈沖擊。③安裝不正確或工作中氣缸軸線發(fā)生變化，與曲軸軸線不垂直，使曲軸承受附加彎矩。④軸瓦在曲軸上裝配不良，支承面貼合不均，間隙過小，軸承發(fā)熱，軸頸拉溝、咬住或彎曲變形。⑤軸頸與曲拐過渡圓角是最嚴重的應(yīng)力集中點，該處最容易發(fā)生疲勞斷裂。圓角半徑一般取r=(0.05~0.09)d(d為曲拐軸直徑)，其表面粗糙度不大于0.4um如果過渡圓角不圓，表面粗糙，此處易產(chǎn)生裂紋而斷裂。⑥由于設(shè)計不合理、材質(zhì)不良、熱處理不合要求，探傷不及時等因素產(chǎn)生裂紋和斷裂。第47頁/共118頁484.1.2.5活塞卡住、咬住或撞裂活塞發(fā)生卡住、咬住或撞裂的原因如下。①潤滑油質(zhì)量低劣，注油器供油中斷，發(fā)生干摩擦，因摩擦發(fā)熱，阻力增大被卡住、咬住。②氣缸冷卻水供應(yīng)不足或氣缸過熱狀態(tài)下突然通冷卻水強烈冷卻，使氣缸急劇收縮，(抱缸)，把活塞咬住。③氣缸帶液(例如，制冷壓縮機吸人蒸發(fā)器中的液體造成“沖缸”;壓縮機吸人氣體太潮濕，氣體被壓縮后有水分析出，發(fā)生氣缸“水擊），可撞裂活塞，甚至擊破氣缸。④氣缸與活塞間隙太小。⑤氣缸內(nèi)掉入活塞螺母、氣閥碎片等堅硬物，活塞撞擊時碎裂。⑥活塞材質(zhì)不良、鑄件質(zhì)量低劣，強度達不到要求。第48頁/共118頁494.1.3壓縮機故障振動

4.1.3.1曲柄連桿機構(gòu)的運動慣性力往復式壓縮機的運動部件是一整套曲柄連桿機構(gòu)，這套機構(gòu)在工作時既有加速和減速運動，又有旋轉(zhuǎn)和往復運動。壓縮機在工作負荷下，作用在活塞、連桿、十字頭和曲軸上的力有慣性力、氣體力和摩擦力。慣性力有兩種，即曲柄旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)慣性力和活塞、十字頭組件往復運動時產(chǎn)生的往復慣性力，連桿運動時則兼有這兩種慣性力的作用。在這些力中，氣體力和摩擦力屬于機器的內(nèi)力，不會傳遞到基礎(chǔ)上去，只影響到機身、中體、缸體、缸蓋以及各運動零部件的受力狀況和機器的磨損和功耗狀況。但是旋轉(zhuǎn)慣性力、往復慣力、旋轉(zhuǎn)阻力矩都是隨曲柄轉(zhuǎn)角變化的自由力和力矩，它們作用于機體軸承座上，通過地腳螺栓傳給基礎(chǔ)，使基礎(chǔ)產(chǎn)生振動。而基礎(chǔ)對機體的反作用力也同樣使機器產(chǎn)生振動。另外從壓縮機的受力分析中可知，活塞力通過連桿，作用在曲軸上的一個垂直于氣缸軸線分力與十字頭作用在滑道上的側(cè)向力，構(gòu)成一個有使壓縮機傾倒趨勢的傾覆力矩，該力矩也是一個隨曲柄轉(zhuǎn)角而周期性變化的自由力矩，傳遞到基礎(chǔ)，也會引起基礎(chǔ)振動。第49頁/共118頁50在壓縮機的幾個自由力及力炬中，慣性力的周期性變化是壓縮機產(chǎn)生振動的主要原因，下面簡要介紹這兩種慣性力的形成。第50頁/共118頁51(1)活塞的位移、速度和加速度當曲柄軸轉(zhuǎn)過α角時，連桿的擺角為，β活塞的位移量為令式中λ——稱為連桿的長徑比，活塞式壓縮機的λ值一般在1/3.5~1/0.6范圍內(nèi)。因為右邊按二項式公式展開，并略去人高次項可得則第51頁/共118頁52對時間t求導數(shù)，可得活塞的運動速度

