活塞式压力计（精选10篇）
活塞式压力计 篇1
二等活塞式压力计是由专用砝码直接作用在活塞上的压力计, 在计量检定单位作为二等标准检定精密压力表使用。新购置的活塞式压力计在使用之前都要经检定合格, 但是在使用中有时还会存在示值不准确、重复性超差等问题。这是因为活塞式压力计受到重力加速度影响、空气浮力影响、温度影响和活塞有效面积随压力改变等几个方面的影响。在实验室条件下, 空气浮力影响、温度影响可以忽略不计, 对于重力加速度的影响、活塞有效面积随压力改变的误差修正则是必须考虑的, 本文就以上问题进行讨论阐述。
1 重力加速度的修正
由于各地重力加速度不同, 对活塞式压力计的误差影响很大, 在不同地区使用的活塞式压力计, 要注意对砝码的质量值按使用地点的重力加速度进行修正。重力加速度与海拔高度、纬度有直接的关系, 这两个的参数一般都是通过上网查阅资料获得, 而资料的数值都是所在城市内的平均值, 与实际使用地点有一定的误差, 这个误差在实际应用中很容易被忽略。
1.1 问题的提出
活塞专用砝码质量是根据已经测得的活塞面积, 计算压力对应的砝码质量, 不算压力形变系数其计算公式为:
式中:m-专用砝码质量, kg;P-被测量压力值, Pa;A-被检活塞的有效面积, m2;ρa-周围空气密度, kg/m3;ρm-专用砝码、活塞及其连杆材料密度, kg/m3;g-活塞式压力计使用地点的重力加速度, m/s2。
从上面公式可见, 重力加速度是其中一个重要的计算参数, 其准确性直接影响活塞的准确度。
从JJG59-2007《活塞式压力计检定规程》附录列表中可看到, 每个省只给出少数重要城市的重力加速度, 省内的中、小城市大部分都没有。比如:广西省只有南宁和柳州这两个城市的重力加速度值, 其他12个城市则无, 经过笔者调查, 许多城市的不少企业、计量检定机构对二等活塞专用砝码配重采用的是省首府-南宁市的重力加速度g=9.7877 m/s2。在JJG59-2007《活塞式压力计检定规程》查不到本城市重力加速度就采用省首府城市的重力加速度, 这种现象在全国比较普遍。而通过实际测量工作地点的纬度和海拔高度, 以重力加速度计算公式进行计算, 得出的实地重力加速度值与笼统采用省首府的重力加速度值相差很大。
1.2 误差计算及分析
为了研究实地重力加速度值测定不准引入误差对活塞式压力计标准装置的影响, 以广西梧州市为例子, 通过对本单位地理位置海拔高度、纬度的数据进行分析, 计算重力加速度值, 并探讨同一地区重力加速度测定不准对引入误差数值的影响。
经过查询科技资料, 得到梧州市的纬度是23.29°, 城区平均海拔高度是24m, 海拔高度24m是市区防洪堤洪水警戒线高度, 而本单位所处位置明显比洪水警戒线高很多, 二等活塞压力计放置在实验楼三楼, 离地面至少10m, 经过测量和仔细分析, 海拔高度修正为60m, 通过重力加速度计算公式为:
式中:R-地球半径, 等于6371×103m;H-测量地点的海拔高度;Φ-测量地点的纬度。
经过计算, 重力加速度g=9.7886m/s2, 与南宁的重力加速度9.7877m/s2, 重力加速度相差0.0009m/s2, 引起活塞砝码质量误差达到0.01%, 而二等活塞式压力计专用砝码质量的最大允许误差仅为±0.02%。0.02级和0.005级活塞的砝码质量要求更高。故采用南宁市重力加速度值, 在梧州市对活塞压力计专用砝码进行修正配重不能满足准确度的需求。
重力加速度与海拔高度、纬度有直接的关系, 经计算得知在我国所处的区域内, 纬度相差1°的两地g值相差 (0.0006~0.0009) m/s2, 在同一纬度地区海拔每升高30m, g值减小约0.0001m/s2, g值每变化0.000lm/s2, 引起活塞质量的误差大约为0.001%, 所以为满足实际测量要求的需要, 应当给定准确的使用地点的重力加速度值。其他省市, 可以参照上述方法, 对重力加速度g进行修正, 以减小计量误差。
1.3 实际使用中的应用
2008年本所设备更新, 配置一套0.05级传感器式压力校验仪, 旧式0.05级活塞式压力计标准装置检定证书在有效期内, 且正常使用。在使用过程中发现, 分别使用这两套标准检定同一块精密压力表, 得出两组检定数据, 虽然检定结果都合格, 但是一组数据是正向偏差, 另外一组数据是负向偏差, 当时不能确定哪组数据更为准确。后来经过了解专用砝码是退休的老同志配重, 而这位退休老同志计算专用砝码质量是采用南宁市的重力加速度g=9.7877 m/s2。而采用经修正的重力加速度g=9.7886 m/s2, 对专用砝码的质量进行计算重新配重, 检定同一块精密压力表, 与新购置的0.05级传感器式压力计标准装置所得数据基本一致。
笔者在对各地活塞式压力计检定的过程中发现, 重力加速度很容易被忽视。在对梧州市某企业压力计检定装置检定中, 发现其压力值始终有较大误差, 经过仔细检查, 最终发现其自动控制参数中的重力加速度竟然还是出厂值, 与实际使用地的重力加速度误差很大, 经过重新设置后误差明显缩小。
此后, 在其他企业的自动压力装置检定中也发现有类似的问题。很多活塞式压力计的使用人员对仪器的参数不了解, 尤其是重力加速度由于使用地点不一样, 其数值变化较大, 并且其准确值的获得也比较困难, 往往被忽视。
2 活塞有效面积的修正
2.1 问题的提出
当活塞式压力计的工作压力增大时, 活塞、活塞筒会发生弹性形变, 使得活塞、活塞筒的有效面积也发生变化, 这种面积的改变可以用下式来表示:
式中:Ao-某参考压力下活塞的面积, m;λ-压力形变系数, Pa-1;P-压力值, Pa
当压力大于6MPa的时候, 活塞、活塞筒的有效面积发生改变, 造成的误差较大, 影响到了活塞式压力计的准确度, 必须考虑有效面积的修正。
经笔者调查, 绝大部分企业、计量检定机构在送检活塞压力计时, 仅送活塞筒、活塞及其连接件, 专用砝码并不送检, 其质量值依据检定证书数据自行配重。如材质为合金钢的 (1~60) MPa活塞式压力计, 某检法定计量定机构出具的检定证书上给出专用砝码的信息:专用砝码产生1MPa, 砝码质量计算值1.011kg, 数量4个;专用砝码产生5MPa, 砝码质量计算值5.10760kg, 数量11个。于是检定人员依据证书, 11个专用砝码每个都按照5.10760kg配重, 这种方法是错误的, 它忽略了活塞式压力计的工作压力增大时, 活塞、活塞筒的有效面积发生改变。
2.2 误差计算及分析
由JJG59-2007《活塞式压力计检定规程》可知, 测量上限大于25MPa (包括25MPa) 的活塞式压力计, 并用于测量压力值时, 配套的专用砝码必须按顺序号放置使用, 专用砝码、活塞及其连接件质量按以下公式计算:
式中:mj-按次序加载的第j块砝码的质量, kg;Pj-加载第j块砝码产生的压力值, Pa;A-活塞式压力计活塞有效面积, m2;g-使用地点重力加速度, m/s2;ρa-周围空气密度, kg/m3;ρm-专用砝码、活塞及其连杆材料密度, kg/m3;λ-压力形变系数, Pa-1。
在误差计算分析前, 先对JJG59-2007《活塞式压力计检定规程》勘误:
规程附录A-温度修正和压力形变系数
A.3活塞、活塞筒材料的线膨胀系数、弹性模量和泊松比
表1参数有误, 应更改为:
为了研究活塞、活塞筒形变造成的误差对活塞压力计的影响, 用以下二例进行分析。
例1:上海自动化仪表四厂生产的 (1~60) Mpa, 0.05级活塞式压力计, 活塞和活塞材料为钢, 有效面积:0.10016cm2, g=9.7886m/s2, E=2.06×105MPa, μ=0.28, R1=7.4mm, R2=1.8mm
考虑压力形变系数, 按公式计算的砝码质量:
第1块砝码时, j=1;
按照同样方法, 把数据代入公式计算可得到下表3:
由表3:最大砝码质量差值:0.00160kg, 相对误差为0.032%;砝码的最大允许误差±0.02%, 故要做变形修正, 专用砝码须按顺序编号排放。
例2:现有 (1~60) MPa, 0.05级活塞式压力计, 活塞和活塞筒材料为碳化钨, 有效面积:0.09805cm2, g=9.80665m/s2, E=6.3×105Mpa, μ=0.22, R1=11mm, R2=1.8mm按照上述的方法, 把数据代入上述公式计算得 (见表4) :
从表4中:最大砝码质量差值:0.00039kg;相对误差为0.0078%, 砝码的最大允许误差±0.02%, 可以不做变形修正, 砝码可以不按顺序编号排放。
2.3 实际使用中的应用
从上面的误差分析知, 如果活塞和活塞材料为合金钢, 若然按照11个专用砝码每个都按照5.10760kg配重, 最大误差可以达0.03%, 超出了砝码的最大允差值0.02%。计量检定是一项严肃、严谨的工作, 上级检定机构在出具证书的时候不能够笼统的给出:专用砝码产生5MPa, 砝码质量计算值5.10760kg, 数量11个, 应该按次序的给出单个砝码的质量, 否则误导送检单位。
