往复式空气压缩机

往复式空气压缩机（共11篇）

往复式空气压缩机 篇1

1 往复式空气压缩机的基本构造

往复式空压机的原理是在气缸内作往复运动的活塞向右移动时, 气缸内活塞左腔的压力低于大气压力, 吸气阀开启, 外界空气吸入缸内, 这个过程称为压缩过程。当缸内压力高于输出空气管道内压力后, 排气阀打开。活塞的往复运动是由电动机带动的曲柄滑块机构形成的。曲柄的旋转运动转换为滑动——活塞的往复运动。

往复式空气压缩机是一个庞大的空压机配件组合体, 虽然他们的工作原理相同, 但机体的外形、结构布局和形体尺寸却相差很大。L型往复式压缩机是当前各大工矿企业中使用最广、数量最多的一种设备。双缸往复式压缩机的高。低压缸布置成互相垂直的L型, 低压缸为立式, 高压缸为卧式, 这种形式的压缩机的有点是结构紧凑, 两个连杆在一个曲轴上, 使曲轴结构简单, 长度较短, 气缸互成90°角, 中间距离较远, 气阀及管路布置较方便, 管路短、流动阻力小、动力平衡性好、运动部件惯性力的合力可由曲轴平衡一大部分。机器运行平衡, 对机身受力有利, 基础可缩小, 可提高转速, 减小尺寸。L型压缩机已称为我国系列化定型产品, 都是双缸双作用, 两级水冷活塞式压缩机, L型压缩机常用的规格有3L-10/8、4L-20/8、5L-408、8L-60/8等。

2 往复式空气压缩机的振动响应分析

2.1 往复式空气压缩机机体阻尼分析

往复式空气压缩机体结构的振动响应分析对于机体阻尼起到重要作用。阻尼是材料的物理特性, 它表征了物理结构内部的能量消耗。一般情况对机体进行振动响应分析过程中不能忽略阻尼的影响。在实际振动响应计算过程中, 可以按下式来确定系统的阻尼矩阵:

[C]称为瑞利矩阵, α、β为实常数, 称为瑞利阻尼系数, α、β可由下式求出:

式中:ξ1-为系统第一阶自由模态振型下的阻尼比;ξ2-为系统第二阶自由模态振型下的阻尼比;ω1、ω2-为系统前两阶自由模态的固有角频率。

空压机机体的前二阶固有频率为f1=675.38Hz和f2=811.73Hz, 而有ω1=2π×f1, ω2=2π×f2。前二阶的模态阻尼比可以按经验取ξ1=ξ2=0.02-0.05, 这里取0.03, 则可以求得瑞利阻尼系数α=23, β=0.0000064。

2.2 往复式空气压缩机机体振动响应时间曲线分析

由机体振动响应的位移、速度变形云图可知空压机缸盖和曲轴箱下部的刚度较低、变形较大, 取曲轴箱下部具有代表性的某一节点, 分析它的振动响应。根据机体载荷时间历程曲线可知, 因为在曲柄连杆机构的往复惯性力的作用下两轴承的垂直分力 (Y向分力) 在半周期左右达到最大值, 从而使得节点的Y向响应在半周期左右出现峰值。往复式空气压缩机机体进行模态分析和瞬态响应分析可知空压机缸盖和曲轴箱下部的刚度较低、变形较大, 是比较薄弱的环节, 因此应注意通过在缸盖内部冷却水腔内布置加强筋来增加缸盖的刚度。在曲轴箱下部添加肋板或加厚曲轴箱壁的厚度以增强曲轴箱下部的刚度。

2.3 往复式空气压缩机不正常的振动原因及处理方法

3 往复式空气压缩机维修操作规程

3.1 维修操作程序:

开机前检查机器各部分是否处于正常状态, 紧固件有无松动等;检查皮带的松紧是否适当, 曲轴箱内润滑油的油位是否在油窗1/3-2/3范围内;用手盘动空压机风扇2-3转, 检查有无障碍感或异常响声;打开储气罐上的输气阀门, 使其处于全开状态, 按下启动按钮, 机器在无负荷状态下启动, 空压机维修启动后约三分钟, 若无异常现象, 则将输气阀门慢慢关闭, 使储气罐内压力逐渐升高;机器运行过程中, 应经常查看机器的运行情况 (如震动、声响、温度等) 是否正常, 有无漏油、漏气、螺栓松动等现象, 发现问题及时处理。注意一定要先卸去压力, 停机后再修理, 严禁带压操作。

3.2 维护保养:

储气罐内的污物要定期排除, 每运行8小时至少要排污一次, 将储气罐底部的排污阀打开, 让空压机在0.2Mpa压力下运行数分钟带压排污;活塞式空压机维修润滑油每天检查一次, 油面必须保持在观油镜的两红线或红圈之间;空气滤清器必须每个月清洗一次。每月检查一次安全阀的可靠性和三角带的张紧程度。曲轴箱内的压缩机油要定期更换, 每运转700小时更换一次;机油采用空压机专用油, 夏季用19#, 冬季用13#;进、排气阀定期清洗, 每年一次将气阀拆出, 清除积碳, 每年对主机全面维护保养一次, 检查各主要运动部件的配合间隙, 若磨损过大应更换;空压机要求放置在干燥、空气清洁、通风良好的地方。

结语

空压机若某些件发生故障时, 一般将会发出异常的响声, 操作人员是可以判别出异常的响声的。例如活塞与缸盖间隙过小, 气缸中掉入金属碎片, 以及气缸中积聚水份等均可在气缸内发出敲击声;或者排气阀片折断, 阀弹簧松软或损坏, 负荷调节器调得不当等等均可在阀腔内发出敲击声, 由此去找故障和采取措施。总之空压机本身的结构类型决定了其自身的缺点, 因此技术人员在操控过程中应及时检查, 对于故障早发现早解决。

参考文献

[1]刁爱民, 钟民军, 李光华, 等.某型高压空气压缩机故障分析和对策[J].流体机械, 2006.

[2]程艳霞, 铁占续, 孙付伟, 等.往复式压缩机故障诊断方法研究综述[J].仪器仪表用户, 2006.

[3]鲍雨梅, 盛颂恩, 孙礼弘.往复式压缩机故障诊断专家系统知识库设计[J].机械工程师, 2003.

[4]苗刚.往复活塞式压缩机关键部件的故障诊断方法研究及应用[D].大连:大连理工大学, 2006.

往复式空气压缩机 篇2

在清洗过程中请注意的是对曲轴箱和气缸的清理

在压缩机停下来以后，油的温度还接近运行温度时，将油按通常方式放掉，放掉过滤机中的油后清洗干净过滤机，或者换过过滤机，然后在压缩机曲轴箱里加入适合粘度的新油，在清洗过程中除掉的沉积物可能会降低过滤机的使用寿命，所以在运行期间要对过滤机进行定期检测，重新启动压缩机的时候，要按照制造商的推荐启动，不可擅自启动，

而对于气缸，一定要遵照制造商的推荐拆下进口阀和出口阀。清理阀门和可及的空气通道的同时还要清楚内部冷凝器及分离器上的沉积物。但是管道中仍然有可能存在沉积物和积炭，这些沉积物和积炭会逐步溶解。加入新油刚开始运行的那段时间按必须对压缩机沿线进行经常性的检查。启动压缩机要按照压缩机制造商的要求方法启动 ，有必要先跑合，采用压缩机普通操作所需要粘度的油，跑合142小时~250小时，然后放掉跑合油。

往复式空气压缩机 篇3

摘 要：本文就往复式压缩机的环状阀在使用过程中冲击应力的影响因素，以及针对往复式压缩机环状阀的运动特点，结构，利用大型的现代化分析软件分析了往复式压缩机环状阀在工作中产生的冲击应力，以此来优化往复式压缩机环状阀的使用效果。

关键词：往复式压缩机；环状阀；冲击应力

往复式压缩机环状阀的结构非常的简单，一般都是由环状阀的阀片，阀座以及升程限制器组成。环状阀是整个压缩机乃至整个生产的重要环节，一旦环状阀出现了问题，就会严重的影响到生产的继续进行，给企业带来严重的经济损失。

一、往复式压缩机环状阀工作冲击应力的影响因素

（一）环状阀的阀片厚度

在对环状阀的阀片厚度对整个冲击应力的影响进行分析的时候，主要采用的是对整个阀片、阀座以及相应的升程限制器制作一个简单的模型，通过对模型实验数据的分析得到相应厚度的阀片在使用过程中所产生的冲击应力，如下：表一和表二是相关的实验数据和曲线图。