活塞運動的加速度為上式對時間t求導數(shù)第52頁/共118頁53（2)曲柄連桿機構(gòu)的旋轉(zhuǎn)慣性力和往復慣性力旋轉(zhuǎn)慣性力主要是由曲軸的質(zhì)量不平衡產(chǎn)生，另外連桿的剛體平面運動有一部分質(zhì)量可轉(zhuǎn)化為旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量.一部分轉(zhuǎn)化為往復運動質(zhì)量。整個機械的旋轉(zhuǎn)慣性力可表示為式中mr一旋轉(zhuǎn)運動部分的總質(zhì)量、它包括由曲軸產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量和連桿大頭部分轉(zhuǎn)化過來的旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量；

r—曲柄旋轉(zhuǎn)半徑;

—曲柄旋轉(zhuǎn)角速度。旋轉(zhuǎn)慣性力引起機器的振動像不平衡振動一樣，產(chǎn)生每轉(zhuǎn)一次的轉(zhuǎn)速頻率振動，這種振動可以通過平衡方法把旋轉(zhuǎn)慣性力基本消除掉，即在旋轉(zhuǎn)‘慣性力所指的相反方向上施加平衡質(zhì)量。

第53頁/共118頁54往復運動的慣性力是由往復運動部件的加速度產(chǎn)生。假定往復運動部件的總質(zhì)量為ms(它包括了活塞組件和連桿小頭部分的轉(zhuǎn)化質(zhì)量)，則往復運動的慣性力為:上式中往復運動的慣性力F;由兩部分組成:稱為一階往復慣性力，力的變化周期等于曲軸旋轉(zhuǎn)一周的時間，且在=時為最大，因此一階往復慣性力引起的振動頻率為機器的轉(zhuǎn)速頻率。稱為二階往復慣性力，力的變化周期相當于曲軸旋轉(zhuǎn)半周的時間，且在和時為最大，因此二階慣性力引起的振動頻率為轉(zhuǎn)速頻率的2倍。第54頁/共118頁55幾種型式壓縮機的不平衡往復慣性力的大小和方位第55頁/共118頁56

4.1.3.2壓縮機故障振動和不正常聲音(1)故障振動往復式壓縮機由于存在旋轉(zhuǎn)慣性力、往復慣性力及力矩，將會引起機器和基礎(chǔ)的振動。除了這種機械運動引起的振動之外，往復式壓縮機由于間歇性吸氣和排氣，氣流的壓力脈動還會引起管路振動。如果氣流脈動頻率恰好與氣柱或管道自振頻率相同，就會產(chǎn)生管道共振，這種共振將帶來嚴重的后果，不僅引起壓縮機和基礎(chǔ)、管道各連接部分松動，嚴重時甚至會振裂管道。第56頁/共118頁57往復式壓縮機故障振動的部位及原因第57頁/共118頁58壓縮機機體振幅的大小與機器的結(jié)構(gòu)型式有關(guān)，在同樣的激振力下。一般立式、臥式、移動式的壓縮機振幅要大于角度式、固定式的壓縮機。中國現(xiàn)行《往復式壓縮機機械振動測量與評價》標準(GB/T777-87)是通過對壓縮機機體外表面不同高度和不同方向上(X,Y、Z三個方向)進行振動測最.取其最大的振動速度有效值作為壓縮機振動烈度的評定值。振動烈度的分檔方法見表4-10。表中各檔的比例是1：1.6,即每兩個烈度的級差值為4dB。壓縮機按不同結(jié)構(gòu)型式分為四類，各類壓縮機的振動烈度不允許超過規(guī)定的極限值。對于天然氣工業(yè)用的壓縮機標準則以美國石油學會標準API618為基礎(chǔ)。第58頁/共118頁59壓縮機的振動烈度〔GB/T7777-87)第59頁/共118頁60各類壓縮機的振動烈度(GB/T7777-873第60頁/共118頁61壓縮機的基礎(chǔ)振動可引起基礎(chǔ)下沉，機器結(jié)構(gòu)部件損壞，與機器連接的管道振動，管件損壞等一系列嚴重事故，因此對基礎(chǔ)的振幅有一定限止測量振動大都采用測振儀。對于基礎(chǔ)振動的測量，可用速度式傳感器;對于機體各部位振動的測量可用速度式、加速度式傳感器。如果測出的振幅超過允許值，則需要根據(jù)上述所列各類可能發(fā)生的振動原因?qū)ふ夜收?，否則帶病運轉(zhuǎn)，將會加速機器的損壞或出現(xiàn)人身事故。第61頁/共118頁62(2)不正常聲音往復式壓縮機運行過程中，各運動部件會發(fā)出有節(jié)奏的與轉(zhuǎn)速一致的正常響聲，有經(jīng)驗的工人能從不同響聲中判斷出壓縮機運行是否正常。當響聲有刺耳的噪聲、撞擊聲和不規(guī)則的節(jié)奏時，他們可立即判定機器運轉(zhuǎn)不正常，甚至能判斷故障發(fā)生的大致部位。第62頁/共118頁63往復式壓縮機故障聲音的部位及其原因