压力计专用砝码是否需要按顺序编号排放, 应该进行误差分析, 需要按序排放的, 若不按顺序排放则产生误差, 不需要顺序排放的, 若顺序排放则增加不必要的工作量。碳化钨材质的弹性模量比合金钢、铜合金大, 在相同条件下, 压力形变系数小, 砝码可以不按顺序编号排放, 为了工作方便, 建议购买活塞和活塞筒材料为碳化钨的活塞压力计。
压力值与活塞的有效面积有关, 每台活塞压力计有效面积不相同, 即使是同一厂家同一型号的活塞压力计有效面积也有差异, 活塞压力计的专用砝码不能互用, 专用砝码应专台专用。
3 结束语
在实际的使用中, 关于重力加速度的实地修正和专用砝码按次序配重放置的问题, 是比较容易忽略的, 关于活塞式压力计实际应用需要考虑的因素论述及误差分析比较少, 以上是笔者工作多年获得的经验, 希望对活塞式压力计用户有所裨益。
活塞式压力计 篇2
压缩机主要由机体、曲轴连杆、气缸活塞、吸排气阀等组成。
当曲轴在电机带动运转时。通过连杆带动活塞在气缸内作往复运动，并在吸、排气阀的配合下完成对制冷剂的压缩、排气、膨胀和吸气过程:
(1)压缩过程:使低压气态制冷剂经过压缩之后而成为高压气态的过程，称为压缩过程。
图5--11中当活塞运动到下端点(即活塞不能再下移的位置)时，气缸内充满了低压气态制冷剂，活塞开始沿气缸向上移动，此时吸气阀关闭，气缸内容积逐渐减少，
而在密闭的气缸内。气态制冷剂受到压缩，压力和温度会逐渐升高。当压力达到排气压力时，排气阀自动打开，开始排气。
(2)排气过程:气态制冷剂在压缩过程结束时、开始从排气阀排出，活塞继续上移，气缸内的气体压力不再升高，并不断排气.直至活塞运动到达上端点〔即活塞不能再向上移的位置)时排气过程结束。
(3)膨胀过程:当活塞到达上端点后即开始沿气缸向下移动，排气阀即自动关闭，此时残存在余隙容积内少量的高压气态制冷剂，压力下降体积增大称为膨胀过程。
活塞式压缩机故障及分析 篇3
【关键词】活塞式压缩机；设计；气阀故障；防范措施
压缩机是当前各种设备、机械广泛应用的一种高压气体压缩设备，该设备目前已经被广泛的应用到了社会生产的各个不同行业和领域之中，其压缩机的发展对于各种设备、机械的进步有着直接的联系，进而影响到了经济的发展。而活塞式压缩机中所出现的故障通常都是活塞压缩机自身气阀出现故障，当气阀出现故障之后，其压缩机整体也就无法正常的运行。下文主要针对活塞式压缩机故障以及分析进行了全面详细的阐述。
1.压缩机的概述及工作原理
压缩机自身所具有的主要功能便是对空气自身进行压缩，从而使得气体自身压力不断提高，直到达到相应的要求之后，便能够推动机械设备的相关部分运行。根据压缩机所采取压缩压力原理不同，可以直接把其分为速度式压缩机以及容积式压缩机这两个大类别。而目使用最为广泛的压缩机便是容积式压缩机，该压缩机自身所实具有主要功能实就是直接将气体压缩，该设备通常是由气体压缩活塞、气缸等两个部分组成。而根据活塞的不同也可以划分为回转活塞以及往复式活塞这两种类型。
活塞式压缩机在压缩机的圆筒形的汽缸中具有一个可以往复运动的活塞，在气缸上装有控制进气和排气的阀门。在活塞进行往复的运动时，气缸内的溶剂就会呈现周期式的变化，正是通过这种变化来实现气体的压缩、进气以及排气。
相比起其他形式的压缩机，活塞式的压缩机不管其流量的大小，都可以达到所要求的压力，并且热效率较高，气体量在进行调节的时候不会导致排气压力的大幅度改变。但是，这种活塞式的压缩机其体积比较大而且质量较重，单机的排量通常要小于500m3/min，而且其结构也较为的复杂，存在很多易损坏部件，一旦维修工作量也是相当可观的。
2.气阀的分类以及使用要求
气阀是活塞式压缩机中所存在的一个极其重要的组成部分，该部分在实际运行过程中所体现出来的性能优良与否，直接影响到了压缩机自身在运行过程中所具有的经济性。绝大多数情况下，其气阀在使用的过程中有着以下几个方面的要求：首先其气阀实自身必须要具有良好的使用寿命，其气阀在实际使用期间不能够由于其自身的阀片损坏或者说其中的弹簧被破坏就直接停止工作；气体在通过气阀的过程中，其中所涉及到的压力能量损失越小越好，只有这样这样才能够最大限度的减少动力所出现的耗损，这对于压缩机较长时间的运行来说有着极大的影响，其产生的效果也更为明显；气阀自身在运行的过程中，必须要保持极高的密封性，利用这样的方式能够最大限度的避免压缩缸中所存在的气体泄露现象；气阀在运作的过程中，其运动所导致的余隙容量应当保持在一个科学合理的范围之内，利用这一方式能够使得气缸的容积率得到提高；气阀在实际运行的过程中，其自身运动速度必须要达到一定的范围，自身的运作状态也要达到完全开启的状态，这能够极大的提升设备的使用率，同时利用该方式还能够对寿命的延长起到一定的作用。
气阀通常是由阀座、弹簧、启闭原件、升程限制器等四个部分组成的。一般来讲，气阀分为两类：一种是强制阀，一种是自动阀。所谓强制阀，其开启和闭合是由专有的机构部件控制的，与气缸内的压力的变化没有关系。自动阀，其开启和闭合则是由气缸和阀腔内的气体的压力差来控制的。强制阀其结构较为复杂，开启闭合的时间是固定的，所以使用较少，使用较多的便是自动阀。
气阀在工作时，为了能是压缩机在压缩气体的时候不会减少排气量并且不会消耗更高的功率，所以阀门应该是在关闭的状态下而不会发现漏气行为的。同时，阀门要能够灵活的启闭，这重要是因为阀门多数是由阀门两边的压力差工作的，所以阀门开启和关闭越灵活其压缩机的能耗就会越小。
3.活塞式压缩机气阀的故障分析及对策
3.1故障分析
3.1.1承受载荷大致使阀片损坏
活塞式压缩机在实际运作的过程中，其自身的阀片不仅承受着来自一个因素的力量，同样还承受着两种不同的荷载：一是其中气体压缩之后所产生的静载荷，当阀片在运作的过程中遭受到静载荷的影响之后，其阀片在这一过程中就可以发生较为严重的弯曲现象。而气缸内部所产生的巨大压力又是利用阀片来吸收的低压力气体进行压缩，那么其气缸内部就对于阀片产生了较大的作用力，而其中的脉动也在不断的变化，这促使阀片自身在运作的过程承受着来自静载荷的脉动影响，在脉动的影响之下，阀片不断承受着力量不同的影响，最终导致阀片变形或者裂缝的现象；而阀片自身所承受的第二种载荷就被称之为撞击性载荷，这种载荷存在的主要原因就是由于压缩机在实际运作的过程中，其其阀片由于没有极大的稳定性，所以会直接在升程限制器以及阀座这两个不同位置之间不断的跳动，最终持续的撞击必然会使得阀片受损。而阀片自身在出现撞击现象之后，其阀座和阀片就会触碰在一起，而没有触碰到的地方就出现了一定程度的弯曲、变形，在这样的情况下，阀片自身的寿命就会受到极大的影响，进而导致压缩机出现故障。
3.1.2气阀的弹簧发生损坏
当阀片与升程限制器发生撞击时，也会与气阀的弹簧产生撞击。压缩机其曲轴每旋转一圈，其弹簧所承受的载荷便会由其气阀完全闭合时的预压缩力转变为气阀全部开启时候的最大压缩力，这种脉动的载荷冲击，会导致弹簧成为了气阀所有组件中一个比较容易损坏的部件。同时，气阀的弹簧在使用中也会出现过送或者是过紧配合，过送配合会导致弹簧的径向跳动和轴向跳动，而过紧配合会导致弹簧被卡死或者是折断。弹簧是导致气阀阀片损坏的主要原因。
3.2对策研究
3.2.1采用聚四氟乙烯类制品填充物。
对于没有润滑油的压缩机的气阀，如果是传统的环状阀，其损坏就会比较严重，所以可以采用没有摩擦结垢的网状阀，亦或是将换向阀的升程限制器的导向金属改为填充的聚四氟乙烯类制品，气阀地步的密封台也用聚四氟乙烯制造的密封圈。与此同时，气阀的弹簧可以采用不锈钢的弹簧钢丝来制造，这些钢丝在出厂之前都会进行相应的处理来避免钢丝中那些微笑缺陷的发生，从而保证了使用性能的稳定，也增强了他们承受脉动载荷的能力。
3.2.2做好定期的检查和维护。
要定期的对气阀进行全面的检查和清晰工作，要（下转第61页）（上接第59页）在不对其强度减小的情况下对气阀的底座以及升程限制器所损伤的外表面进行修复，并且要及时的更换易损件。如果发现气阀的弹簧发生损坏，就需要对气阀其他的弹簧也进行全部的更换，这样就会使得弹簧受力能够均匀的分散的阀片上。
3.2.3要定期的检查压缩机气缸的水套以及缸平面等位置的密封状况，并且要检查中间冷却器的工作状况，及时发现问题做到及时的处理问题，从而尽可能的避免因为冷却水进入气缸而导致剧烈的冲击是阀片损坏。
4.结语
综上所述，压缩机在使用过程中所出现的故障是多种多样的，只有采取了科学合理的措施才能够避免故障的出现，并且针对各个部位所可能出现的故障加以预防，采取良好的预防手段，来使得压缩机的运作能够得到相应的保障。 [科]
【参考文献】
[1]钟华林.活塞式压缩机故障诊断技术研究[J].煤矿机械，2010（08）.
[2]谢俊锋.活塞式压缩机常见故障及处理方法[J].氮肥技术，2010（05）.