通过对表一和表二阀片厚度对于相应冲击应力的研究可以得出，阀片的厚度与其相应的冲击应力是成正比的。因此，为了减小相关气阀阀片的冲击应力，以及减少相关环状阀的效率损耗，就需要将环状阀的阀片厚度进行相应的减小，以能够尽可能的减小相应的冲击应力，减少对阀片的损害，以便使往复式压缩机能够正常的使用。

（二）环状阀阀片的倾侧运动幅度

环状阀阀片的倾侧运动幅度也会充分影响到整个往复式压缩机环状阀的工作冲击应力。因此，通过对相关的实验结果进行分析得到如下的表三和表四。

通过对于表三和表四的分析得出，环状阀片的倾侧运动幅度与相应阀片的冲击应力是成正比的，当相应阀片的倾侧幅度变大的时候，所对应的阀片冲击应力也会变大，反之就会变小。因此，要想增加整个往复式压缩机的使用寿命，减少出现问题的情况就要合理的对相应阀片倾侧幅度的角度进行减小，将相应的冲击应力保持在最正常的标准下。

二、冲击应力方面的探究与分析

（一）环状阀阀片、阀座以及升程限制器之间的冲击应力分析

在对整个往复式压缩机环状阀的阀片、阀座、升程限制器之间的冲击应力进行研究的时候就需要应用到相关的分析软件进行系统的分析和处理。

在利用现代化软件进行分析的过程中，主要的分析方法有单元特性分析，物体离散化分析，单元组集分析以及节点位移分析。通过这几种分析方法，对往复式压缩机的环状阀在工作过程中的冲击应力进行相关的分析，最后将分析的结果利用相关的软件进行求解，最终得出整个环状阀片、阀座以及升程限制器之间的冲击应力，并通过对结果的分析进行相关的优化，升级。

（二）通过对模拟实验进行分析产生的结论

通过以上的模拟实验对整个的环状阀的冲击应力进行分析后可以得出以下三种结论。

1.在往复式压缩机环状阀工作的过程中，引起相关环状阀阀片出现裂痕，崩溃并最终导致失效的主要原因是在工作的过程中阀片、阀座以及升程限制器之间的作用力大于阀片所能承受的冲击应力，导致相应的阀片因为过度的作用力而发生损坏。

2.在工作的过程中，阀片冲击应力的大小和阀片倾侧的角度大小是成正比的，当倾侧的角度越大的时候，阀片的冲击应力也就越大，因此要想减小阀片的损耗，增加往复式压缩机的效率就需要合理减小相应的倾侧运动幅度。

3.为了提高环状阀阀片的使用寿命和可靠性，需要对阀片的厚度进行合理的选择，厚度越小产生的冲击应力就越小。

三、总结

往复式空气压缩机 篇4

往复式空气压缩机因其具有压力适用范围广、效率高以及适应性强等优点,目前已广泛应用于化工、煤炭、钢铁冶金等多个领域。活塞杆作为往复式空气压缩机的核心部件和易损件之一,其断裂造成的设备故障占重大安全事故的1/4以上。活塞杆的破坏形式主要为位于杆阶梯位置圆角处因应力集中引起的疲劳断裂,由于其两端分别与十字头和活塞相连,而活塞杆在往复运动中承受交变载荷,具体表现为从轴端到盖端运动过程中承受压应力,而从盖端向轴端运动过程中承受拉应力。因此在压缩机的实际运行过程中活塞杆的疲劳断裂与频繁的交变作用力密切相关。因此,在设计往复式空气压缩机活塞杆的过程中不仅应考虑活塞行程和冲次等因素,还应保证活塞杆在承受大吨位活塞力的过程中不发生安全事故,保证设备的连续运转率,使其在结构角度满足强度上的要求,避免产生过度的应力集中而在现场运行过程中发生疲劳破坏。本文采用大型有限元分析软件ANSYS对往复式空气压缩机活塞杆进行强度分析,并采用基于Good Man曲线的安全系数评价法则对分析结果进行评估,以确定其是否满足强度要求。

1 空气压缩机活塞杆强度分析

1.1 几何模型与边界条件

往复式空气压缩机活塞杆的三维几何模型如图1所示。为降低减少计算量,提高运算效率,本文对作为分析对象的活塞杆几何模型采用1/4对称结构,活塞杆直径为76mm,根据机械设计手册中的推荐值可知该几何尺寸的活塞杆材质的力学性能参数为σb=900MPa,σs=650MPa,σ-1=223MPa[3]。

对活塞杆的三维几何模型进行适当的简化处理,去掉对强度计算结果影响较小的细节并以.SAT格式将模型导入到大型有限元分析软件ANSYS的前处理界面中对该模型进行网格划分,单元类型为四面体非结构化网格,总体网格尺寸为10mm,同时对产生应力集中的局部细节部位(如活塞杆阶梯圆角位置)网格进行细化处理,细化部分网格尺寸为1mm。经前处理之后共生成四面体单元30588个。由于作为分析对象的活塞杆为整体模型的1/4,因此需在对称表面上施加对称方向的约束以保证模型在计算过程中不产生刚性位移。并对活塞杆与十字头的接触面节点定义约束。活塞杆连接活塞的螺纹部分节点加载的工况活塞力(分拉、压两种工况分别加载)。以压工况为例,经网格划分并施加上述边界条件,得到ANSYS界面下的往复式空气压缩机的活塞杆有限元分析模型如图2所示。

1.2 计算仿真结果

经计算求解并提取有限元分析软件ANSYS的后处理结果得到往复式空气压缩机活塞杆在压工况的活塞力作用下的应力分布云图和变形分布图分别如下页图3所示。

根据图3可知活塞杆在压工况条件下的最大应力为73.177MPa,最大应力产生于活塞杆阶梯圆角位置处,该位置应力集中明显,与用户使用现场某些活塞杆发生疲劳断裂位置相同。

压工况条件下活塞杆的变形分布云图如下页图4所示。

根据图4可知,活塞杆在压工况条件下最大变形出现在活塞杆与活塞连接部位,最大变形量为0.188mm。

采用相同的分析方法对拉工况条件下活塞杆进行强度分析,得到拉工况条件下活塞杆的应力分布云图如图5所示。

根据图5可知,活塞杆在拉工况条件下的最大应力为135.98MPa,最大应力产生于活塞杆与十字头连接位置的圆角处,该种工况与压工况相比应力值更大且有更加明显的应力集中,由此可判定拉工况对于该种结构的活塞杆为最危险工况。根据用户现场的实际使用案例可知,大多数活塞杆的疲劳断裂位置与分析结果吻合。

拉工况条件下活塞杆的变形分布云图如图6所示。

根据图6可知,活塞杆在拉工况条件下最大变形出现在活塞杆尾端与十字头连接部分,最大变形量为0.303mm。

2 结论

本文采用有限元分析软件ANSYS对往复式空气压缩机活塞杆进行结构强度分析,按照压缩机实际运行工况活塞力定义边界条件并施加载荷,经ANSYS后处理得到应力分布和变形等强度分析结果,采用基于Good Man曲线判定准则的规定来对活塞杆在拉、压两种工况条件下的静强度安全系数和疲劳强度安全系数进行计算,以判定其是否满足强度要求。

活塞杆静强度安全系数的计算公式为:

式中,Os表示材料屈服强度;Omax表示有限元计算得到的最大应力值,经代入求解可知活塞杆在压、拉两种工况下的静强度安全系数分别为8.85和4.78。

活塞杆疲劳强度安全系数的计算公式为:

式中,O-1表示材料的疲劳极限;K0、ε和β分别表示应力集中系数、尺寸系数和表面加工系数。经代入求解可知活塞杆在压、拉两种工况下的疲劳安全系数分别为2.73和2.76。

按照机械设计手册上的推荐值,活塞杆的许用静强度安全系数和疲劳强度安全系数的参考值分别为4.5和2.5。由此可知该种结构活塞杆的静强度安全系数和疲劳强度安全系数均大于许用安全系数,可认为其能够满足强度要求。

根据拉、压两种工况的应力分布云图及变形分布云图可知,活塞杆在往复运动过程中拉工况为危险工况,应从改进活塞杆尾部与十字头连接处的结构形式入手对其进行优化,改善应力分布并延长使用寿命,以提高空气压缩机的连续运转率。