第63頁/共118頁64利用壓縮機在運行中發(fā)出的不正常聲音來判別故障，常用的監(jiān)測手段是用聽棒測聽機器各個部位，也可用機械故障聽診器，它是利用加速度傳感器拾取的信號經(jīng)過濾波、放大，通過耳機測聽，比聽棒有更高的靈敏度和信噪比。第64頁/共118頁65往復式壓縮機由于運動部件機構(gòu)復雜，零部件，產(chǎn)生故障振動和故障聲音是由多多種原因產(chǎn)生的，而且各種激勵力對機器外殼上某測點的振動響應(yīng)，由于傳輸途徑的干擾也往往難以識別故障。有些報道認為，往復式壓縮機的故障頻譜圖不同于旋轉(zhuǎn)機械，它除了工頻成分之外，往往伴有許多高倍頻成分，而且它們的幅值也較高。高倍頻成分上的能量集中可能是反映出主軸承磨損、活塞撞擊、閥片碰撞等故障。因此對往復式壓縮機進行故障振動和故障聲音的狀態(tài)監(jiān)測，相對其他旋轉(zhuǎn)機械來說難度較大，故障診斷的研究工作開展得還不很普遍，診斷方法多數(shù)還停留于依賴人的五官感覺，或者用一些簡單的測試儀器。國內(nèi)外也有一些工廠和研究機構(gòu)注重對往復式壓縮機的狀態(tài)監(jiān)測與故障診斷技術(shù)進行開發(fā)研究，已研制出有一定特色的在線監(jiān)測系統(tǒng)。例如，有些在線監(jiān)測診斷系統(tǒng)能對機器進行多測點、多參數(shù)進行監(jiān)測，監(jiān)測參數(shù)有壓縮機的氣體壓力、溫度、流量、油溫、振動、位移，電動機的電壓、電流、功率等。有些監(jiān)測系統(tǒng)還輔以氣缸的示功圖監(jiān)測，閥片運動規(guī)律監(jiān)測，潤滑油磨損顆粒監(jiān)測。監(jiān)測壓縮機運行中是否發(fā)生氣缸下沉、活塞、活塞桿和填料磨損、氣閥損壞、主軸承磨損、曲軸不平衡和運動部件連接松動等方面的故障。。第65頁/共118頁66【實例]對稱平衡式空壓機的故障振動診斷。某鋼鐵廠空壓機站有多臺2DI2-100/8型空氣壓縮機，曾出現(xiàn)過多起一、二級氣缸十字頭連桿斷裂事故和基礎(chǔ)底腳螺栓松動引起振動的故障。該機型為2列、對稱平衡式，結(jié)構(gòu)布置如圖所示。I一一級缸;2一曲軸箱;3一二級缸;4一基礎(chǔ);5一二級十字頭導板;6一一級十字頭導板;7一電動機測振點①②—布置在曲軸兩端軸承座上，主要檢測電動機同曲軸的連接狀態(tài)信號、曲軸旋轉(zhuǎn)部件故障的振動信號，也可為其他測點的振動信號分析提供參考。測振點③、④、⑤、⑥—布置在一、二級氣缸體和一、二級十字頭導板部位，主要檢測氣缸體、活塞、連桿、十字頭等往復運動部件工作過程中的振動信號。測振點⑦—布置在曲軸箱底座上.主要檢側(cè)曲軸箱機身底座的振動信號。