活塞式压力计 篇4
1.1 原理。
活塞式压力计是根据流体静力学平衡原理和帕斯卡定律, 利用压力作用在活塞上的力与砝码的重力相平衡的原理设计而成的。由于在平衡被测压力的负荷时, 采用标准砝码产生的重力, 因此又被称为静重活塞式压力计。其结构如图1所示, 主要由压力发生部分和测量部分组成。
(1) 压力发生部分。压力发生部分主要指手摇泵, 通过加压手轮旋转丝杆, 推动工作活塞 (手摇泵活塞) 挤压工作液, 将待测压力经工作液传给测量活塞。工作液一般采用洁净的变压器油或蓖麻油等; (2) 测量部分。测量活塞上端的砝码托盘上放有荷重砝码, 活塞插入活寒筒内, 下端承受手摇泵挤压工作液所产生的压力P。当作用在活塞下端的油压与活塞、托盘及砝码的质量所产生的压力相平衡时, 活塞就被托起并稳定在一定位置上, 这时压力表的示值为
1.2 安装
1.2.1 测压点选择。
测压点的选择主要考虑要使被测压力直接作用于压力计, 如测量管段内是流动介质时, 应使取压点与流动方向垂直, 且使取压点位于管段的直线部位, 不得选在管路拐弯、分叉、死角或其它易形成旋涡的地方。此外, 在测取液体压力时, 取压点应设在管道下部, 使导压管内不积存气体;在测取气体压力时, 取压点应取在管道上方, 以使导压管内不积存液体。
1.2.2 压力计安装。
压力计安装应考虑易观察、易检修, 避开高温、振动、易燃易爆环境。要注意避免某些测量介质对仪表的破坏作用, 如在测量蒸汽压力时应加装凝液管, 以防止高温蒸汽直接和测压元件接触;对有腐蚀性介质, 应加装充有中性介质的隔离罐等。压力计的连接处应加装密封垫片, 在低于80℃及1960kpa压力时, 一般采用石棉纸板或铝片作密封垫片, 当温度及压力更高时 (49MPa以下) 用退火紫铜或铅垫。此外还要考虑介质的影响、例如测氧气的压力表不能用带油或有机化古物的垫片, 否则会引起爆炸;测量乙炔压力时禁止使用铜垫。
1.2.3 导压管敷设。
导压管长度一般为3-50m, 内径为6-10mm, 当被测介质易冷凝或冻结时, 应加保温伴热管线。在取压口到压力表之间, 应靠近取压口装切断阀。对液体测压管道, 应在靠近压力表处装排污阀。
2 活塞式压力计的技术性能
2.1 在工作状态时, 活塞式压力计底盘的支撑面与活塞轴心线的垂直位置差应不大于5分。
2.2 活塞转动延续时间。见表1。
2.3 活塞下降速度。见表2。
2.4 活塞有效面积
用校验活塞有效面积装置校验。
2.5 灵敏限
当被检压力计和标准压力计在测量压力上限平衡时, 在被检压力计上加放能破坏两活塞平衡的最小砝码, 其值为该压力计的灵敏度。在标准中有特殊规定的数值。
2.6 仪器管路密封性
管路密封性是保证仪器正常使用的指针。效验方法是将0.4级精密压力表装在仪器上, 关闭通往活塞的阀, 按表3的数值, 计十分钟, 前5分钟不计, 从第6分钟开始到第10分钟压力下降值见表3。
2.7 修正量
修正量包括:空气浮力影响的质量修正、重力加速度影响的质量修正、温度影响的修正等。
3活塞压力计的设备更新
3.1原一等 (0.02级) 及以上的活塞式压力计由于专用砝码材质及部分工作介质都有所变更, 因此, 这些活塞式压力计必须更换成符合新规程要求的活塞式压力计。
3.2 原二等 (0.05级) 活塞式压力计的更新或改造又可以分为以下几种情况:3.2.1测量上限为25MPa及以上的活塞式压力计由于工作介质有所变更, 必须更换。这是因为新规程对于高压活塞式压力计使用的工作介质提出了新的要求, 将原来的蓖麻油改为癸二酸二脂或癸二酸异辛脂。该条的实施对活塞式压力计的生产工艺提出了更高的要求, 同时也提高了高压活塞式压力计工作时的灵敏性, 原有活塞式压力计如果仅仅只更换工作介质会使其下降速度和密封性两项指标达不到要求。3.2.2测量上限为0.6MPa和6MPa的活塞式压力计虽然工作介质没有变更, 但是新规程对活塞式压力计的延续时间和下降速度提出了更高的要求。对此有关部门人员进行了大量的实验。实验结果证明, 不进行改造就能够符合新规程要求的可能性不大。因此, 各计量检定机构原有的老式活塞压力计必须进行更新。
新式活塞压力计在结构和设计上与老式活塞压力计有很大区别, 如压力计主要部件测量头 (活塞系统) , 专用砝码是通过滚珠轴承装置或滑动轴承装置加在活塞伤的, 这类结构形式的装置在使用时有一个垂直的附加力, 其中轴承装置还有活塞跳动现象。专用砝码重心偏高, 压力计转动不平衡, 综上原因都将造成示值的不准确。另外, 调压器、阀门、接头结构设计落后, 所以造压困难, 密封性差。在结构上砝码的悬挂方式也有所改变, 采用通过挂篮直接加在活塞上, 使负荷重心低, 活塞运转平稳, 压力波动极小, 示值更准确。另外活塞工作位置用位移传感器监测, 保证度数准确。
在加工工艺和材料选择方面, 老式活塞压力计采用合金钢作为活塞和活塞筒的材料, 这种材料变形系数大, 受温度影响的线性膨胀系数也大。而新式活塞压力计采用碳化钨 (碳钢) 代替合金钢, 经专家们的研究试验发现, 碳化钨相对合金钢来说, 其硬度高, 耐磨, 热膨胀系数低, 这样, 极大的提高了活塞压力计的密封性, 从而提高精度。压力计所用的砝码也全部采用无磁不锈钢或碳钢材料制作, 降低了磁场对砝码重力的影响,
摘要：由于新检定规程JJG59-2007《活塞压力计》的颁布与实施, 使老式的活塞压力计由于其各项技术指标已无法达到新规程要求, 正被新的活塞压力计所取代。本文对活塞压力计的工作原理、技术能力等方面进行了定量的分析。
关键词：压力计,活塞式,JJG59-2007《活塞压力计》
参考文献
活塞式压力计 篇5
【关键词】活塞式压缩机；设计；气阀故障；防范措施
压缩机是一种目前被广泛使用的用于压缩气体来提高气体压力的一种机械设备。他已经应用到国民经济的各个行业和领域内，对与各个行业的发展以及国民经济的发展有着重要的作用和意义。气阀是压缩机的一个重要组成部件，直接影响着压缩机的使用效率和使用质量。本文根据作者多年的从业敬业，就活塞式压缩机的气阀故障和气阀的设计进行探析。
一、压缩机的概述及工作原理
压缩机主要是用来对气体进行压缩，来提高气体压力的一种机械设备，根据压缩机的压缩原理，可以将其分为容积式压缩机和速度式压缩机这两大类。容积式压缩机主要是通过将气体直接压缩而减小气体的容积、提高气体压力的机械，这种压缩机一般具有装盛气体的大气刚和压缩气体的活塞。对容积式压缩机再进行分类，根据其活塞运动方式的不同，又可以分为往复活塞式以及回转活塞式这两种。
活塞式压缩机在压缩机的圆筒形的汽缸中具有一个可以往复运动的活塞，在气缸上装有控制进气和排气的阀门。在活塞进行往复的运动时，气缸内的溶剂就会呈现周期式的变化，正是通过这种变化来实现气体的压缩、进气以及排气。
相比起其他形式的压缩机，活塞式的压缩机不管其流量的大小，都可以达到所要求的压力，并且热效率较高，气体量在进行调节的时候不会导致排气压力的大幅度改变。但是，这种活塞式的压缩机其体积比较大而且质量较重，单机的排量通常要小于500m3/min，而且其结构也较为的复杂，存在很多易损坏部件，一旦维修工作量也是相当可观的。
二、气阀的分类以及使用要求
气阀是活塞式压缩机的一个重要的部件，气阀性能的好坏直接影响着压缩机的运行可靠性和使用经济性。在一般的使用条件下，对于气阀的使用要求主要有：首先是要具备很好的使用寿命，不可以因为阀片或者是弹簧的损坏而导致压缩机的突然停止运行；其次是在气体通过气阀的时候，其能量的损失越小越好，这样有利于减少活塞式压缩机对于动力的消耗，这种对于长时间固定的连续运行的压缩机影响更为突出；第三是气阀在关闭的时候要具备很好的密封性能，这样会减少气体泄露；第四是气阀运动时引起的余隙容积应该要尽可能的小，便于提高气缸的容积效率；第五是在阀片进行开启和闭合的时候，其动作应该要迅速，而且开启状态要完全的开启，这样会提高机器的使用效率并且也会延长机器的使用寿命。
气阀通常是由阀座、弹簧、启闭原件、升程限制器等四个部分组成的。一般来讲，气阀分为两类：一种是强制阀，一种是自动阀。所谓强制阀，其开启和闭合是由专有的机构部件控制的，与气缸内的压力的变化没有关系。自动阀，其开启和闭合则是由气缸和阀腔内的气体的压力差来控制的。强制阀其结构较为复杂，开启闭合的时间是固定的，所以使用较少，使用较多的便是自动阀。
气阀在工作时，为了能是压缩机在压缩气体的时候不会减少排气量并且不会消耗更高的功率，所以阀门应该是在关闭的状态下而不会发现漏气行为的。同时，阀门要能够灵活的启闭，这重要是因为阀门多数是由阀门两边的压力差工作的，所以阀门开启和关闭越灵活其压缩机的能耗就会越小。但是阀门的启闭也应该是适中的。气阀的紧固机构比较重要，如果发生了松动，气阀的升程限制器就会掉落到汽缸中从而发生严重的撞缸事故。
三、活塞式压缩机气阀的故障分析及对策
1）故障分析
1、承受载荷大致使阀片损坏。活塞式压缩机在其正常的运行中，阀片主要承受着两种载荷：一种由于气体的压力而引起的静载荷，在这种载荷下阀片通常会发生弯曲变形。气缸内的压力主要是由比较低的吸气压力变化直到较高的排气压力，再加上气流自身的脉动变化，所以使得阀片所承受的载荷呈现脉动的特点，在这种脉动的作用下，阀片容易发生弯曲损害，通常阀片在受力直径出产生的裂缝正是由此引起的。阀片承受的第二种的载荷称为撞击载荷。这种载荷主要是因为压缩机在工作的时候阀片会在阀座和升程限制器之间跳动，从而形成撞击。当阀片与阀座发生撞击的时候，二者会在弹簧座处也不发生接触，这就会导致阀片的接触位承受载荷，而没有接触的地方发生变形弯曲，在这种情况下就会导致阀片很容易发生变形和损坏。
2、气阀的弹簧发生损坏。当阀片与升程限制器发生撞击时，也会与气阀的弹簧产生撞击。压缩机其曲轴每旋转一圈，其弹簧所承受的载荷便会由其气阀完全闭合时的预压缩力转变为气阀全部开启时候的最大压缩力，这种脉动的载荷冲击，会导致弹簧成为了气阀所有组件中一个比较容易损坏的部件。同时，气阀的弹簧在使用中也会出现过送或者是过紧配合，过送配合会导致弹簧的径向跳动和轴向跳动，而过紧配合会导致弹簧被卡死或者是折断。弹簧是导致气阀阀片损坏的主要原因。
3、热交换器冷却的效果不佳。压缩机正常工作时候，其排气的温度的高低主要是取决与机器本身的热交换效果。如果使用冷却水进行冷却的时候，经过长时间的使用，热交换器管子会发生结垢，慢慢的管径变小，从而使得冷却的效果逐渐的变差，特别是在夏天的时候，由于非一级排气温度可能会超过不同的介质限制的最高排气温度所以会导致阀片以及弹簧所处的工作环境恶化，阀片和弹簧受到损害。
2）对策研究
1、采用聚四氟乙烯类制品填充物。对于没有润滑油的压缩机的气阀，如果是传统的环状阀，其损坏就会比较严重，所以可以采用没有摩擦结垢的网状阀，亦或是将换向阀的升程限制器的导向金属改为填充的聚四氟乙烯类制品，气阀地步的密封台也用聚四氟乙烯制造的密封圈。与此同时，气阀的弹簧可以采用不锈钢的弹簧钢丝来制造，这些钢丝在出厂之前都会进行相应的处理来避免钢丝中那些微笑缺陷的发生，从而保证了使用性能的稳定，也增强了他们承受脉动载荷的能力。
2、做好定期的检查和维护。要定期的对气阀进行全面的检查和清晰工作，要在不对其强度减小的情况下对气阀的底座以及升程限制器所损伤的外表面进行修复，并且要及时的更换易损件。如果发现气阀的弹簧发生损坏，就需要对气阀其他的弹簧也进行全部的更换，这样就会使得弹簧受力能够均匀的分散的阀片上。
3、防治气阀的热交换器结垢。采用冷却水进行冷却时，应该要尽量的降低使用水的硬度、氯離子的含量以及碱度。并且，要注意对于中间的冷却器、后面的冷却器以及气液分离器等进行定期和排污，从而降低热交换器的结垢现象，进一步保证其热交换实际效果。另一方面，在不方便对于冷却水进行相关的预处理的情况，需要对热交换器其系统经常的进行检查，一旦发现热交换器其传热效果下降，就需要对其进行及时的处理。这种传热效果的下降主要表现为非一级排气温度太高。
4、要定期的检查压缩机气缸的水套以及缸平面等位置的密封状况，并且要检查中间冷却器的工作状况，及时发现问题做到及时的处理问题，从而尽可能的避免因为冷却水进入气缸而导致剧烈的冲击是阀片损坏。
参考文献
[1]HG25008-91设备维护检修规程.