此外,在满足活塞行程、冲次以及装配空间的条件下,可考虑在许用安全系数范围内调整活塞杆的长径比,以达到简化结构、稳定运行的目的。

摘要：活塞杆是往复式空气压缩机的核心部件和易损件,活塞杆断裂造成的设备故障占重大安全事故的1/4以上。在往复式空气压缩机的运行过程中活塞杆推动活塞做往复运动并承受拉、压两种工况交变载荷,因此活塞杆的断裂与频繁的交变作用力密切相关。本文以大型往复式空气压缩机活塞杆为研究对象,应用有限元分析软件ANSYS对其进行结构强度分析以确定能否满足静强度及疲劳强度安全系数要求。其结论对往复式空气压缩机活塞杆的设计与优化具有一定的理论指导意义。

往复式压缩机仪控单元安全性改造 篇5

关键词：压缩机 PLC 改造

引言

南堡联合站共有3台JGD/6大型往复式压缩机，承担着为海上来气增压使之达到天然气处理分离所需压力和将商品天然气外输任务，是油气处理的重要环节。本文主要针对2011年12月南堡联合站2#、3#原料气压缩机同时非正常停机的问题进行故障分析，并对相应的改造进行了阐述总结。

1.现状调查

2011年12月30日7：10左右中控室工控机显示2#、 3#原料气压缩机同时停机，值班人员检查压缩机现场实际处于运行状态，用于压缩机控制的PLC已死机，无法进行手动控制。按下压缩机旁紧急停车按钮，仍不能停止设备，最后通过与供电公司联系，在高压侧10kv开关柜内手动强制停机。

2.原因分析

通过查找压缩机PLC设计图纸及高压侧接线图并进行分析，发现以下三点问题：

2.1启停信号类型存在缺陷

PLC在死机或者失电后，即使按下停机按钮，PLC也无法接到停机指令，更无法将停机指令发出。这是因为其原设计中PLC发出的启动、停机指令均为点动信号（常态下为开点，需要发出停机指令时，闭合相应回路1秒后，然后断开），这就导致了常态下（无论压缩机运行与否），停机回路永远为断开信号，即使PLC死机后，也无法改变此种信号状态。当压缩机在正常运行期间，PLC输出至高压侧的信号线缆出现人为破坏或者其他断缆情况时，即使操作人员在现场按下紧急停机按钮时，压缩机PLC发出的停机信号也无法传至高压侧控制柜内，压缩机仍无法停机。

2.2急停功能设计存在缺陷

急停与常规停机信号同时接入PLC模块，且PLC停机输出指令只有唯一一条。不符合紧急停机与常规停机按照不同安全等级区别设计的理念。当压缩机PLC突发性死机、失电或控制屏失灵时，操作人员无法使用急停按钮停机。在无PLC监控保护的情况下运行，短时间会造成气阀损坏，严重时可造成压缩机出口压力超压，法兰刺漏。气缸活塞杆断裂，最后引发重大事故。

2.3缺少远程停机功能

设计中虽有急停按钮，在其处在压缩机控制柜旁，当出现压缩机厂房大量泄漏时，操作人员无法及时进入厂房停止设备，存在安全隐患，需要增设远程停机按钮，以实现远程异地停机功能。如发生压缩机厂房大量泄漏时，操作人员无法进入厂房内对压缩机紧急停机，可能会导致更严重的次生事故。

3.改造措施

针对上述三点问题，我们对压缩机PLC控制逻辑，自控ESD系统控制逻辑、高压侧合闸、跳闸回路逐一深入分析，找出其根本原因并按计划逐一进行如下改造。

3.1 PLC停机控制线路改造

考虑到PLC产品特性，在PLC失电或者死机时，IO模块中的DO点均可恢复安全位置（带电时为闭合状态时，PLC失灵后自动转换为常开位置），新增PLC模块DO触点一对，将其组态为常开点（PLC带电时触点闭合、故障时触点自动断开），将其接入新增的3#继电器线圈， 如图1，

图1改造后压缩机PLC端停机控制图

然后将3#继电器的常闭触点J3接入10kV压缩机开关柜内的主电机跳闸回路。如图2。通过以上改造实现PLC失效或者信号断缆后压缩机自动停机的功能。

图2改造后高压端压缩机停机控制图

3.2 改变急停信号接线点

通过分析，我们认为紧急停机方式应该与常规停机方式有所区别，且其安全级别要高于常规停机。急停按钮线路应该直接接入高压侧控制模块，以确保设备在紧急情况下无条件停机。

因此，我们将原有急停按钮常闭触点接通至高压侧控制回路的电源点，当急停按钮处于正常位置时，高压侧控制回路供电正常；当急停按钮处于紧急位置时，高压侧控制回路供电失效，实现主电机电源自动断开。当设备进行检维修工作时，可按下急停按钮，即使高压侧操作失误，也不会导致设备启动。

3.3增设异地远程停机功能

为了实现异地远程停机功能，我们将利用现有的ESD系统，在其机柜间内部增加DO4输出点一对，通过对ESD系统组态，将其DO4设置为长期带电状态，线路接入4#继电器线圈，

然后将4#继电器辅助触点中的常闭点接入高压侧主电机跳闸回路中，在中控室ESD控制盘设置三套压缩机紧急停车按钮，其信号接入ESD系统。

4. 结论

1、通过对压缩机PLC和高压侧主电机控制线路的改造、结合安全级别要求，增设了远程停机功能，实现了PLC故障和控制线断路时的自动停机功能。消除了潜在的安全隐患。

2、实现了远程停机给功能，为快速、安全应对压缩机厂房天然气大量泄漏等突发性事故提供了可靠地技术保障。

作者简介：郝磊（1983-）男，汉，河南南阳人，冀东油田油气集输公司，设备管理员，本科学历，管理设备方向。

往复式压缩机故障及排除探讨 篇6

关键词：往复式压缩机,故障,排除

在日常生活中对往复式压缩机的运用过程中, 常会出现这样的问题如:十字头销、十字头盖松动;十字头滑瓦、主轴瓦以及连杆瓦磨损松动;油压与油温低以及油品出现一定的问题【1】。

1 往复式压缩机曲轴箱异响

针对此类现象的发生, 经过一定的研究与分析, 对这类问题制定了一定的排除方案。首先对十字头销、十字头销该是否松动, 并且将其松动的部位进行一定的固定工作。其次应该对其主轴瓦、十字瓦头及轴瓦间隙进行一定的排除工作, 并且根据具体的破损松动情况对其进行一定的更换或者是固定工作。最后, 对油压与油温进行一定的测量工作, 在进行加载工作之前, 应该对油温进行一定的提升, 同时应该适当的减小机油节温器的冷却水流量。

2 往复式压缩机不能启动

在往复式压缩机工作的过程中, 造成其不能正常启动的原因大概有以下几种。

首先往复式压缩机的驱动机、启动盘出现故障;其次是在进行工作的过程中, 其油压启动开关与控制盘出现一定的故障;最后是往复式压缩机的气缸内压力较高以及其启动装置锁紧。可以通过以下几种方式解决此类问题。 (1) 对往复式压缩机的驱动机进行一定的故障排除工作, 并且对其动力进行调整【2】。 (2) 对油压进行一定的检查工作, 同时对油压的开关进行一定的调整或者更换等。

3 往复式压缩机的油封漏失

往复式压缩机的油封漏失主要体现在两个方面, 一方面为其油封的安装工作不正确, 另一方面为其排油孔堵塞。因此, 对往复式压缩机的油封漏失的改进工作首先可以根据具体的情况按照检修的标准重新进行一定的油封安装工作。

4 往复式压缩机的油压低

造成往复式压缩机油压较低有多方面的因素。通常包括其油泵气蚀, 在工作进行中出现的旋转部分拍打油面而形成的泡沫, 另一方面, 由于往复式压缩机的机体润滑油有一定程度上的漏失并且其主轴承泄露过量。随着社会的不断发展进步, 对往复式压缩机的油压较低的问题进行了一定的研究【3】。因此, 可以通过对往复式压缩机磨损的油泵进行一定的修补与替换工作并且对油池内的油位进行一定的降低工作, 其次, 在工作过程中, 可以通过曲轴箱浸入式加热器使用电伴热进行加热。最后, 对滤油器进行一定的清洗工作, 并且, 对其油路进行一定的检查工作, 同时, 对主轴承之间的间隙进行一定的调整, 调压阀的压力进行一定的设置工作, 如果油压表出现一定的故障, 应该及时的进行一定的更换。