第66頁/共118頁674.2示功圖及閥片運動規(guī)律的測量與故障分析4.2.1壓縮機示功圖顯示的故障4.2.1.1示功圖的測量壓縮機運行時，氣缸內(nèi)的氣體體積和壓力是在不斷變化的，通常利用示功器觀察和記錄不同活塞位置或曲軸轉(zhuǎn)角時氣缸內(nèi)部氣體壓力的變化，所得到的就是p-V示功圖。示功器的原理是把活塞移動或曲軸旋轉(zhuǎn)時的位置信號(用行程S、曲軸轉(zhuǎn)角a或時間t)作橫坐標，氣缸內(nèi)的壓力信號作縱坐標，同時輸人到光線示波器等一類顯示或記錄裝置，然后描繪出氣缸內(nèi)壓力和活塞行程體積的關(guān)系曲線。示功圖的測量包括如下幾個部分:①壓力信號轉(zhuǎn)換;②曲軸轉(zhuǎn)角信號轉(zhuǎn)換;③轉(zhuǎn)速測量;④壓力標定;⑤指示圖顯示。常用的示功器有機械式、氣電式和電子式第67頁/共118頁68測試示功圖的微機系統(tǒng)第68頁/共118頁69測試示功圖的微機系統(tǒng)示功圖的微機系統(tǒng)。圖中應(yīng)變式壓力傳感器送出的壓力信號由動態(tài)電阻應(yīng)變儀調(diào)制成士1V范圍內(nèi)的電壓信號，經(jīng)過采樣放大器放大和零電平移動，由A/D變換器變換成數(shù)字量后輸入微機。同時，光電傳感器送出氣缸內(nèi)活塞止點信號(可在飛輪上某一相應(yīng)點貼上一條狀鋁箔紙，產(chǎn)生反光脈沖信號代替活塞止點位置)，此信號經(jīng)放大，一路送往數(shù)字轉(zhuǎn)速顯示儀測定轉(zhuǎn)速;另一路經(jīng)采樣放大器調(diào)制后，作為開關(guān)量直接輸人微機外設(shè)接口，控制A/D變換器的啟動及采樣循環(huán)的終了。系統(tǒng)可完成數(shù)據(jù)采集、處理、作圖、打印及數(shù)據(jù)文件存貯。每次可顯示連續(xù)的256點數(shù)據(jù)，作出p-t曲線圖或p-a曲線圖。第69頁/共118頁704.2.2.2用示功圖判別壓縮機的幾種故障利用示功圖形狀變化，可以顯示壓縮機在結(jié)構(gòu)設(shè)計、管道配置以及操作運行中的故障和問題。例如:測量壓縮機的指示功率，氣閥上的壓力損失和功率損失，氣缸余隙容積的大小，氣閥和管道截面積是否太小，氣閥、活塞環(huán)、密封填料是否泄漏.氣閥彈簧力過大或過小，以及閥片顫振、氣流脈動等故障情況。故障的判別一般采用正常示功圖與不正常示功圖作對比的方式進行，井且要有一定的實踐經(jīng)驗。第70頁/共118頁71第71頁/共118頁72第72頁/共118頁73氣閥某些故障的示功圖形狀圖(f>、圖(g)圖(h)的吸、排氣線呈多次波動狀態(tài)，分別表示閥片發(fā)生顫振、閥片升程高度太高和氣流壓力脈動。三者情況有時較難區(qū)分，可以通過測量吸、排氣腔或管道中的動態(tài)壓力，把氣流壓力脈動情況區(qū)別開來。而閥片顫振情況與升程高度是有聯(lián)系的，屬于哪一類故障原因較難區(qū)分。第73頁/共118頁744.2.2閥片運動規(guī)律曲線圖