活塞环组内压力变化数值模拟 篇6
活塞组部件是内燃机中最为重要的部件之一, 在工作过程中, 既要承受急剧变化的高温热负荷, 又要承受巨大的机械负荷。活塞环组是活塞组件中的一个关键部件, 它的主要功能是对燃烧室进行密封, 防止燃烧泄漏, 有效提高燃烧效率[1]。由于活塞环本身端隙、与环槽配合中侧隙及背隙的存在, 燃气泄漏是不可避免的。燃气泄漏通道中气体压力在不同区域的变化对于活塞环的动力学特性、动压润滑油膜的形成有极其重要的影响。所以, 在工作过程中, 活塞环组内燃气泄漏的流动和压力变化是内燃机设计分析中的一个重要内容[2]。
我们以4105柴油机为研究对象, 测试出标定工况下的示功图, 对活塞环、活塞、缸套形成的燃气泄漏通道进行区域划分, 以小孔缝隙流动方程和质量守恒方程为计算依据, 运用Matlab数学工具对一个工作循环中, 燃气泄漏通道不同区域的压力变化进行了瞬态计算和定量分析, 为活塞环及润滑油膜的计算和分析提供了数据基础。
1 计算模型
1.1 模型描述
研究对象为一四缸发动机, 主要相关性能及尺寸参数见表1。燃气泄漏的通道模型简化为图1, 图中p1, p2, p3, p4, p5, p 6分别代表通道中的相对独立的腔体区域, 因为火力岸直接与燃烧室相连, 所以p 1认为与燃烧室压力变化相同。同时, 由于油环的特殊结构, 此处认为油环背隙腔体内压力变化与曲轴箱内的压力变化相同, 即p 6与曲轴箱内的压力变化一致。
1.2 数学模型
1.2.1 活塞环端隙气体流动模型
相邻活塞环岸间气体通过活塞环端隙口的流动方程计算式如下[3]:
1.2.2 气流通过环槽侧隙模型
当环与槽间隙大于给定油膜厚度时, 气体通过侧槽。利用标准雷诺方程, 沿径向s区到n区单位长度的流量计算如下:
T为相应区域温度, W r是环在环槽中的部分宽度, A为气流流动的面积, p s为区域2和4的压力, p n为区域3和5的压力。
1.2.3 控制方程
基于质量守恒, p2, p 3, p 4用以下方程表示[3]:
联立以上方程 (1) ~ (7) , 根据已知条件p 1, p 6等利用MATLAB通过显式迭代计算可得p 2, p 3, p 4, p 5。
2 计算条件和计算过程
以标定工况 (3 200 r/min, 100%负荷) 为计算工况, 通过计算, 设定区域1, 2温度为200℃, 区域3, 4为150℃。燃烧室的压力值由实验测得作为p 1, 曲轴箱内的压力为1个大气压作为p 6。联立小孔缝隙流动方程及质量守恒方程, 通过显式迭代方法进行逐个求解。p2, p 3, p 4, p 5初始值设为1个大气压, 迭代求解的收敛条件为各腔气体压力的最大变化量不超过5%。
3 结果分析
各腔压力的结果见图2、图3。
从图2、图3可以看出, p 1为燃烧室的燃气压力, p 6为曲轴箱内的压力, 始终为101.33 k Pa。p 1在曲轴转角123°~412°发生急剧变化, 峰值约为9 MPa, 出现在202°左右。与第一环岸相邻的第二环岸, 由于顶环的有效密封作用, 压力的峰值大大降低, 约为1.6 MPa, 但其出现的角度较燃烧室峰值延后, 约在215°, 峰值的出现也较平稳。这一方面反映了顶环的有效密封作用, 同时也是顶环端隙小孔流动的降压体现。第三环岸的气体压力变化与第二环岸基本趋势相同, 但峰值已降为约0.9 MPa。
比较活塞环背隙气体压力与相邻上侧环岸区压力, 可以看出, 顶环背隙与火力岸压力相比, 除在上升期压力短暂稍低外, 其它转角基本相同。二道环背隙气体压力与第二环岸气体压力相比, 上升期一直到峰值后期, 压力均低一些, 下降期基本一致。油环由于结构的特殊性, 背隙压力与p 6相同, 在150°~245°区间, 比第三环岸的气体压力低, 其它基本相同。
第二环岸的气体压力在283°~412°之间, 气体压力明显大于火力岸的压力, 由于此逆向压力的存在, 会出现燃气的逆流现象, 也会出现一定的机油耗。以上计算数据与内燃机的日常测试结果相符, 结果可靠。
4 结论
将燃气泄漏通道分为5个相对独立的腔体, 联立小孔缝隙流动方程及质量守恒方程, 通过显式迭代方式对流动方程进行求解, 获得燃气泄漏通道中各腔的压力变化。
a.第二环岸气体压力较火力岸压力大大降低, 峰值出现在曲轴转角215°处, 为1.6 MPa, 较火力岸峰值出现延后13°。
b.顶环、二道环槽背隙处的气体压力与上侧环岸区压力相比, 在上升期压力值较低, 其它的曲轴转角内基本相同。
c.油环背隙的气体压力与曲轴箱内一致, 较第三环岸区低。
d.在283°~412°之间, 由于压力逆差的出现, 顶环端隙会出现燃气逆流, 带来一定的机油消耗。
摘要：基于小孔缝隙流动方程和质量守恒方程, 针对活塞、活塞环、缸套间形成的燃气泄露通道, 对各腔体内的气体压力变化运用Matlab语言进行了模拟计算, 并对活塞环组各腔体的压力进行了定量分析, 为活塞环的动力学分析及优化设计提供了有效的依据。
关键词：活塞环组,压力变化,MATLAB,缝隙流动
参考文献
[1]刘强, 毕玉华, 雷基林.活塞组件的动力学分析[J].拖拉机与农用运输车, 2009, 36 (3) , 20-22.
[2]Kurbet, S.N and R Krishna Kumar, R.Finite element analysis of piston tilt effects on piston ring dynamics inmulticylinder IC engines.Proc.Instn Mech.Engrs, PartK:J.Multi-body Dynamic, 2004, 218, 107-117.