5 在往复式压缩机工作的过程中, 其气缸内所产生的异响也是一个不容忽视的问题

产生这种问题的最主要原因在于其活塞松动, 并且, 活塞对气缸内外部造成一定的撞击【4】。然后是由于没有将十字头锁紧螺母松, 并且没有及时的更换已经被损坏了的漏失气阀, 最后活塞环的损坏以及阀密封气垫破损也是导致往复式压缩机气缸异响的因素。在面对这一问题的时候, 应该对活塞螺母的松动情况进行一定的检查, 并且将松动的螺母上紧。然后, 对活塞外端或者是内端的余隙进行一定的检查, 将其调到正确且合理的位置。同时, 应该检查气阀是否具有一定的损坏或者漏失现象, 如果出现此类现象, 应该进行一定的修理或更换工作。最后, 对损害活塞环以及密封性遭到破坏的气垫进行更换。

6 在往复式压缩机所运用的过程中, 经常会出现盘根过热或者是漏失的现象

盘根过热是由于一定的润滑故障, 通常是润滑油不合格或者是润滑油量不足而引起的, 其次由于冷却水的供应不足, 以及盘根之间的间隙距离没有正确的处理。因此, 面对这一现象的时候, 可以通过对润滑油的单流阀或者润滑油泵进行更换, 并且在工作的过程中, 应该严格控制润滑油质量, 增加润滑油的使用剂量。对冷却水进口的温度进行一定的降温工作同时对往复式压缩机盘根之间的间隙距离进行调整。另一方面, 造成往复式压缩机盘根漏失现象的根本原因在于, 盘根的磨损情况较为严重, 并且在工作过程中所使用的润滑油的质量不合格或者是在使用润滑油的时候其用量较少;盘根错误安装以及对盘根压力增加过快也是使其产生漏失现象的主要因素;另外, 由于盘根两侧的开口或者是侧边的间隙距离不够明确。

盘根漏失的处理方法大致为, 首先应该对已经出现破损情况的盘根进行一定的更换工作, 同样对不合格的润滑油进行更换, 并且在工作过程中, 应该增加润滑油的使用。其次, 对盘根盒以及管线应该进行清洗工作, 对盘根按照一定的标准进行安装检修工作, 同时应该调整其间隙。

7 阀上的积碳过多也是影响往复式压缩机的工作的重要因素之一

造成这种原因主要有, (1) 气缸润滑油的使用过多, 并且不合格润滑油的使用也能使其出现一定的问题。 (2) 阀在工作过程中有了一定的破损从而造成了一定的漏失。 (3) 由于对气缸施加的压力过大, 产生高温现象。因此, 面对此类问题的时候, 第一可以减少对汽缸内的润滑油的使用, 同时应该使用合格的润滑油。第二, 对阀组件进行一定的修理与更换工作。第三, 对气缸内的气阀进行一定的清洗工作, 使其能够进行正常的工作运行。

参考文献

[1]姜辉.浅谈往复式气体压缩机常见故障及排除方法[J].城市建设理论研究 (电子版) , 2013, (31) :23.

[2]丁继东.往复式气体压缩机常见故障及排除[J].中国设备工程, 2004, (1) :35.

[3]雷强, 张培杰, 朱立军.往复式压缩机故障分析[J].中国机械, 2014, (19) :45.

往复式压缩机的配管设计研究 篇7

随着我国石油工业、化工工业、冶金工业和制冷工业的迅猛发展, 应用压缩机的领域越来越多, 范围越来越广泛。往复式压缩机属于容积型压缩机, 其配管系统由进口管道和出口管道组成, 并以连接部件、控制部件和管件连接, 请参见管道平面布置图 (一) 和管道立体布置图 (二) 。

往复式压缩机配管设计的一般要求是:

配管管道长度应该尽量短, 形状应该尽量直, 并且减少弯头数量。但是为了避免出口管道的温升对管嘴和机壳的热胀影响, 出口管道应该柔性更强。

当管道内部的气体产生凝液时, 应该避免凝液自流, 尤其是管道设计中不可避免的出现U型管道时, 应该在底部采取一定的措施以排净凝液。

压缩机配管应该布置在周围有较为开阔的操作和维修空间的地方。尤其是当多台压缩机以并排方式布置时, 需要在便于切换并且容易靠近的地方布置配管管道上的阀门和仪表, 以便于进行操作。

对于传输危险气体 (如可燃性气体) 的压缩机配管, 应该连接部件和控制部件的部分做好防泄漏的措施, 避免危险气体的积聚带来安全隐患。

2. 往复式压缩机入口管道设计的要求

往复式压缩机入口管道的设置长度不应该超过25m, 以防止管道过长造成的气流压力下降。设置区域要求是, 应设置在户外没有污染并且位于常年最小频率风向的下风口的地区。另外, 管道管口距离地面应该有一定的高度。在入口管道的端口部位应该罩上网罩借以防止污秽杂物或者尘土被吸入管道内部, 以免造成管道堵塞或者工作效率下降。

2.1 入口管道的架设细节要求

往复式压缩机的入口管道的布置:从入口处的分液罐到入口处的管嘴之间的管道距离应该尽量保持最短, 这样布置的好处是, 能够使压缩机出来进入配管系统的气流压力损失程度降到最小, 同时管道内还不存有凝液。

由于进入压缩机配管的气体遇冷管会产生冷凝液, 所以应该在较容易生成冷凝液的管道部分给予伴热处理。

在往复式压缩机入口管道的坡度设计方面, 应该保证形成一定的坡角, 此坡角的低处端点在管道入口的分液罐部, 坡角高处端点在管道入口的集合管部。样做能够防止管道内部因为冷凝形成的凝液回流深入压缩机内部的汽缸。

入口管道应该被架置于由地面支起的矮墩架之上, 同时在管道壁上用管卡进行紧固用来稳固管道, 这样对防止管道振荡会起到很大的作用。另外, 阀门和仪表的高度应该安装得便于操作, 且安装位置在操作平台附近。

为了使流入配管系统带的气流压力脉冲减小, 可以在往复式压缩机的入口管道处做好防振措施。

2.2 入口管道阀门的布置

入口管道的阀门应该与压缩机轴保持垂直, 并且应该集中在往复式压缩机周围方便操作的平台上;如果因为场地的特殊原因而没有平台的话, 应该集中在往复式压缩机四周的地面之上。需要注意的是, 阀门本身是有自重的, 这点会影响配管的负重平衡进而产生管系的振动。为了改善这个弊端, 要把阀门尽量安置在管系最低的位置上, 并且在阀门两端尽量临近的管道位置上架置支架, 支架应该直接架置在地面上。

2.3 入口管道过滤器的安置要点

入口管道的过滤器应该在靠近往复式压缩机管嘴的地方安装, 并且尽量设置于水平方向的管件上, 尤其不应该安置在气流以反重力方向通过的立管之上。还需注意确保该处方便工作人员进行操作和维修拆卸的作业。

3. 往复式压缩机出口管道的设计

由于通过出口管道流体的脉动现象, 容易对管道产生振动影响, 所以应特别考虑防振措施的使用。往复式压缩机出口管道阀门设置细节的要求与入口管道阀门设置的细节要求相同。

3.1 安全阀的布置

为了防止压缩机及其配管内部的高压形成, 达到安全生产的目的, 设置安全阀是必要的。安全阀应该在尽量靠近出口阀门的位置安置, 同时设置排液阀以减少出口管道受高速冲击气流影响而生成积液。当安全阀设置在远离出口管嘴的位置时, 安全阀入口产生的压力降低量不能超过既定压力数值的3%。除此之外, 需要考虑的是对于危险气体的放空要求, 排放口的位置要设置在超过排放口方圆8m半径内的最高的平台3m距离;同时注意控制放空时的噪声污染, 需要达到规定的标准。

3.2 止回阀的设置

出于防止压缩机骤停和出口管道的流体回流, 在压缩机出口管道的最后一级需要设置止回阀, 具体位置介于压缩机出口和冷凝器间, 并且不应选用选用旋启式止回阀。

4. 往复式压缩机配管主管道的抗振设计研究

经过认真分析往复式压缩机配管工作时产生振荡的原因, 进行配管系统减振设计的工作重点在于采用必要的措施, 尽量将流体压力脉动和配管系统的有害振荡控制在合理的范围内;除此之外, 采取有效的策略, 尽量避免压缩机组配管系统的结构性共振效应的发生。