對一個性能良好的氣閥來說，要求它在氣缸內(nèi)壓力超過排氣壓力或低于吸氣壓力時能夠迅速打開，亦即氣流在閥上的壓力損失要小;當閥片到達閥擋(升程限制器)時，沒有太多的反彈，能夠穩(wěn)定地貼在閥擋上;閥片在開啟和關(guān)閉過程中波動要小，關(guān)閉后不應(yīng)有多次開啟現(xiàn)象;當活塞到達上、下死點位置后，閥片能及時返回閥座。這對一臺正常運行的壓縮機來說，這些性能要求都應(yīng)該能夠做到。但是當運行工況發(fā)生變化，氣流發(fā)生壓力脈動，氣閥出現(xiàn)故障或者氣閥本身存在設(shè)計不合理等問題時，上述要求就不能滿足了。氣閥產(chǎn)生的故障現(xiàn)象集中表現(xiàn)在閥片的啟閉運動上，因此測定閥片運動的規(guī)律，可以幫助診斷氣閥故障，提高壓縮機效率。第74頁/共118頁754.2.2.1閥片運動規(guī)律曲線的測量測定氣閥閥片的運動規(guī)律，亦即側(cè)量閥片在離開閥座后的位移量隨曲柄轉(zhuǎn)角(或時間〕之間的變化關(guān)系。閥片位移量的檢測傳感器有光電式、電感式、電容式和電阻式等.與之相應(yīng)的測量方法就有光電法、電感法、電容法和電阻法等，第75頁/共118頁76圖為電感法測量中的非接觸式電感位移傳感器。其原理是在閥座或閥擋上裝有電感線圈(其中一個為工作線圈。另一個為補償線圈，用以補償由溫度引起的誤差)。當閥片作開閉運動時，閥片與線圈之間產(chǎn)生相對位移。改變了線圈的磁通量，因而引起感抗的變化。通過交流電橋電路的調(diào)制，把電感量變化轉(zhuǎn)換為電壓變化，然后把電壓的變化信一號輸人放大器，經(jīng)過放大后進行數(shù)據(jù)采樣和記錄，便可得到閥片運動規(guī)律曲線。但是電感式位移傳感器是非線性的.即直接輸出的電壓信號與閥片位移量不成正比，為此需用一偏心輪作靜態(tài)標定試驗，標定后的曲線才是真正的閥片位移量與時間或曲柄轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系圖