活塞式压力计 篇7
压力平衡系统是一些测井仪器的关键技术之一。当测井仪器在井下作业时, 其最高环境压力达140MPa, 最高温度达175℃, 这就要求仪器具有良好的耐高温高压性能。现有的仪器通常使用耐高温材料来达到耐高温效果, 而耐高压除了增加壳体的厚度方法外, 一般采用耐高压设计实现。目前, 测井仪器多通过压力平衡系统来保持仪器内外的压力平衡以达到仪器的耐高压要求。
压力平衡系统主要由溢流阀、压力补偿的平衡活塞和压力平衡介质组成, 注入液压油作为平衡介质。自由移动的补偿平衡活塞通过平衡介质实现仪器内部和外部的压力平衡。溢流阀用于当压力补偿平衡活塞不能实现内外压力平衡时, 防止仪器内部产生过高的正压。当内部正压力过高时, 可以从溢流阀释放一部分油来降低压力;当内部为负压时, 外部泥浆压入, 保持内外压力平衡, 保护仪器。因此, 压力平衡系统中平衡活塞运动的灵敏性非常关键。常用仪器的压力平衡活塞设计方式如图1所示。
2 导致平衡活塞运动灵活性差的原因分析
通过对结构设计、装配工艺、零件加工精度、装配精度等各方面进行检查和数据分析, 得出以下主要影响要因。
2.1 系统平衡弹簧的拉力过小
测井过程中, 随着井下温度和压力的变化, 仪器内的液压油体积随之膨胀或缩小。如图1所示, 当液压油体积膨胀时, 活塞被推动向右移动;当液压油体积缩小时, 活塞在弹簧的作用下向左移动, 从而使仪器内外压力保持平衡。
通常在测井前, 平衡腔内注满压力油, 平衡弹簧处于拉伸状态;下井后, 随着井下温度与压力的变化, 平衡活塞来回运动达到内外压力的平衡。此时平衡弹簧的拉力如果过小, 在液压油体积缩小时, 不能及时使平衡活塞向左移动, 平衡腔内将形成真空。因此, 应合理设计平衡弹簧的大小。
2.2 零件的加工精度差
活塞在左右运动的过程中, 与其相接触的面有平衡腔体内表面与支承杆的外表面, 接触面的粗糙度及形状对活塞的灵活运动会产生直接的影响。表面粗糙度差及形状公差大会引起移动部件的速度发生明显的周期性变化, 甚至交替出现瞬间停顿和冲动的现象。这种现象的出现影响了活塞移动的灵敏性, 延长了系统达到平衡状态的时间。
2.3 密封型式存在问题
在平衡活塞中我们一般采用普通的O型圈密封, 因为与其它密封元件相比, O型圈结构紧凑、零件外形小、设计简单。O型密封圈在径向的初始压缩量决定了O型密封圈的初始密封能力。由于实际中零件沟槽加工的偏差会降低O型密封圈的密封能力, 且O型密封圈在实际中多用于静态密封, 而在动态密封的应用中受速度与压力的限制, O型密封圈的密封效果并不理想, 容易发生卸压现象。
2.4 系统的整体结构设计存在问题
平衡活塞的结构设计是平衡活塞能否灵敏运动的基础。一般系统的整体结构设计中采用悬臂梁结构, 悬臂梁结构容易导致活塞移动时与活塞缸体不同心, 导致移动阻尼增加, 移动过程出现不平稳, 从而影响活塞移动的灵敏性。
3 设计优化方案
综合上述四个主要原因, 同时结合我厂目前实际加工、装配的现状, 我们采取以下对策方案:
3.1 主弹簧的设计
弹簧多数在变应力下工作, 它的性能和使用寿命, 在很大程度上取决于材料的选择。要求材料具有较高疲劳极限、屈服点和足够的冲击韧度。
针对空间设计有限、弹簧拉力小的问题, 我们将弹簧材料更换为55CrSi (原材料为60Si2MnA) , 该材料属于铬硅弹簧钢丝, 其许用切应力[τ]=863MPa, 两者具有相同的切变模量、弹性模量。
在许用切应力许可的范围内, 通过计算将弹簧力平衡活塞上压强设计为0.8MPa为最佳。
3.2 提高加工精度
改善平衡缸体内表面的粗糙度, 原来的平衡缸体零件内壁接触面的粗糙度为Ra0.8, 现在更改设计要求将平衡缸体内壁粗糙度提高到Ra0.4, 同时提高平衡缸体内表面的圆柱度为0.005mm。加工零件精度提高极大地降低了活塞杆与缸体内壁摩擦系数, 从而降低运动时的摩擦力, 提高了活塞的运动灵敏性。
3.3 更换密封方式
活塞密封采用OE结构。OE活塞密封是由PTFE活塞密封环和O型圈组成, 用于液压油缸的活塞双向密封, 特别适用于控制油缸、伺服系统、机床、快速响应油缸中的双向活塞油缸。同时, OE型活塞密封还具有极小的起动和运动摩擦力, 甚至在低速下也可保证平稳运动, 无爬行现象产生, 且耐磨损、抗挤压、耐高温。
设计中平衡活塞外表面与平衡壳体内表面之间单边留15μm的间隙, 密封环与接触面之间采用H8/f7配合。活塞在运动过程中, 密封环与平衡缸体内壁接触, 密封环的材料为Polon33, 表面粗糙度为Ra0.8, 与O型圈型式比较, 该结构与平衡缸体内壁的接触面积小, 其摩擦力也小, 更有利于活塞的运动。该结构设计进一步降低了活塞杆与缸体内壁摩擦力。
3.4 更改系统结构
在原支承杆与上端壳体的连接处, 增加一支承环零件, 支承环与上端外壳内孔采用H8/f7配合, 支承环与弹簧固定座连为一体, 弹簧固定座内孔与支承杆之间采用H8/f7配合, 从而适应了支承杆的悬臂梁结构。
4 结论
通过在产品使用中运用证明, 该结构 (图2) 在平衡腔注油或者放油时, 活塞均能平稳灵活地来回运动, 并在系统保压24h的情况下, 平衡活塞处无泄漏。从而证明了该结构稳定可靠。目前, 该结构已经应用到多种测井仪器中。
综上所述, 这是对平衡活塞灵活性结构一次比较全面的改进, 基本解决了原来结构中存在的问题, 改进后的结构具有结构简单、装卸方便、性能可靠、使用寿命长等优点, 是一次比较成功的结构改进。
参考文献
活塞式空气压缩机故障诊断分析 篇8
关键词：空气压缩机,故障诊断,事故
1引言
空气具有可压缩性、不燃烧、不凝结、无毒、无害等特点, 它不产生火花、无触电危险, 特别能适应湿度大、粉尘多、高温、易燃易爆等恶劣环境, 它不仅输送、使用方便、安全, 也不存在资源不足和污染环境的问题。因此, 被广泛地应用于工业、矿山、科研等部门。
空气压缩机就是一种生产压缩气体的动力机械, 随着科学技术的快速发展, 空气压缩机在国民经济中使用得愈来愈多。由于空气压缩机特别是活塞式结构复杂, 在长期运转的过程中, 难免会发生故障, 这就要求及时进行检查维修, 排除可能产生的故障, 因而分析活塞式空气压缩机常见故障及其原因, 对空气压缩机安全运行、减少事故的发生都有重大意义。
2活塞式空气压缩机工作原理
压缩机在运转时, 活塞不断运动, 气缸与活塞之间的容积发生增大或缩小的周期变化。依靠气阀的作用, 容积每发生一次变化, 就完成一次气体的吸入、压缩、排气的工作过程。
3活塞式空气压缩机常见故障诊断
活塞式空气压缩机的故障主要是机件长期运转后自然磨损, 零部件的材质差或加工精度低, 安装或部件组装不符合技术要求, 或操作不当、维修质量差等原因。若故障出现后不及时处理, 就会影响空压机的安全运行及使用寿命。下面, 就常见的润滑、冷却、排气以及部件断裂等方面的故障加以诊断分析。
3.1 润滑故障诊断分析
活塞式空气压缩机的润滑系统分为气缸润滑系统和运动机构润滑系统。气缸润滑系统一般易出现注油器堵塞、柱塞机构损坏;气缸进油管上的逆止阀阀芯不严、气缸内气体倒流进阀内等故障, 致使气缸润滑不良, 活塞环与缸体产生干摩擦, 缸体温度升高;还有注油器供油量大, 致使气缸内形成焦渣。运动机构润滑系统的故障一般有油压突然 (或缓慢) 下降、油池内油温过高 (超过60℃) 、耗油量大、供油不良等。油压突然 (或缓慢) 下降的原因一般是:油池内油量不足、油泵吸不上油;油冷却器或油过滤器堵塞;齿轮油泵调节阀弹簧失效或阀芯不严、油流回油池;填料函内刮油环损坏、润滑油跑向气缸;连杆大、小头瓦磨损使配合间隙增大, 齿轮油泵的齿轮磨损使轴向间隙过大, 导致泄油过多;油太稀;油温过高;油压表失灵等。
3.2 冷却故障诊断分析
活塞式空气压缩机经常出现的冷却故障就是水垢的堵塞问题。如果水垢堵塞了油冷却器, 会造成润滑油的散热率大大下降, 从而进油温度很快升高, 尤其在炎热的夏季, 容易造成空压机油温报警停车;若堵塞了气缸水套或中间冷却器, 会造成气缸温度高、二级进气或排气温度高。其次, 要经常检查冷却水泵和冷却水管路, 保证冷却水压力正常、稳定, 为空压机的安全运行提供良好的冷却条件。
3.3 排气故障诊断分析
排气温度高是活塞式空气压缩机最常见的故障, 原因是气阀安装不良, 阀簧、阀片磨损、断裂, 或者是阀片与阀座密封不严, 导致循环风;活塞环磨损过大或者断裂, 造成缸内气体来回串风, 再经过活塞压缩, 排气温度就会升高;冷却水质差、气缸水套内水垢淤积严重, 或冷却水水量较小, 滤清器吸气温度高, 也会导致排气温度过高。
3.4 断裂故障诊断分析
空气压缩机的断裂事故发生的部位主要有:连杆、连杆螺栓、曲轴、活塞环、活塞杆、机身, 以及气缸缸体、缸盖的破裂。连杆的断裂主要原因在于制造精度差、热处理工艺不符合要求;连杆螺栓由于受力不均而折断, 危及到连杆本身;十字头滑板与滑道之间由于缺油而“咬死”;曲轴轴线与十字头滑道不垂直而使连杆承受过大的应力等。曲轴的断裂经常发生在曲拐与曲臂连接的过渡圆角处 (此处承受的应力最大) , 主要原因是:基础不均匀下沉;装配质量未严格按照技术要求进行, 如公差超过规定值、配合间隙过大或过小;紧急停车、超负荷运行或遭受剧烈冲击;安装时曲轴上已有砂眼、裂纹等缺陷;曲轴的过渡圆角过小、粗糙度或硬度不符合要求;曲轴长期运行造成疲劳断裂等。活塞环断裂的原因主要有磨损加剧形成断裂;环开口处的热膨胀间隙不够, 温度过高时形成“咬死”而断裂;活塞下沉产生倾斜;环的材质差;安装不当等。活塞杆的断裂主要发生在与十字头或活塞连接的螺纹处, 气缸磨损或活塞下沉, 都会增加活塞杆的附加应力;气缸与机身不同轴、运转时遭受过载冲击等, 都会造成活塞杆折断。机身断裂的原因主要有:活塞在气缸内“咬死”或气缸内发生“水击”, 使气缸内形成强大的冲击力, 导致机身上部或机身与气缸连接处发生断裂;运转中连杆上的连接件突然松动脱落, 猛烈撞击机身;基础下沉或空压机移位等, 这些都是造成机身断裂的原因。气缸缸体和缸盖的破裂, 主要是冬季停车后未将冷却系统内的冷却水放尽, 造成气缸水套内结冰膨胀, 致使气缸冻裂;空压机运转期间冷却水突然中断, 气缸温度过高, 而又突然进入大量的冷却水, 致使气缸炸裂;气缸内掉入损坏气阀的阀片、阀簧或阀座碎块, 活塞运动时使之与气缸缸盖相撞;活塞杆两端的固定螺母松动、连杆螺栓松动, 或活塞止点间隙过小, 造成活塞与缸盖相撞;气缸已有的细小裂纹。这些都是造成气缸破裂的原因。