4.1 准确计算流体汽柱的自振 (固有) 频率

为了避免汽柱共振效应的发生, 应该使各段配管系统的汽柱自振 (固有) 频率小于激发频率共振区间的最小值或者大于激发频率共振区间的最大值。如果通过计算后, 发现会出现共振情况的话, 可以采取改变管道走向, 增缩管道口径和增减管道长度的方法来改善。

下面给出管系的汽柱自振 (固有) 频率计算方法, 公式 (1) :

考虑到其结构上的强度通常不应减少, 所以无法减少管系的重量。因此由公式 (1) 可以得出结论, 提高管系的自振频率方法是增大振动系统的刚度, 而刚度是由管系的受支撑度、管道弯曲度和管道直径等因素决定的。

4.2 增加添置抗振孔板的环节

从功能上讲, 减振孔板能降低流体脉动现象的强度。如果能在大容积容器的进出口分别安装上合适尺寸的孔板, 就会使配管系统的机械振动因为受到阻力作用而减弱。选择孔板时, 需要考虑到孔径大小、孔板材质、孔板厚度和孔板样式等问题:孔径大小利用流体压力脉动值来计算 (孔径比在区间[0.43, 0.5]之内) ;孔板厚度最适宜为3m m;孔径材质和管道材料相同即可;孔板样式和法兰相匹配即可。

4.3 合理放置缓冲罐位置

缓冲罐最大的好处在于, 当流体进入罐身之后, 不但能降低进入罐身的流体压力, 而且能调整流体压力的不均匀, 使排出缓冲罐的流体压力趋于均匀。在往复式压缩机流经缓冲罐后流体压力脉冲明显下降。所以, 在合理位置放置缓冲罐是最直接最有效的降低流体脉动的方法。选择缓冲罐应该考虑到其自身容积大小是否能够与压缩机组匹配, 应保证入口缓冲罐和出口缓冲罐的容积都足够使用。在缓冲罐放置位置方面, 气缸上方应该安置一个入口缓冲罐, 气缸下方应该安置一个出口缓冲罐, 并且将两个缓冲罐都尽量接近气缸的位置, 借以使得缓冲作用达到最大化。

4.4 增加配管管道的支架

为了避免配管系统和压缩机、厂房建筑物产生共振效益, 压缩机的配管管道的支架系统必须与压缩机、厂房建筑物的支架或搭建基础分离, 还要利用不相等间隔距离的方法来构筑, 将防振的支架尽量搭建在容易引起振动的配管部分 (如弯管和阀门等) 。同时, 在设计中还可以加置一层厚度在3至5mm间的橡胶石棉板, 以保证配管和管卡之间达到无间隙的充分接触, 这样的做法在实际生产中已经得到广泛的应用, 其好处是不但可以减少共振的出现, 还能缓冲配管管体因热膨胀产生的位移。

4.5 配管系统局部抗振荡能力的增强

由于配管系统的主要管道处会产生交变的集中峰值应力, 容易致使主管道超负荷工作, 所以主要管道的各部分都该运用相匹配的增强办法。在可以采用标准管件和零件的地方 (工艺上的分支管道、变径管道和拐弯管处) , 一定要使用标准件来满足较高的强度需求。在无法使用标准件的特殊地方, 一定要做好增强的措施。

5. 结束语

往复式压缩机配管设计的工作重点和难题是, 减少配管系统的有害振荡, 将流体压力脉动和配管系统的有害振荡控制在合理的范围内。往复式压缩机配管不可避免的会发生流体脉动现象, 但是通过对于配管设计的研究和分析后, 可以得出适宜的减振和改善脉动现象的办法, 尽量使往复式压缩机达到一个理想的工作状态, 为安全生产打下良好的基础。

摘要：往复式压缩机配管设计的工作难题是, 将流体压力脉动和配管系统的有害振荡控制在合理的范围内, 尽量使往复式压缩机的配管达到一个理想的工作状态。因此, 本文以往复式压缩机的配管设计作为研究的重点, 在提出设计建议的同时还给予了改善振动的措施。

往复式压缩机润滑油的选用 篇8

关键词：往复式压缩机,润滑油,负荷,黏度

一、往复式压缩机润滑特点及对润滑油的要求

1. 汽缸内部润滑

汽缸内部润滑用于减少汽缸、活塞环、活塞及填料等摩擦表面的磨损, 也用于压缩气体的密封和各部件的防锈防蚀。汽缸润滑有三种方式: (1) 飞溅润滑。飞溅润滑大多用在无十字头式的小型通用压缩机上, 它的缺点是不能控制进入摩擦副中的油量, 和使在输出气体中含油太多, 影响气阀工作; (2) 吸油润滑。靠压缩机吸气时吸入少量油来润滑。吸油润滑用于无法采用飞溅润滑的无十字头式的压缩机中。吸油润滑耗油量大, 不是所有的油都落到摩擦副中; (3) 压力注油润滑。用注油器将润滑油注入气缸和填料的各润滑点。在小容量压缩机中, 注油器由压缩机曲轴驱动, 而在大容量压缩机上, 注油器往往由单独的电机驱动。压力注油润滑的优点是能以最少的油量, 保证各摩擦表面润滑的需要, 使之均匀而合理地润滑。压力注油润滑广泛用在由十字头式压缩机和其他容量的高压压缩机中。

2.运动机构润滑

往复式压缩机运动机构润滑的主要方式是压力强制润滑。通过由曲轴驱动的油泵, 使润滑油以一定的压力和足够剂量, 通过曲轴连杆体内的油道或油管, 对主轴承、连杆轴承及连杆小头铜套等进行强制润滑, 并用从轴承间隙挤出的油雾润滑其他表面。压力强制润滑的特点是油量充足、润滑充分, 能有效带走摩擦表面的热量与金属磨屑, 故得到广泛采用。

往复式压缩机由于润滑方式不同, 对润滑油的要求也不同。对于压力润滑, 内、外部是独立的, 内部润滑的润滑油由于与被压缩气体直接接触, 而且又处于较高的温度和压力下, 故有较高的要求: (1) 在高温下应具有一定黏度, 以保持一定的油膜强度及密封能力; (2) 具有较强的抗高温氧化性以减少积碳, 且不与被压缩气体发生化学反应; (3) 有一定的闪点和较高的燃点, 以防止偶然的火花而引起燃烧, 一般要求闪点比排气温度高20～50℃; (4) 不应与气体中所含有的少量水分形成乳化物而降低润滑性能。而对于外部润滑油, 由于工作温度一般在70℃以下, 且不直接与气体接触, 故油的工作条件较好, 但由于油循环使用, 因此应具有较高的抗老化性和较长使用寿命。若往复式压缩机采用飞溅润滑, 因内外部润滑采用相同的润滑油, 故应按内部润滑要求选择润滑油, 且应使润滑油具有良好的抗老化性能。

二、往复式压缩机润滑油的选择

1. 外部润滑用油的选择

外部润滑用油要求相对较低, 可选用全损耗系统用油。对于负荷较轻、工作温度较低的压缩机, 可选用N32和N46号全损耗系统用油;而对于负荷较大、工作温度较高的大、中型压缩机, 可选用N68和N100号全损耗系统用油。

2. 内部润滑用油的选择

(1) 按空气压缩机润滑油负荷等级选择

选择时应考虑往复式压缩机的运转特性、排气压力、排气温度和级压力比。负荷等级选择可按表1进行。但要注意, 测得的温度往往比压缩机汽缸内实际温度要低, 资料表明, 汽缸内实际温度比通常所使用的水银柱温度计或热电偶测得的温度高10～20℃。

(2) 按空气压缩机润滑油黏度选择

在往复式压缩机中, 总摩擦功耗的38%～45%是由活塞环摩擦副引起的, 特别在高速、高压压缩机中, 它的摩擦功耗所占比例更大。因此, 对于内部润滑油黏度的选择, 主要考虑汽缸与活塞环之间的润滑及密封要求。润滑油的黏度应选择在工作温度和压力下, 为保持润滑和密封的最低黏度。低于该黏度, 不能保持足够的油膜强度, 高于该黏度使摩擦功耗增大, 且因流动性差, 使滑动表面油量分布不均, 导致异常磨损。另外, 黏度越大积碳越严重。