非接觸式電感位移傳感器1-閥片;2-閥座或升程限制器;3.70-絕緣板。

4一工作線圈;5-線圈鐵心;6-安裝螺釘;7-鐵支架;8一補償線圈;9-鐵磁體外殼;11-引線鉚釘;12一引線第76頁/共118頁77傳感器與動態(tài)應(yīng)變儀配合使用時的交流電路如圖所示。圖中是工作線圈，是補償線圈.用以補償由溫度引起的誤差。R1和R2是應(yīng)變儀電橋盒內(nèi)兩個標準電阻。第77頁/共118頁78圖為閥片的運動規(guī)律曲線。圖中縱坐標為閥片的開啟高度，橫坐標為時間(也可表示為活塞行程)。閥片運動曲線上各點的斜率表示閥片各運動階段在各個位置時的運動速度。圖4-11閥片運動規(guī)律曲線t1-閥片開啟過程時間;t2-閥片全開過程時間;t3-閥片關(guān)閉過程時間;t4-閥片全關(guān)過程時間;t5-閥片從開啟到關(guān)閉終了經(jīng)過的時間;t6-閥片從開啟到第一次撞擊閥擋之間的時間第78頁/共118頁79閥片開啟過程的平均速度為h——閥片升程高度;t6——閥片從開啟到第一次接觸閥擋的時間。閥片關(guān)閉過程的平均速度為式中t3——閥片關(guān)閉過程時間。某一點的瞬時速度為第79頁/共118頁804.2.2.2閥片運動規(guī)律曲線在故障診斷方面的作用（1)判斷閥片開閉是否及時如果閥片滯后開閉或開閉時間過長，則可能的故障原因有以下幾點。①彈簧力不合適。②閥座上帶有過多的油水，對閥片產(chǎn)生黏著作用，使閥片開啟和關(guān)閉均發(fā)生滯后。例如，有一臺使用中的壓縮機，它的三級吸氣閥使用壽命恃別低.經(jīng)觀察發(fā)現(xiàn)，二級抽水分離器內(nèi)的油水總是排不干凈，而且液位經(jīng)常很高，由于油水被氣體帶人三級缸，引起三級吸氣閥損壞。后來在二級油水分離器上增添了一根排污管以后，分離器內(nèi)液位迅速下降，一級吸氣閥的使用壽命就有了明顯提高。③間隙通流面積太小，氣流阻力太大。④氣流存在壓力脈動。第80頁/共118頁81(2〕判斷是否存在氣流壓力脈動管路中或者壓縮機吸、排氣腔中存在氣流壓力脈動，將會增加壓縮機的功率損失，降低效率?？s短氣閥壽命。氣流壓力脈動在閥片運動規(guī)律曲線圖上不僅表現(xiàn)為閥片開閉不及時，而且還出現(xiàn)大幅度的波動、高頻率的顫振和多次開啟現(xiàn)象。(3)判斷氣閥流通截面大小閥片運動曲線包圍的面積表示氣閥的實際通流能力，稱為“時間一截面”。閥片運動曲線的“時間一截面”太小，表示氣閥流通截面太小。氣流阻力大，相應(yīng)在氣閥上的壓力損失也大，第81頁/共118頁82壓縮機氣閥的運動規(guī)律是氣缸內(nèi)壓力、管路壓力、氣閥彈簧力、閥片開啟高度、潤片重且等綜合因素作用的結(jié)果。因此綜合研究分析各個作用力與氣閥彈簧力及氣閥運動的關(guān)系，有助于杳找氣閥故障的原因和選擇合適的氣閥彈黃。為了便于分析氣閥中的一些故障間題，最好是把壓縮機示功圖上氣缸內(nèi)的壓力變化、管路內(nèi)的壓力變化以及閥片運動曲線畫在同一張圖上進行比較，有利于對幾種典型故障作出判別。有關(guān)這方面的內(nèi)容還需要作深入的研究工作。第82頁/共118頁834.3壓縮機的氣流壓力脈動與管道振動4.3.1氣流壓力脈動引起的故障分析4.3.1.1壓力脈動的起因活塞式壓縮機在運轉(zhuǎn)過程中，由于吸氣、排氣是間斷性的，兩者交替著進行;另外，活塞運動速度又是隨時間而變化的，這種現(xiàn)象就會引起管道內(nèi)氣流的不穩(wěn)定流動，產(chǎn)生流體壓力脈動。壓力脈動會給壓縮機工作帶來不利影響，例如?？赡苁箟嚎s機級的指示功率增加;降低氣閥的使用壽命;使得排氣量增大或減小;破壞安全閥的嚴密性以及引起管道和設(shè)備很大振動.第83頁/共118頁84圖單缸雙作用壓縮機的氣流速度與曲柄轉(zhuǎn)角關(guān)系αax——軸側(cè)缸氣閥開啟角度αcx——蓋側(cè)缸氣閥開啟角度

第84頁/共118頁85圖4-12表示1臺單缸雙作用壓縮機管道與氣缸相連處的氣流速度μt與曲柄轉(zhuǎn)角α之間關(guān)系(假定氣缸內(nèi)氣體速度等于活塞速度)。圖中:軸側(cè)缸氣閥開啟前氣閥開啟時蓋側(cè)缸氣閥開啟前氣閥開啟時式中A—氣缸通流面積/管道通流面積;r—曲柄旋轉(zhuǎn)半徑。第85頁/共118頁86壓縮機吸氣、排氣的間歇性，使管道內(nèi)氣流呈脈動狀態(tài)，壓力隨時間的變化如圖所示。壓力脈動的幅度大小，可用壓力不均勻度來表示，其定義為式中—脈動最大壓力

—脈動最小壓力

—平均壓力，=（+）。脈動壓力的幅度是指偏離平均壓力的最大幅度，即（-）=第86頁/共118頁87顯然，管道中壓力脈動的不均勻度愈大，振動頻率愈高，則振動能量愈大，愈有可能對管道帶來破壞作用，尤其是氣流經(jīng)過管道彎頭、閥門、噴嘴等處，較大的壓力不均勻度將成為管道振動的主要激振力。在管道各連接處產(chǎn)生的振動應(yīng)力，又可能成為整個結(jié)構(gòu)疲勞破壞的重要原因。因此對使用中的管道，氣流壓力不均勻度要有一定限制。一般說來，在壓縮機與緩沖器之間的管道內(nèi)，壓力不均勻度δ在5%~7%以下是合適的。對于進氣管道和連接管道，許用值[δ]=4%~8%;對于排氣管道，許用值[δ]=2%~4%。排氣量大、壓力較高時取小值。圣波得堡化工機械研究院（原列寧格勒化工機械研究院)對大型對置式壓縮機的壓力不均勻度許用值提出的標準