4结束语
为确保空气压缩机安全可靠地运行, 操作及维修人员应了解活塞式空气压缩机常见故障及其原因, 有效减少甚至避免空气压缩机出现故障, 这样有利于保障空气压缩机安全运行, 减少事故的发生。
参考文献
[1]赵秋峰.煤矿空气压缩机安全评价指标及事故预防.科技创新与应用, 2012
[2]聂书奎, 黄光亮.浅析空气压缩机综合节能技术在煤矿的应用.矿山机械, 2012
[3]刘永梅.预防煤矿空气压缩机常见事故的新途径.甘肃科技纵横, 2009
活塞式压缩机循环润滑系统 篇9
活塞式压缩机是通过传动机构将旋转运动转化为往复运动的机器。在缺油或少油的情况下,在摩擦副表面难以形成动力油膜,摩擦表面很快产生高温破坏,如烧瓦、轴承破损、甚至导致传动轴破坏等严重问题。另一方面,润滑油过多也是有害的,会造成耗油量增加,流动阻力损失增大等。因此,正确选用循环润滑系统是关键。
随着活塞式压缩机用途越来越广泛,特别是在化工、冶金等行业,介质从单一的空气,到氮气、氧气、氢气、天然气等。用户新采购的压缩机及对原有压缩机改造对润滑系统要求存在着这种情况:一种是一味追求高配置,但实际工况根本用不着,造成不必要的采购、维修浪费及场地浪费;另一种本来要求严格的工艺流程压缩机却因润滑系统的问题停机检修,使整个工艺系统停止运行,造成很大的损失。因此必须对压缩机润滑系统有一个正确的选择。
1 循环油量的选定
传动机构之间的摩擦会消耗一定的功率,由机械能转为热能。产生的热能是有害的,须从摩擦表面导走。往复活塞式压缩机循环油量的大小主要决定于能否带走摩擦表面产生的热量,使摩擦面能维持在合理的工作温度之内。就活塞式压缩机来说,运动机构所消耗的能量约为压缩机总能量的20%~30%(带十字头消耗的多,不带十字头的消耗的少)。因此循环油量的确定可按下面公式计算:
式中:P———压缩机轴功率(k W)
ρ———润滑油密度(kg/m3),一般油取0.9×103kg/m3
C———润滑油比热容(k J/kg.K)
△t———润滑油温升(℃),一般取△t=15℃~20℃。
η———机械效率,一般取0.82~0.92,,无十字头的取低些。
润滑油供油温度通常最大不超过55℃。通过以上公式可计算出压缩机所需的循环油量,考虑到油泵的容积效率,选取油泵排量时应取润滑油量的1.5至2倍。压缩机列数越多,摩擦副也就越多,油的损耗也越多,油量的需求需适当增大。
2 压缩机循环润滑方式
随着市场不断变化,活塞式压缩机的开发朝着多元化发展,应用于各行各业。就活塞式压缩机循环润滑系统而言,为了满足不同机型、不同行业的要求,现在飞溅润滑、轴头泵润滑、外置单泵润滑、外置双泵润滑、稀油站润滑等多种系统可供选用。
2.1 飞溅润滑
主要用于小型或无十字头压缩机中,它靠连杆大头端下方的油勺从油池带出抛至各处而形成油滴和油雾借以润滑各摩擦副处。此润滑方式结构简单、紧凑,但油得不到冷却,也无法过滤其中的杂质。故该润滑方式适用范围窄,仅适用于活塞力不大,功率小的压缩机及名义额定功率<150 k W的带滚子轴承的卧式压缩机中。
2.2 轴头泵润滑
此种方式是油泵安装在曲轴的端部,利用压缩机曲轴的传动来带动油泵运转,产生压力油经曲轴、连杆、十字头上加工的导油孔传递至各摩擦符表面,热量经润滑油液带回到机身贮油腔中。流程如图1。
图1 轴头泵润滑示意图
这种润滑结构与机身结合在一起,简单紧凑,具有占用空间小,制造费用低等优点。用于小、中型转速高的压缩机。因油泵的驱动是通过曲轴传递,因此压缩机的润滑油量受到曲轴转速的影响。在压缩机转速低的情况下,油泵的流量减少,会影响润滑效果,当转速低于一定数值时,此种结构基本上不适用。另一个缺点是油泵的起动与主机同时进行,这就导致当压缩机刚起动时,摩擦部位在短期内会出现少油或缺油的情况。因此需注意在起动之前进行盘车或注油以满足运行要求。而当压缩机停机时,油泵也停止工作,这时摩擦副表面的余热不易带走,会对运动副产生不利的影响。
2.3 外置单泵润滑
为克服轴头泵润滑的缺点,可采用外置单泵润滑。此种润滑机构是在机身旁设置一台油泵机组,油泵的动力来自独立设置的电机。这样就与压缩机动力脱离,可输出恒定的流量。此种结构需配置外部油管道。流程如图2。
图2 外置单泵润滑系统示意图
这种润滑机构用于转速较低的压缩机。特别是压缩机为了降低能耗,采用变频方式调节压缩机转速,选用这种方式的润滑会保证压缩机恒定的供油量,提高运动机构的使用寿命。
2.4 双泵润滑
当压缩机轴功率>150 k W时,为保证压缩机的可靠运行,宜采用双泵润滑。机身油池作为贮油箱,不带外置油箱。通常方式有两种。
1)轴头泵作为主油泵,外置并联的辅助油泵,如图3所示。主机正常运行时,由压缩机曲轴带动的轴头泵供油,辅助油泵不工作。外置油泵作为辅助油泵,由电机驱动,通过压力调节器调节,设定当系统油压低至某一值时自动启动,当压力达到另一值时停辅助泵,这样在主油泵工作不正常时可通过辅助油泵的联动来满足使用要求,减小因主油泵的故障导致停机而产生的损失。压缩机启动前启动辅助油泵预供油和压缩机停机后辅助油泵启动后续补油,从而保证压缩机各润滑点不产生少油及缺油现象。
图3 轴头泵与外置油泵双泵润滑示意图
2)简易稀油站型式。双泵外置,均由电机驱动,如图4。
图4 简易稀油站润滑示意图
此种机构在主油路上设置主油泵并联一个辅助油泵,可保证当主油泵损坏的情况下可启动辅助油泵供油,油冷却器后设有带恒流转换阀的双筒精过滤器,当过滤器压差大于一定值时,可保证在系统压力恒定的情况下手动切换至另一过滤器使用。而原工作滤芯可取出清洗或更换。油冷却器设旁路管路,在油温低或拆洗更换油冷芯子时可使用旁路供油。这样配置,可保证在压缩机不停机的情况下,尽可能地对稀油站的故障点进行维修。
以上两种方式对比,前一种结构简单,占地面积小,外置单泵通过简单配管与压缩机相连。后一种集成度较高,不受主机转速影响。
2.5 稀油站润滑
稀油站润滑系统为完全独立的外置润滑油站,此油站是外置双泵润滑系统的延伸,完全具有外置双泵润滑的优点,另外将油箱与泵、阀、冷却器、过滤器、加热器等集成在一起,与压缩机仅需一个供油口及一个回油口对接。稀油站可配置单独的控制柜,对油压、油温、液位、过滤器压差进行检测与监控,油箱的贮油量大,温度低时可通过电加热器或蒸汽预热,从而易于保证供油系统的压力和温度稳定。特别是对大型、多列压缩机需要的润滑油量大,机身满足不了其贮存油量的情况下,必须配置此种稀油站。其流程参见图5。
图5 稀油站润滑示意图
3 控制系统
润滑油控制系统是为了安全保护压缩机稳定运行而设,针对不同机型及功率的压缩机采用不同的控制方式,从可靠性,运行工况的重要性、经济性综合考虑。主要需控制的参数有:油压、油温、液位、过滤器压差等,控制点越多,投入越多,成本越高。重要工段压缩机可采用全自动无人操作管理及现场巡检管理。
a)压缩机正常运行工况下的参数:
1)供油压力一般以0.3 MPa~0.4 MPa为宜。
2)供油温度≤45℃,回油温度≤55℃,运动摩擦部件油温<70℃,飞溅系统<80℃,油箱温度正常以40℃-50℃度为宜,油温过高,油液的粘度降低,油易氧化变质,油温过低,粘度增高,流动性变差,两者都会引起润滑不足的状况。
3)油冷却水进水温度≤32℃,回水温度≤42℃,进水压力0.3 MPa-0.5 MPa。
b)压缩机远传联锁项:
1)油压控制常用两种:
单泵润滑:采用油压≤0.15 MPa,报警,≤0.1 MPa联锁停机。
双泵润滑:正常运行时主油泵工作,油压≤0.25 MPa时发出警示,≤0.2 MPa时辅助油泵自动启动,≥0.3 MPa时辅助泵停止,油压≤0.15 MPa压缩机自动停机。
2)润滑油过滤压差>0.1 MPa报警。
3)加热装置可设定当油温≤25℃时工作,油温>38℃停止。压缩机正常运行时禁止加热。
4)供油温度>50℃报警、>55℃停机,油箱温度>50℃报警、>55℃停机。
5)油箱贮油在油箱容积的80%左右,正常液位显示处于刻度的2/3处,液位设低位报警联锁。
6)液位与电加热联锁,当液位低于最低位时不能起动电加热器。
4 选用原则及维护
4.1 选用
a)根据压缩机的技术参数计算所需润滑油量的大小,确定选用多大流量的润滑油泵。
b)根据使用环境温度及机器类别确定使用何种粘度及粘度系数的润滑油。
c)根据压缩机的结构型式及工艺要求、成本因素等选定采用何种润滑方式。间隙运行或有备用机的中、小型压缩机一般采用轴头泵单泵润滑;变转速的压缩机宜采用外置单泵润滑;石化、治金等工艺流程用气体压缩机循环润滑系统应符合API 618标准要求,功率>150 k W压缩机采用双泵润滑;中大型活塞式压缩机应采用稀油站润滑系统。以保证不停机维修。
d)对大型关键用处的压缩机特殊对待。对油压、温度、液位、加热进行联锁控制。
e)根据使用环境的要求确定是不是需配电加热器。
4.2 维护
a)不同润滑油不可混用,换新油时需放净原使用的油。
b)保持润滑油液的清洁。当油品性能满足不了指标参数要求时需更换。
c)注意及时更换和清洗发生堵塞的滤油器滤芯。