压缩机适用的润滑油黏度可根据往复运动密封润滑理论, 按公式计算, 其中:p———给定坐标点的压力, Pa;x———沿滑动方向的摩擦表面的位置坐标, m;η———油的动力黏度, Pa·s;v———滑动速度, m/s;h0———油压最大处油膜厚度, m;h——油膜厚度, m。用上式计算时油膜厚度应大于1.6μm, 一般保持在2～5μm较为合适。实际选择时也可按表2确定。

应用表2选择黏度牌号时, 还应注意不同季节环境温度的变化。冬季环境应选择较低黏度的润滑油;夏季环境可选择较大黏度的润滑油。

(3) 气体压缩机润滑油品种选择

气体压缩机中的“气体”指除空气和制冷剂以外的所有气体。气体压缩机内部润滑油可参照ISO标准直接选择气体压缩机油, 如表3所示。

由于目前我国还没有相应的标准, 因此实际选用较为困难。一般对于不易溶于油及不与油反应的气体, 可直接选用空气压缩机油, 如氮气、氢气、氮氢气、二氧化碳、一氧化碳、硫化氢、石油气、水煤气、焦炉气、乙炔等气体。而对于氧气、氯气、氯化氢等气体, 一般多采用无油润滑压缩机;对于高压合成聚乙烯的乙烯气体, 多采用白油或N260乙烯超高压压缩机油。

三、往复式压缩机润滑油的更换

由于空气压缩机在运转中有磨损, 润滑油在使用一段时间后会含有杂质或油质老化, 如继续使用会加重压缩机零部件的磨损, 生成积碳, 所以必须定期更换润滑油。一般, 运行中的压缩机油应定期取样, 观察油品颜色和清洁度, 定期分析油品黏度、酸值、正戊烷不溶物等理化性能, 出现下列情况之一者应考虑换油: (1) 油品不透明或浑浊; (2) 颜色异常, 色号加深3级; (3) 酸值超过0.3mgKOH/g; (4) 黏度变化超过±10%; (5) 机械杂质或水分大于0.1%。新安装机组在最初运行48h后更换一次润滑油, 如更换或检修活塞环、活塞和汽缸, 运转96h后换油, 正常运转过程中一般根据质量分析情况决定换油时间。每次换油须将曲轴箱内的残余润滑油全部放净, 具体操作如下:将压缩机停下, 温度接近环境温度时, 按正常方式将油品放掉, 利用和好的面粉团粘取清洗曲轴箱内油泥, 将其内部沉积物彻底洗净后再加油, 加油过程中注意油量不宜过多, 一般在油箱液位的1/2～2/3位置, 油位过高会产生窜油现象, 油位过低主机会因供油不足而抱缸。

参考文献

2D型往复式压缩机润滑系统优化 篇9

关键词：压缩机,润滑系统,换热器,改进

一、问题与原因

航天炉 (HT-L) 粉煤加压装置低温甲醇洗岗位使用2D型往复式压缩机, 布局为二列二级卧式对称平衡型。该机初期运行的一个月中就出现故障两次, 发现润滑油系统设备装置设计不合理, 以及油冷却器换热效果不好引起油温高等问题。特别是轴承、衬套易磨损, 曾出现十字头销堵油片裂纹跑油, 衬套因断油而抱轴磨损烧毁。

分析原因, 主要有十字头销堵油片装置设计不合理, 十字头销定位装置存在潜在隐患。十字头衬套结构不完善, 油路分布不均匀, 衬套润滑不良。主轴承 (滚子轴承) 润滑方式欠佳, 轴承响声大, 使用寿命短。油冷却器换热效果不好, 油温高。

二、改进措施

1. 改进压缩机十字头销

十字头销两端油孔封盖1.5mm厚, 材料是Q235薄钢片, 焊接在十字头销两侧的端面 (图1下半部分) 。由于钢片薄, 运转过程中易造成开裂漏油, 以致造成油压低而联锁跳车, 严重时造成运转部件烧毁。十字头靠开口弹性挡圈外环定位, 由于开口挡圈厚度只有2mm, 且弹性挡圈多次装配时受力拉伸, 容易出现疲劳断裂, 从而导致十字头销运行中从销孔内窜出造成事故。经过分析, 决定去除堵油片和开口挡圈, 选用加厚的堵油钢板、增加十字头销法兰式压盖定位装置 (图1上半部分) 。

(1) 选用6mm厚不锈钢板加工成一个圆形堵油板代替堵油片, 直接焊接在销孔两端凹槽内。因堵油板厚度合适, 并且强度和刚度相对于堵油片要好, 随后一个月的试运行效果很好, 有效解决了销孔堵油片漏油问题。

(2) 加工一个带凸台的法兰盖 (保证凸台的深度和外径与十字头销孔相匹配) , 在十字头销孔端面对应凸台法兰孔位置处加工四个直径10mm的螺栓孔, 通过螺栓紧固十字头销法兰压盖, 同时做好螺栓防松装置, 可有效保证十字头销的定位准确、可靠。

2. 改进十字头衬套润滑油槽结构

在内侧环形油槽的基础上增加多个横向油槽, 做到衬套各点润滑分布均匀 (图2) 。十字头衬套的材料为青铜, 内侧只有一条环形油槽, 中间圆周分布有油孔, 润滑油由中间油槽处向衬套两侧扩散, 当摩擦副间隙过小或油量供应不足时, 导致衬套油槽内供油分布不均匀, 从而影响油楔形成。在衬套里侧环形油槽内沿内圆加工出横向油槽 (油槽不应开通至衬套端面边缘外, 以免造成漏油) , 测得衬套销孔配合间隙为0.1mm, 符合设备安装技术规范。

3. 增加主轴承 (滚子轴承) 供油管线

连杆大头瓦、小头铜套和十字头滑道为连续性强制供油, 压缩机的主轴承厂家设计为滚子轴承, 润滑方式为抛油圈甩油、飞溅润滑 (图3) 。当设备停运一段时间后, 轴承会无油而干涩, 设备再次开机运行时, 必然会对轴承造成一定的摩擦。特别是当油箱油位较低时, 抛油圈接触不到油位, 将会造成事故。在曲轴箱盖上端正对滚子轴承侧面空隙处, 开孔后配一根直径6mm的油管, 引致轴承侧面上端, 通过调节油路支管上的控制阀门, 引入润滑油对轴承进行强制淋油润滑, 同时保留原甩油、飞溅润滑, 使轴承润滑效果大大改善。

4. 改善换热效果

(1) 并联一台油冷却器, 同时增设换热器水路反洗阀 (图4) 。厂家设计的是一台10m2的油冷却器, 因使用的冷却水为循环水, 易形成碳酸钙、泥土、杂质等污垢, 换热效果不好, 常导致油温较高。在润滑油路上加配一台面积为20m2换热器, 通过调节水路阀门控制水量来达到合理换热效果, 同时可在不停车状态下实现换热器的切换清洗。另外对换热器的进、出冷却水路加配反冲洗阀门, 通过定期对换热器进行反冲洗, 及时排除水路中的污物。

(2) 对滚子轴承增加远程温度测量装置, 实时监测轴承温度。原轴承温度只能显示在控制柜数据显示器上, 操作人员不易观察。在轴承盒盖上增加铂电阻测温数控系统, 可通过远程数据在微机监视盘上实时在线监测。

三、注意事项

(1) 当切换清洗换热器时, 一定要先切掉油系统连锁, 防止连锁跳车事件的发生。

(2) 改进修复后的十字头衬套油孔应及时吹净疏通, 避免切削金属颗粒进入摩擦副内。及时清理滤油器滤网, 严禁堵塞影响润滑油量。做好油品日常检查和定期分析, 适时更换润滑油。

(3) 加强设备巡检, 特别是应认真检查油位、油质、油温、油压和摩擦副温度等, 及时发现问题, 认真做好整改。

四、效果

往复式空气压缩机 篇10

【摘要】本文以中国煤制油化工有限公司榆林化工分公司聚乙烯装置增压机/一次往复压缩机为研究对象，介绍了增压机/一次往复压缩机的结构及特点，通过对日常所遇到的一些故障的处理，从而在操作维护方面提出了延长增压机/一次往复压缩机运行周期的建议和措施。