第87頁/共118頁88美國標準推薦，在管道內(nèi)的壓力不均勻度許用值[δ]（%)為:式中P0——管道內(nèi)氣體的平均絕對壓力，MPa。D——管道內(nèi)徑，m;f——激發(fā)頻率，Hz；，其中，m為激發(fā)諧波的主要階次（m=1,2,…..）n為壓縮機轉(zhuǎn)速，r/min.氣缸與緩沖器之間的管道內(nèi)，壓力不均勻度許用值[δ](%〕為

——壓縮級的壓縮比第88頁/共118頁89對于壓縮機外圍管道振動，在某一振動頻率范圍內(nèi)的總振幅，日本西南研究所作出了個容許的振動基準，這個基準值可用下圖表示。管道振動容許基準

第89頁/共118頁904.3.1.2氣柱固有頻率與氣柱共振現(xiàn)象管路系統(tǒng)內(nèi)所容納的氣體稱為氣柱。氣體像任何振動物體一樣，具有一定的質(zhì)量，可以壓縮、膨脹，具有一定彈性、所以氣柱本身就像一個彈簧，在一定激發(fā)力作用下會發(fā)生振動。壓縮機裝在管路的始端，活塞運動時周期性地向管路吸氣、排氣，時管路中的氣柱產(chǎn)生激發(fā)力，引起氣柱振動。氣柱是一個連續(xù)的彈性體.在接受了激發(fā)后，就把振動能量以聲速向管道遠方傳播。氣柱彈性系統(tǒng)本身，根據(jù)配管情況，管路始端、末端的邊界條件，有其自己的一系列固有頻率。對于簡單管道，可由下面的基本方程導出多種邊界條件下的各階氣柱固有頻率。第90頁/共118頁91圖4-15表示管道內(nèi)一氣柱，其截面積為A,任取一微段dx，其運動方程為:或式中u—微元體的脈動速度;p—脈動壓力;

—氣體平均密度。第91頁/共118頁92根據(jù)連續(xù)性方程—單位時間內(nèi)通過微元體的質(zhì)量等于質(zhì)量對時間的變化率，可得:微元體的微小密度變化是由壓力變化引起的，而壓力波是以聲速傳播，聲速的計算式由物理學中可知代入，可得第92頁/共118頁93消去u對x和t的偏導數(shù)后可得稱為聲學波動方程，其解為

(4-22)式中—氣柱固有圓頻率;A,B—積分常數(shù)，由邊界條件確定。設(shè)微元體脈動速度為將u與聲學波動方程解代入運動方程，得第93頁/共118頁94因此

(4-24)式(4-22)、式((4-24)為氣體微元體的壓力P和脈動速度u的運動方程。從式中看出，p和u在給定位置點上在作諧振動，它們的振幅是隨著位置的不同而不同。如果單獨研究各點的振幅，則由式(4-22)、式(4-24)可知（4-25）（4-26）管道端部的p和u值由該處的邊界條件決定，一個管道的聲學閉端是指該端P=1;u=0;聲學開端是指該端p=0,u=1。下面分別用三種邊界條件求得簡單管道的氣柱固有頻率。第94頁/共118頁95①管道一端封閉(如壓縮機端)，另一端為開口（如連接緩沖器、膨脹容器)。只要容器的容積大于管道容積的10倍以上，就可以把容器視為開口端，根據(jù)研究，這樣處理得到的計算頻率，其誤差不超過4%。這類管道，在x=0處為閉端，以u=0。代人式(4-26)得B=0在x=l為開口端。以p=0代入式(4-25)得式中A不能為零，因此

式中i—氣柱固有頻率的階次。當i=1時，計算的頻率稱為基頻;當i=3時，計算頻率稱為第二階固有頻率，余類推。

a—氣體聲速，;K—氣體絕熱指數(shù);R—氣體常數(shù)，J/kg·KT—氣體絕對溫度，K;l—管道長度，m。第95頁/共118頁96②兩端封閉的管道(如兩臺壓縮機并聯(lián),中間用管道連接)。在x=0處為閉端，以u=0代人式〔4-26)得B=0在處為閉端.以u=0代人式(4-26)得因為A不能為零，則氣柱固有頻率方程為或（4-28）第96頁/共118頁97③兩端均為開口的管道(如兩個大容器之間用管道連接)。管道在x=0處為開口端，以P=0代人式(4-25)，得到A=0在x=l處也為開口端，以P=0。代人式(4-25)得