d)注意保持润滑油系统中的油箱温度。
5 案例
5.1 案例
某公司使用LW-40/8空气压缩机,因供气量的改变而进行了节能改造,采用变频控制,根据转速的改变进行压缩机气量调节。改造完成,压缩机耗电量显著下降,但该机器常出现报警停机现象,给用户造成损失。
分析原因:因用户在原有的电机基础上增加变频控制器,变频范围20~50 Hz。而原压缩机正常运行转速600 r/min,在低频下转速仅240 r/min左右。压缩机采用的是轴头泵润滑,当曲轴转速降低时泵的转速也随之降低,供油量减少,供油压力降低。而压缩机设定当压力低于0.1 MPa时报警停机。因此出现以上故障。节能改造后原有的轴头泵已不能满足正常运行要求。
经研究将原有轴头泵改为由电机带动的外置油泵组,通过配管与主机连接。改进后的压缩机运行良好,再未出现以上情况。
5.2 案例
某公司苯胺生产线工程采用氢气压缩机组,四级四列压缩,M型,排气量86 m3/min,排气压力2.3 MPa,压缩机轴功率900 k W。
该机器为苯胺生产线中的关键设备,需连续运行,一般大型压缩机不配备用机。如出现故障直接影响苯胺的生产量,给用户带来损失。因此润滑系统的可靠设计是关键,选用了图5所示的稀油站供油系统,并对油压、油温、油液等进行运行智能化监控。通过计算确定油泵的大小。具体如下:
按式(1)确定所需的循环油量。因四列压缩机,润滑点多,能量消耗按30%选取,大型机器机械效率按大值选取η=0.9,比热容C=1.88 k J/kg.K,油站配外置油冷却器,△t取15℃。代入式(1)中,得循环油量:
对多列压缩机来说,泵的供油量取所需润滑油量的2倍,因此泵的排量q=2Q=127.5×10-3m3/min=127.5 L/min,根据泵的系列选用125 L/min的油泵。
该机组安装调试完毕连续运行后,各项性能指标均稳定。除更换润滑油外,稀油站的检修无需停主机就能完成。确保生产线的可靠运行。
6 结语
随着国民经济的发展,活塞式压缩机正朝着中、大型机组发展,供油系统从单一的轴头泵供油润滑向高集成度、高可靠性的稀油站供油发展。不同的行业、不同介质的压缩机要求不一样,但最基本的功能原理是一致的,不同的控制组合可实现不同的自动控制功能。因此从经济性、可靠性考虑,根据各自功用的压缩机采用合理的压力循环润滑系统。
参考文献
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新型节能活塞式气动真空发生器 篇10
气动真空吸取技术已越来越广泛地应用于工业自动化的各个领域, 主要用于吸取易碎、难以夹持的工件, 进行搬运、夹紧或包装等作业[1]。其中, 射流式真空发生器是真空吸取单元的关键元件, 如果要在真空口处维持一定的真空度, 必须对它持续定量供气。在一个具有一定规模的气动控制系统中, 真空发生器的数量往往是可观的, 由此造成的耗能也是巨大的。因此, 如何减少真空吸取过程的耗气量, 对实现气动系统的节能具有重要的研究意义和经济价值。
近年来, 国内外许多学者对气动真空吸取技术的节能问题进行了深入研究, 例如, 设计了采用串联式、并联式等结构形式的射流式真空发生器, 或将射流式真空发生器和单向阀、控制阀等组合构成真空发生器组件[2]。虽然这些改进可在某些特定的场合下减少耗气量, 但是并没有从根本上克服射流式真空发生器需要持续供气且耗气量大的缺点, 在节能效果或成本上并不十分理想。鉴于这样的情况, 笔者提出了一种新型的双活塞式小型气动真空发生器的技术方案。该技术方案利用压缩空气驱动真空发生器的一侧活塞运动, 通过连杆带动另一侧活塞运动, 从而在真空腔室内通过局部容积扩张产生真空[3,4], 这虽然与一般的往复式活塞真空泵有相似之处, 但在驱动方式和结构上却有显著不同。该方案的活塞式真空发生器体积小、结构简单, 采用气压驱动方式, 能作为独立的气动元件在局部使用。
1 活塞式真空发生器的技术方案
1.1 活塞式真空发生器工作原理
根据局部容积扩张产生真空的原理, 双活塞式真空发生器包括驱动腔室和真空发生腔室。由于总体外形结构尺寸的限制, 不可能只通过一次抽取过程就使被抽取的密闭真空容器或连接管路达到所需的真空度, 而是需要通过活塞的往复运动, 持续不断地产生真空。因此, 在结构上需要有能够控制活塞往复运动的控制阀以及控制真空腔室抽气、排气过程的控制阀。经反复设计, 最终得到的活塞式真空发生器 (piston vacuum generator, PVG) 总体结构如图1所示[5]。
1.驱动腔Ⅰ 2.活塞组件 3.驱动腔Ⅱ 4.流量控制阀5.抽气换向阀 6.真空腔Ⅰ 7.真空腔Ⅱ 8.平衡气道9.排气单向阀 10.进气换向阀
如图1所示, 工作时, 气源气体通过进气换向阀进入驱动腔Ⅱ, 推动活塞组件向左运动, 驱动腔Ⅰ中的气体通过进气换向阀排向大气;同时, 真空腔Ⅱ容积扩张, 真空腔Ⅱ此时与真空口相连, 在真空口处形成一定的真空, 真空腔Ⅰ中的气体被压缩后通过排气单向阀排出。当活塞运动到行程末端时, 触发进气换向阀和抽气换向阀换向, 气源气体进入驱动腔Ⅰ, 驱动活塞向右运动, 驱动腔Ⅱ中的气体排出;此时, 真空腔Ⅰ与真空口相连, 继续产生一定真空, 真空腔Ⅱ中上次抽出的气体通过排气单向阀排出。当活塞运动到行程另一终点时再次触发两个换向阀换向, 如此反复循环, 即可在真空口处持续产生一定的真空。
1.2 活塞式真空发生器的关键部件
1.2.1 抽气控制阀
抽气控制阀的主要作用是切换真空腔室与真空口处的连接。在研究过程中曾经研究了如图2所示的抽气单向阀和抽气换向阀两种结构方案, 它们都可满足基本的功能需求, 但是在极限真空度的性能指标上有一定差异, 对此分析说明如下。
(a) 抽气单向阀 (b) 抽气换向阀
根据气体状态方程, 可得真空腔室的极限真空度
式中, p0为大气压力, Pa;Δp为排气单向阀的开启压力, Pa;x0为真空腔室余隙容积的等效行程, m;s为活塞运动行程, m;k为等熵指数。
由式 (1) 可知, 真空腔室的极限真空度与真空腔室的余隙容积、排气单向阀的开启压力以及活塞运动行程相关。图2a中抽气单向阀结构方案的优点是减小了真空腔室的余隙容积, 有利于提高极限真空度, 但在抽气过程中必须克服单向阀的开启压力损失, 而后者对系统极限真空度的影响更大。相比之下, 虽然图2b中抽气换向阀结构使真空腔室余隙容积略有增大, 但其抽气过程的沿程压力损失要小于抽气单向阀的开启压力损失, 有利于提高活塞真空发生器的极限真空度并缩短真空响应时间, 故最终采用图2b的抽气换向阀结构方案。
同样, 排气单向阀的开启压力也是系统性能指标的影响因素之一, 但在结构设计中为了保证真空腔室的相对密闭性, 以及减小活塞往复运动时的阻力, 还是采用两个排气单向阀来控制真空腔室排气过程。
1.2.2 不等径活塞
活塞往复运动速度是影响系统真空响应过程快慢的主要因素之一。因此, 在一定供给流量的前提下, 应尽可能地提高活塞往复运动速度。在对供给流量公式简化后[6], 可推导得活塞平均运动速度与系统结构参数和工况参数间的相互关系:
式中,
由式 (2) 可知, 在一定的供给流量下, 适当减小驱动腔工作面积, 有利于提高活塞往复运动速度, 缩短真空响应时间。
1.2.3 平衡气道
由于真空腔室存在一定的余隙容积, 在排气过程中不可能将其中气体完全排尽, 而且这部分残留气体在活塞反向运动时首先膨胀, 直至低于真空口处压力时PVG才开始抽取密闭容器中的气体。因此, 可以通过平衡气道的方法减小余隙容积气体的起始膨胀压力[7], 增加每次抽气过程的抽气量, 这对提高极限真空度和缩短真空响应时间都是有利的。
1.2.4 阶梯式流量控制阀
从图1可看出, 真空口与真空腔室之间形成了相对密闭的空间, 当真空口处达到一定真空度时, 若没有泄漏产生, 即使停止供气, 真空口处也能维持一定的真空度。因此, 为了能够减少系统在真空维持阶段的耗气量, 采用如图3所示的阶梯式流量控制阀以解决快速响应和低耗气量的矛盾。
1.端盖 2.控制阀本体 3.弹性膜片 4.阀芯帽 5.真空反馈口 6.复位弹簧 7.限位螺母 8.气源入口 9.阀芯
阶梯式流量控制阀的工作原理为:当真空反馈口达到某一真空度时, 弹性膜片的上下压力差与弹簧预紧力达平衡状态 (可通过调节弹簧的预紧力, 预先设定要控制的真空度) , 此时阀芯处于上位, 活塞式真空发生器在正常供给流量下工作。当真空度超过该设定值时, 弹性膜片的上下压力差克服弹簧力使阀芯逐渐下降, 从而对供给流量进行节流。此时, 活塞式真空发生器的工作频率下降, 抽气流量也下降, 但只需使抽气流量与外部泄漏流量保持平衡即可维持一定的真空度。因此, 可减少真空维持阶段的耗气量。
2 活塞式真空发生器的数学模型
2.1 模型简化
活塞式真空发生器的驱动腔室和真空腔室都与单杆双作用气缸的工作原理相似, 为了简化模型推导, 做如下假设[8]:①气源压力恒定, 气源温度为环境温度, 气体为理想气体;②腔室中的气体热力过程为准静态过程;③各腔室的内外泄漏暂时忽略不计;④换向阀的换向过程为瞬时过程。
工作时, 通过活塞往复运动, 逐渐地抽取真空, 运动过程中必然伴随着系统与外界的热交换过程。因此, 为了使建立的数学模型能够比较贴近实际工作过程, 热交换过程对系统各参数的影响需要加以考虑。
2.2 能量方程
在工作过程中, 各腔室中的气体都可视为变容积、变质量系统进行分析, 如图4所示。其中, 被抽取的真空容器中的气体属于定容积、变质量系统, 但也可作为变容积、变质量系统的一个特例进行分析。
取任意t时刻进行分析, 腔内的气体总处于热力平衡状态, 根据热力学第一定律[9]有
式中, Ui为腔室内气体的内能, J;