【关键词】往复压缩机操作维护故障长周期

概述

中国神华煤制油化工有限公司榆林化工分公司30万吨/年高压聚乙烯装置引进德国Basell公司LUPOTECHT管式法反应器技术，装置采用脉冲反应器技术，以过氧化物为引发剂，分四点注入反应器的不同区域，合理利用反应热来副产低低压蒸汽；一次/增压压缩机和二次压缩机配备合理；反应器上设有紧急泄压阀，能够快速降壓保护低压分离器；产品结构合理，能生产均聚和共聚产品。

装置由德国UHDE工程公司进行基础设计，大庆石化设计院进行部分详细设计，由中国石化第十化工建设公司建设。装置于2013年5月开工建设，预计2015年7月全面建成中交。

1、增压机/一次往复压缩机概述

1.1增压机/一次往复压缩机的相关参数

增压/一次压缩机（PK1201）型号：8B6A-2.97_1，对称平衡式，增压压缩机采用往复活塞式压缩机，无备机，三段压缩，采用电机驱动（与一次压缩机共用一台电机）。与主机配套提供冷却器、分离器、电机、润滑系统、冷却系统以及保护压缩机安全运行的控制联锁系统。

增压机数据表

一次机数据表

1.2增压机/一次往复压缩机的结构

压缩机的结构型式虽然复杂，但其设备主要组成部分包括机身、中体、传动部件、气缸组件、气阀、密封组件、气缸油润滑系统、曲轴箱润滑系统、冷却系统、缓冲、分离以及气路系统等。

1.3增压机/一次往复压缩机的工艺流程

界区来的新鲜乙烯经压力控制阀进入LDPE装置，经新鲜乙烯加热器E1201后进入增压/一次压缩机C1201第四段吸入侧。新鲜乙烯预热器E1201用于寒冷季节时对新鲜乙烯在温度控制下，用低低压蒸汽加热。

增压/一次压缩机C1201为一台水平移动活塞式的六段压缩机。增压段（一次压缩机的一段、二段和三段）对低压循环气体进行压缩，压力从约0.02MPaG升压到2.96MPaG（设计工况）。一定数量的压缩气体作为驰放气，经过内部冷却器C1201E3和入口分离罐C1201V3后，在三段的出口处分出，去乙烯装置精制处理回收乙烯。压缩气体的主要部分和新鲜乙烯进料进入四段入口后，经一次压缩机，最终达到约28.5MPaG。设计的质量流率为17吨/小时（增压机）和65吨/小时（一次机）。为了调节压缩机要求的吸入温度，在每一段的出口处都有段间冷却器C1201E1～C1201E5和后冷器C1201E6，C1201E1，E2，E4，E5用循环水冷却，C1201E3用冷冻水，C1201E6用冷媒。段间冷却器下游是分离罐C1201V1～C1201V5，这些罐与废油收集罐V1202相连接，把从活塞杆法兰处泄漏气体夹带的油收集起来。V1202收集的废油，经C1201废油泵P1201A/B打到废油罐中，废气排至火炬。分离罐C1201V1～C1201V5的排液由操作工启动顺序控制程序实现，通过检测排出气体的流量开关来停止排液。另外，在一段到六段汽缸的上游，设有脉冲阻尼器C1201V11/V21/V31/V41/V51/V61，在一段到五段汽缸的下游设有脉冲阻尼器C1201V12/V22/V32/V42/V52/V62。压缩机每段的第一级填料泄露的高压泄露气经过C1201V8分离废油后送到增压压缩机的入口。C1201V8中的废油定期排入到废油收集罐。压缩机每段的第二级填料泄露的低压泄漏气经由C1201V9和C1201P9排入V1202。压缩机有用于开停车和能力调节的自动操作旁路线。增压机的负荷控制通过一段和三段的旁路调节来实现。而且，增压机的100%到50%的负荷控制也可以通过入口卸荷阀来实现。一次压缩机的负荷控制通过四段和六段的旁路调节来实现。同样的，一次压缩机的100%到50%的负荷控制也可以通过入口卸荷阀来实现。调整剂丙醛（PAL）在流量控制下注入到四段出口侧，丙烯注入到压缩机的进料气体中（四段吸入侧）。从新鲜乙烯进料线引一条管线到一段吸入侧以使装置低压循环系统在开车前充满乙烯气体。压缩机的每一段都设有一个安全阀，其排放气体都送入火炬收集器。一旦二段到六段内部冷却器中的某根管子破裂，在每个冷却器或加热器的壳程设置的爆破片将用来保护冷却水或蒸汽系统。

2、增压机/一次往复压缩机常见故障分析及对策

增压机/一次往复压缩机在日常运行工过程中，极少量的是会在没有任何预兆的情况下突然出现故障状态的。日常运行过程中要正确的优化操作维护设备，做好维护和检修工作，要尽可能把设备故障消失在萌芽状态。为了便于对增压机/一次往复压缩机的一般故障有初步的了解和诊断，本段落对设备常见故障及对策作一些概括性的叙述。但需要特别说明的是，岗位操作人员在增压机/一次往复压缩机发生不明故障时，不能仅仅单凭所叙述的内容进行修理，而应根据压缩机的相关技术资料，充分了解增压机/一次往复压缩机的结构性能，结合具体情况作具体科学有力的分析，及时的并科学有据的判断原因，把维修做到高水平、高质量。

2.1常见工艺系统故障及对策

由于增压机/一次往复压缩机的结构特点及运行工况苛刻，设备在正常运行过程中不可避免的出现波动或故障，这里所描述的异常波动及常见故障及对策详见下表。

3、增压机/一次往复压缩机优化操作要点

3.1辅助系统

检查曲轴箱润滑油系统油温（换热器后）TE12A53在41～45℃正常范围内，油压PT12A55、PT12A56、PT12A57在0.45MPa左右，且不低于报警值0.25MPa，油箱液位在上下限之间；

检查气缸润滑油系统油温TI12A60正常，在45～60℃范围内，脉冲流量FSL-12A61在2Pulse/min以上，油箱液位在上下限之间，通过视镜检查确认各润滑点畅通，注油量正常；

检查曲轴箱润滑油过滤器压差PDIS12A51在0.01～0.07MPa之间，且不高于报警值0.1MPa；

通过视镜检查确认各润滑点畅通，注油正常；

检查确认界区循环水供水温度小于28℃，供水压力大于0.4MPa，符合工艺要求；

检查缸套、级间冷却器、油冷器、电动机、活塞杆填料函等部位冷却水循环正常，无堵塞；

检查确认界区低压氮气系统压力为0.4～0.6MPa，符合工艺指标要求，各部位保护氮气压力、流量正常。

3.2增压机/一次往复压缩机本体设备

检查曲轴箱框架振动VI12A77/78不高于8mm/s，各段气缸缸体振动均不高于25mm/s，机组地脚螺栓无松动，各部位无异常振动；

检查密封泄漏是否符合标准；

检查各段出入口温度、压力是否正常（指标如开机最终状态“状态确认”部分）；

检查机组各传动部位有无异常响声；

检查各主轴承温度TI12A70～75在40～75℃正常范围内，不高于80℃；

检查各段活塞杆下沉位移在正常范围内（指标如开机最终状态“状态确认”部分）。

3.3主电机

1）检查主电机运行中是否有异常响声；

2）检查主电机正压通风压力PI12A87/88/89不低于0.2KPa

3）检查主电机电流EWI-C1201是否正常

4）检查主电机绕组温度TI12A81～83不高于145℃

5）检查确认主电机轴承温度TI12A85/86不高于90℃

6）检查确认主电机轴承振动VI12A81/82不高于12.5mm/s

3.4工艺系统

1）检查各段出入口温度、压力是否正常，符合工艺指标（指标如开机最终状态“状态确认”部分）；

2）检查进出口管线、阀门、安全阀等是否无泄漏；

3）检查工艺气管路有无异常振动；

4）检查确认各段分离器S1～S5液位LT12103/06/16/09/12均不高于70%，及泄漏气分液罐SA1、S8液位不超过上视镜，对液位高于标准的及时进行脱油操作。