=0同理，.當B時，氣柱的固有頻率方程與式(4-28)相同。第97頁/共118頁98復雜管道的氣柱固有頻率計算可借助計算機用轉(zhuǎn)移矩陣法求解。如圖(a)所示的管道系統(tǒng)可將其簡化成圖(b)所示一系列管道元件組成的管系。管系元件的組成如下:

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.體積元件，V1(2-3)、V2(8-9),V3(12-13);III.變截面管子元件，4-5,6-7;IV.流人點元件，10-11第98頁/共118頁99管系又分為主線和支線。通常取氣流流動的主方向為主線，管系的支線通常是放空管道、旁通管道等。管系分解成各個元件以后，就需要確定管系的邊界條件，如活塞、關(guān)閉的閥門、急轉(zhuǎn)彎彎頭、盲板等這樣的端點邊界，被視為聲學閉端，邊界條件為u=0。儲氣罐、大緩沖器、接通大氣等這樣的端點邊界，被視為聲學開端，邊界條件為p=0各個計算元件前、后邊界的p,u值是通過相應(yīng)元件的轉(zhuǎn)移矩陣來確定的。上一元件的后邊界即是下一元件的前邊界，這樣就可用下面的關(guān)系式把整個管系連接起來:當管道元件較多時，氣柱固有頻率方程只能寫成隱式格式，其解也只能借助計算機進行第99頁/共118頁100第100頁/共118頁101管路中的氣柱是否會發(fā)生共振，還取決于氣流的激發(fā)頻率。壓縮機氣流的壓力脈動波形并不是一種簡諧波，而是包含了多種頻率成分的復合波形?？梢酝ㄟ^諧波分析方法，把氣流脈動波形分解為數(shù)階諧彼，其中幅值最大的諧波稱為主諧波。主諧波的頻率稱為激發(fā)主頻率，可用下式計算式中n—壓縮機曲軸轉(zhuǎn)速，r/min.m—曲軸每旋轉(zhuǎn)一周,向管道吸氣或排氣的次數(shù)，對于單作用壓縮機，m=1;對于雙作用壓縮機，m=2第101頁/共118頁102氣柱共振是指壓縮機的激發(fā)頻率落入氣柱固有頻率附近的一個區(qū)域內(nèi)，通常稱為共振區(qū)，這個共振區(qū)一般定為當激發(fā)頻率在氣柱固有頻率的共振區(qū)內(nèi)，就會使管道中的氣柱處于共振狀態(tài)，此時氣流壓力脈動非常嚴重，引起管道、壓縮機和基礎(chǔ)的強烈振動。氣柱共振狀態(tài)下的管道長度稱為共振管長，共振管長區(qū)為對一端封閉一端開口的管道，當i=1時按計算得到的管長稱為第一階共振管長;i=3時計算得到的管長稱為第二階共振管長。處于二階共振管長的管道其振動程度雖然不像一階共振那樣劇烈，但是在設(shè)計配管時也要避開這個區(qū)域。第102頁/共118頁103【實例4-2]某汽車制造廠有一臺型號為L8-60/70型空氣壓縮機，該機使用中發(fā)現(xiàn)當二級排氣壓力達到額定值0.7MPa時，一級排氣壓力超過額定值約18.5%，造成這種不正常的原因是一級進氣管發(fā)生氣柱共振。該廠技術(shù)人員利用共振管長的概念成功地解決了這個問題。①壓縮機參數(shù):

轉(zhuǎn)速n=428r/min

吸人溫度t=20一級排氣額定壓力P1=0.2~0.23MPa

二級排氣額定壓力P2=0.7MPa

一級進氣管實測長度l=3.468m

結(jié)構(gòu)型式雙缸雙作用第103頁/共118頁104②計算共振管長:

求聲速式中K—絕熱指數(shù)，空氣為1.4;R—氣體常數(shù)，空氣為287J/kg·K;T—絕對溫度，T=273+20=293K.對于雙缸雙作用壓縮機的激發(fā)頻率為

一階共振