式 (3) 中的下标i代表第i个腔室, i=1, 2, …, 5。结合图1, 1表示驱动腔Ⅰ, 2表示驱动腔Ⅱ, 3表示真空腔Ⅰ, 4表示真空腔Ⅱ, 5表示被抽取的真空容器。
各腔室内气体的内能Ui表示为
Ui=miui=micVTi (4)
式中, cV为质量定容热容, J/ (kg·K) 。
对式 (4) 进行求导后得
将式 (4) 、式 (5) 代入式 (3) 后再整理得
对理想气体状态方程微分后可得
对于驱动腔Ⅰ和真空腔Ⅰ, 即i=1, 3时
Vi=Ai (x+xi0)
式中, Ai为腔室工作面积, m2;x为活塞位移, m;xi0为腔室余隙容积的等效行程。
对于驱动腔Ⅱ和真空腔Ⅱ, 即i=2, 4时
Vi=Ai (s-x+xi0)
式 (6) 和式 (7) 即为描述活塞式真空发生器各腔室能量变化的微分方程。
2.3 质量流量方程
各腔室的充气、排气过程的质量流量qm可由下式表示[8]:
式中, pu为上游气体压力, Pa;pe为下游气体压力, Pa;Tu为上游气体温度, K;b为临界压力比。
进行腔室质量流量计算时, 需要根据不同的运动状态确定各腔室的上游压力和下游压力。当平衡气道起作用时, 还需要计及真空腔Ⅰ与真空腔Ⅱ之间的流量。在理论计算过程中, 所用到的流量都是质量流量, 而在后续的试验分析中, 一般采用标准状态下的体积流量表示。
2.4 运动方程
根据牛顿第二定律, 活塞组件在各腔室压力及外界作用力下的运动学方程为
式中, X为活塞运动位移, m;m 为活塞运动组件质量, kg;Ff为摩擦力, N。
式 (5) ～式 (8) 即构成描述活塞式真空发生器动态特性的方程组。当活塞运动换向时, 各腔室的上下游压力也随之改变, 即各个腔室的质量流量方程对应的参数随之改变, 而能量方程和运动学方程保持不变。
3 仿真与试验研究
3.1 仿真与试验结果对比
由于阶梯式流量控制阀只是在真空维持过程才开始工作, 因此在仿真研究中可暂不考虑阶梯式流量控制阀的影响, 先只针对真空产生过程进行分析。
根据PVG总体结构, 设计得到的PVG原型样机结构如图5所示, 主要结构参数为:驱动腔直径d1=30mm, 真空腔直径d2=40mm, 活塞行程s=40mm, 仿真和试验中的供给压力ps=0.25MPa, 真空容器容积0.001m3。仿真与试验的对比如图6～图8所示, 其中试验数据为实线, 仿真数据为虚线。由于往复频率较高, 腔室压力变化密集, 图6取其中一段放大表示。
1.腔体端盖 2.驱动腔体 3.套筒 4.驱动腔活塞5.主轴 6.抽气换向阀 7.真空腔体 8.真空腔活塞9.腔体端盖 10.排气单向阀 11.进气换向阀
从图6～图8可看出, 仿真曲线与试验曲线在变化周期和数值上都较为一致, 说明所建立的系统数学模型是可信的, 局部变化过程存在一定的误差。其中, 供给流量趋于稳定后的仿真值约为0.07m3/min (文中供给流量均为标准状态下) , 试验值约为0.073m3/min, 误差约4.3%;极限真空度仿真值约为86kPa, 试验值约为85kPa, 误差约1.2%, 产生系统误差的主要原因是对系统进行了简化假设以及试验过程局部少量气体泄漏。
3.2 性能影响因素分析
3.2.1 供给压力对主要性能的影响
活塞式真空发生器的供给压力与两侧腔室的面积比相关, 因此它的供给压力范围较宽, 并非如射流式真空发生器只能在0.4～0.5MPa才能到达极限真空度。图9为供给压力对真空响应过程影响的仿真结果, 从图中可看出, 供给压力大小对系统真空响应速度和极限真空度的影响并不明显, 但随着供给压力的增加, 供给流量也随之增加。因此, 从系统节能的角度出发, 应尽可能地降低供给压力以减少供给流量。
3.2.2 活塞行程对主要性能的影响
活塞往复运动行程是决定活塞式真空发生器总体轴向尺寸大小的一个主要设计参数, 通过仿真得到的活塞运动行程对系统极限真空度和真空响应速度的影响关系如图10所示, 活塞行程为40mm、50mm、60mm时的极限真空度分别约为86kPa、90kPa、94kPa。同时, 从仿真得到的不同行程下的供给流量变化情况看, 其值大小基本保持不变。因此, 在轴向尺寸限定的范围内, 应尽可能地增加活塞运动行程。
(d1=30mm, d2=40mm, ps=0.21MPa)
3.2.3 驱动腔直径对主要性能的影响
通过仿真, 驱动腔直径对真空响应过程的影响如图11所示, 驱动腔直径取30mm、34mm、40mm时的极限真空度均约为94kPa。
在相同的供给压力下, 驱动腔直径越小, 其真空响应过程越快, 这是因为:在相同的条件下, 较小驱动腔直径时, 气源流入和排出的气体量都较少, 因此可提高活塞的往复运动速度, 提高系统有效抽速, 加快真空响应过程。
但是, 并非驱动腔直径越小越好。因为, 系统供给压力与驱动腔直径直接相关, 当驱动腔直径小于30mm后, 系统最低供给压力迅速上升, 这就削弱了活塞式真空发生器可在相对较低的供给压力下产生真空的优势。另一方面, 由于驱动腔Ⅱ工作面积小于驱动腔Ⅰ工作面积, 而系统的最低供给压力主要是由驱动腔Ⅱ工作面积确定的, 这就使得气源气体流入驱动腔Ⅰ时的能量相对“过剩”, 驱动腔直径越小, 两者的差距越大, 反而使耗气量有所增加, 不利于节能。
图12为不同驱动腔直径时, 系统均在最低供给压力下工作, 真空度达80kPa时, 仿真得到的耗气量拟合曲线。从图12中可看出, 驱动腔直径为28～30mm时的耗气量相对较少, 此时的最低供给压力约为0.21～0.25MPa。为了使活塞式真空发生器综合性能达到最优, 还需要进一步通过系统优化设计确定各设计参数。
3.3 与同级别射流式真空发生器主要性能指标对比
为了进一步了解活塞式真空发生器原型样机的性能, 将其与同级别抽气流量的射流式真空发生器主要性能指标进行对比。某型号同级别射流式真空发生器在供给压力0.40MPa时可达的极限真空度约为91kPa, 供给流量约为0.05m3/min;另一方面, 根据真空吸盘的实际应用情况, 一般认为在极限真空度63%～95%范围内的真空度为真空吸盘安全吸取的真空度, 即55～84kPa。在这个范围内既能安全吸取工件, 又不致使真空响应时间过长。若取的安全系数较高, 并方便PVG原型样机与同级别射流式真空发生器主要性能指标的对比, 在此将真空响应时间定义为在供给流量0.05m3/min下, 抽取0.001m3真空容器, 使其真空度达80kPa时的过程时间。
图13为供给流量为0.05m3/min时, 两种类型同级别真空发生器抽取0.001m3真空容器时的真空响应过程对比, 各项主要性能指标见表1。根据对比试验结果可知:原型样机的极限真空度约为93kPa, 略高于同级别射流式的91kPa;响应时间约为3.70s, 较同级别射流式4.80s减少了约22.9%;供给压力为0.21MPa, 低于射流式的供给压力0.40MPa。
3.4 阶梯式流量控制的节能效果
当系统达到预设真空度后的真空维持阶段, 阶梯式流量控制阀才开始起作用。图14所示为集成了阶梯式流量控制阀的PVG原型样机试验照片。
图15为PVG原型样机在0.21MPa供给压力下, 试验测得的0.001m3真空容器真空响应过程和系统供给流量变化, 其中设定对供给流量开始控制时的真空度为80kPa, 外部泄漏流量约为0.0003m3/min。从图15可明显看出, 当真空度超过设定值后, 流量控制阀开始起作用, 供给流量从最大值约0.056m3/min下降至约0.014m3/min, 而真空度继续上升, 最后达到稳定值, 约为91kPa。这说明, 集成阶梯式流量控制阀后, 活塞式真空发生器的耗气量在真空维持阶段得以大幅下降, 达到显著的节气节能效果。
根据试验研究结果[10], 在真空维持阶段, 能够确保PVG原型样机持续稳定运动的供给流量最低可降至约0.012m3/min, 而同级别射流式真空发生器必须在供给流量0.05m3/min下才能维持真空, 这样就大大地减少了PVG原型样机在真空维持阶段的耗气量。假设采用真空吸盘吸取搬运某工件过程时间为60s, 真空度达80kPa即可满足工作要求。通过试验对比, PVG原型样机不仅能够迅速产生并维持真空, 而且较同级别射流式真空发生器在工作过程中减少了约71.3%的耗气量, 达到了节能的目的。
4 结论
(1) 为了满足快速响应和低耗气的双重需求, 采用抽气单向阀、不等径活塞、平衡气道和阶梯式流量控制阀, 得到了活塞式真空发生器总体结构方案。
(2) 建立了活塞式真空发生器的数学模型, 进行了仿真研究, 分析了主要结构参数和供给压力对系统动态响应特性的影响。仿真和试验结果对比表明建立的数学模型是正确可信的。
(3) 活塞式真空发生器原型样机试验结果表明, 其主要性能指标均超过同级别射流式真空发生器, 尤其在真空维持阶段可极大地减少供给流量, 实现节能。下一步的工作还需在具体结构设计和工艺上改进, 控制整体重量和成本, 尽可能符合应用要求。
摘要：射流式真空发生器需持续供气以维持真空, 需消耗大量压缩空气。针对这一问题, 提出了一种基于容积扩张产生真空原理的活塞式气动真空发生器总体结构方案。为了提高系统极限真空度、缩短真空响应时间、减少耗气量, 该方案中采用了两个不等径活塞的设计方案和由抽气换向阀控制真空腔室气体流动并在真空维持阶段进行流量控制的方法来提高性能指标。活塞式真空发生器原型样机的试验结果表明, 其极限真空度可达93kPa, 真空响应时间约为3.70s, 在60s工作时间内的耗气量较同级别射流式真空发生器的耗气量减少了约71.3%。
关键词：气动,活塞式真空发生器,节能,极限真空度
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