3.5仪表

1）检查各仪表元件指示正确；

2）检查现场仪表元器件接线有无松动、脱落；

3.6常见注意事项

1）检查曲轴箱润滑油系统、气缸润滑油系统、段间分离器排油管路所有电伴热运行情况

2）检查曲轴箱润滑油系统、气缸润滑油系统油箱电加热器HEA-12A50和HEA-12A60，以及主电机空间电加热器HEA-12A03运行情况。

4、增压机/一次往复压缩机预知维护

4.1预防性维护的重要性

通过定期执行预防性维护，可以改善以下方面：

1）延长设备的使用寿命。

2）防止设备故障和损坏。

3）增加人员和机器的安全性。

4.2维护的先觉条件

1）安全注意事项

工艺气体存在危险，小心工艺气体的污染，所有会接触工艺气体的部件在安装前必须对其清洁度进行检查，进行大修或更换备件时，必须确保在组装或安装前对所有主要表面按照清洁规定进行清洁，如怀疑存在清洁问题，请重复清洗程序。

2）维护指南

应该根据到期时间执行调整、预防性和修复性维护。定期检查设备部件（例如压力容器、冷却器、阻尼器、分离器等）的沉淀和腐蚀情况。对于松动的触头和损坏的电缆，应立即加以修复。保护设备的所有部件，如主电动机、油泵和冷却系统泵、气动控制系统、液压控制系统等，防止意外启动。在开始任何检查或修理之前，切断配电箱的电源，并且用挂锁把开关锁在“OFF”位置。

5、结束语

目前国内高压聚乙烯装置在用增压机/一次往复压缩机运行水平与国外高水平运行维护设备存在较大差距，分析原因不难发现，主要是我们设备运行无法高效的保持长周期运行，运行维护成本较高。这就要求我们专业技术人员以及增压机/一次往复压缩机操作维护人员要善于总结分析出各类常见故障的具体原因，尤其是故障前期的各种异常现象，据统计增压机/一次往复压缩机故障在最初期发现，超过一半的故障可以通过有效地操作调节或者是在故障萌芽狀态及时被发现后，采取及时有效地措施可以减轻设备故障造成的后果、避免设备故障的发生或者大大延缓设备故障发生的时间；提高了设备运行水平，极大地提高了运行效率。有效的日常操作增压机/一次往复压缩机，合理的维护保养及故障预判，科学的检维修是增压机/一次往复压缩机平稳长周期运行最基本的也是最重要的保障。

参考文献

[1]姚利斌，曹斌，张志新，马孝江.基于小波包分析的往复式压缩机故障诊断[J].中国设备工程，2006（2）

[2]李佳，张玉婷，刘闯.油液分析在往复式压缩机故障诊断中的应用[J].设备管理与维修，2013（05）

[3]徐晓冬.浅议往复式压缩机的故障的诊断技术[J].科技与企业，2012（19）

[4]吴广宇，郝点，石磊.往复压缩机气阀的振动测试分析[J].压缩机技术，2007（5）

[5]刘卫华，郁永章，昂海松.气阀故障诊断的实验研究[J]压缩机技术，2002（2）

[6]董智坚.浅谈大型往复压缩机组的安装[J].科技创新与应用，2013（01）

[7]朱俊豪.尼龙66装置工艺气往复压缩机简述[J].化工设备与管道，2000（06）

往复式压缩机节能降耗技术分析 篇11

1 气体性质影响

对于在生产现场应用的压缩机设备, 当其活塞行程、转速以及气缸尺寸等指标确定后, 则可以通过对压缩气体物理性质在压缩机功率方面产生影响的分析实现科学节能措施的应用。此时, 假定在压缩机当中具有6个气缸数量, 其活塞行程为151.3mm, 直径为218mm, 入口压力1MPa, 出口压力2.4MPa, 进气温度46℃, 入口阻力降固定不变。经过计算可以发现, 当气体当中重组分增加时, 气体的比重以及摩尔质量都将随之增加, 但压缩机功率、排气量以及绝热指数都随之下降。对于往复式压缩机而言, 其容积系数计算公式为:

在上式中, α为余隙容积, 为余隙空间容积同气缸总容积的比值, n则为膨胀过程指数。根据该公式可以了解到, 当气缸余隙容积保持不变的情况下, 当增加气体绝热指数后, 压缩机容积系数以及排气量也将随之增加。

比重方面, 在不同气体比重情况下, 当气体当中重组分增加时, 比重大气体在经过气阀以及管道时将具有较大的压降, 并因此增加气缸实际压力。此时, 压缩机指示效率、指示功率将降低, 在压缩系数降低的情况下, 具有更小的排气量。而当气体比重降低时, 则将具有较大的指示功率以及排气量。

导热方面, 气体导热特征将对压缩机循环过程中的热交换器产生影响, 当气体具有较大的导热系数时, 在压缩机排气、吸气过程中更容易加热, 并因此具有较低的排气量。对于不同组分气体来说, 根据其压缩系数的不同, 当气体组分较轻时, 将具有较大的气体压缩系数, 在进排气压力、气缸直径相同的情况下, 当气体压缩系数较大时, 则将具有较大的排气量以及消耗压缩机功率。

2 工作参数影响

2.1 进气温度影响

假定在压缩机当中具有6个气缸数量, 其活塞行程为151.3mm, 直径为218mm, 入口压力1MPa, 出口压力2.4MPa, 进气温度46℃, 入口阻力降固定不变。此时对压缩机近期温度对压缩机功率、排气量的影响进行计算。经过计算可以发现, 当压缩机进出口压力恒定时, 当进气温度增加时, 压缩机功率将下降0.25k W, 排气量将减少3 000m3/d。该种情况的存在, 即当气体温度增加时, 气体将具有更小的密度、体积增加, 并使气缸吸入气体质量减少。

2.2 排气压力影响

当压缩机入口压力恒定情况下, 当压缩机排气压力增加时, 压缩机压力比将随之增大, 根据公式计算, 压缩机指示功率以及指示功量都将随之增加, 同样假定在压缩机当中具有6个气缸数量, 其活塞行程为151.3mm, 直径为218mm, 入口压力1MPa, 入口阻力降固定不变, 但将出口压力提升到3.0MPa。此时则可以发现, 当出口压力增加时, 压缩机将具有较小的排气量以及功率, 当排气压力升高0.1MPa时, 压缩机功率将增加1.2%~3.4%。而当入口压力为1MPa、出口压力为2.5MPa时压缩机功率将提升3.4%。而如果出口压力从3.7MPa提升到3.8MPa, 压缩机功率的增加比重为1.3%。该种情况的存在, 即表明当压缩比提升时, 压缩机功率在增加幅度方面将逐渐减缓。

2.3 进气压力影响

此时, 假定压缩机气缸数量为4, 活塞行程141.3mm, 直径306.4mm, 出口压力恒定为3MPa。通过性能软件的应用对此时压缩机进气压力变化情况下对功率以及排气量的影响进行模拟。假定压缩机使用三级压缩模式, 即当出口压力不变, 入口压力在0.02~0.07MPa范围中通过计算软件的应用对入口压力的影响进行计算。经过计算发现, 对于单机压缩, 当其出口压力恒定不变时, 随着压缩机入口压力的提升, 其排气量也将随之增加。当压缩机入口压力从1MPa提升到1.4MPa时, 当进气压力增加时, 压缩机也将具有更大的功率。而当压力提升到2.4MPa时, 在压力提升的情况下压缩机功率反而降低。当以多级压缩方式处理时, 在压缩机压力不变情况下, 压缩机进气压力在提升的情况下, 压缩机将具有更大的功率以及排气量。对于压缩机功率而言, 对其产生影响的因素即为压缩机压力比同排气量两者间哪个为主要因素。当压力比在1.1以上时, 在吸气压力降低的情况下, 压缩机降低功率则将高于压力比上升增加的功率, 对此, 当入口压力降低时, 其也将具有更低的功率。而当压力比在1.1以下时, 在吸气压力降低时, 压缩机降低功率则将低于压力比上升而增加的功率。对于该种情况, 即可以简单总结为, 当入口压力降低时, 压缩机功率将随之增加。而当入口压力升高时, 压缩机则将具有较低的功率。

3 结束语

在上文中, 我们对往复式压缩机节能降耗技术进行了一定的研究, 根据研究结果, 在管道设计时, 需要尽可能缩短管道长度、使用具有较高导热系数的冷却器, 以此获得更好的节能降耗效果。

参考文献

[1]鹿钦鹤, 孙超, 郭长滨, 等.往复式压缩机故障诊断方法研究[J].石化技术, 2015, (4) :25-26.

[2]杨莽代.往复式压缩机节能降耗技术分析[J].企业导报, 2015, (13) :49-49.