压缩稳定性

压缩稳定性（共5篇）

压缩稳定性 篇1

离心压缩机的使用在我国应用比较广泛, 它具有体积小、操作简单、工作效率高等特点, 并且其维修费用也不需要花费很大的价钱以及不容易受到气体污染等优点, 所以对于离心压缩机的使用已经成为工业生产中一个较为普遍的现象。尤其是在我国的石油化工中更是得到广泛的应用, 并且在电子系统领域和航空航天工程领域以及冶金行业都得到运用。因此对于离心压缩机进行故障的维护, 保证其运行的稳定性已经成为了我们迫切需要结局的问题。

一、压缩机失稳的故障

在离心压缩机的实际运行中会发生许多的故障而这些故障的成因多半是因为机器振动造成的, 并且每一种故障的形成都有其特殊的表现规律和特征, 因此对于保证离心压缩机的稳定性就要从失稳的故障中进行解决。而压缩机的失稳情况主要是由转子的不稳定造成的, 具体的造成转子失稳的原因有:

1. 离心压缩机的转子转动不平衡,

转子的不平衡是因为转子的页面的质量分布不平衡, 转子的质量不平衡现象是由多种原因造成的, 从装配过程误差的出现到转子设计的不足再到转子本身的材质缺陷等都可以造成转子的不平衡。

2. 离心压缩机的转子不对称

离心压缩机的转子不对称, 是指相互挨着的两个转子的轴线与整个离心压缩机的轴承的中心线发生偏移或者倾斜的现像, 这种现象的产生, 也有其特定的规律, 在离心压缩机运转时难以避免的会发生一定的振动现象, 这样就会使内部的转子随着时间的推移而发生偏移, 这样就会造成转子的不稳定性。

3. 离心压缩机转子出现弯曲

离心压缩机的转子出现弯曲, 具体的特征是转子的轴心线呈现弯曲的现象, 造成转子弯曲的原因有的是因为前期转子设计的不合理或者材质使用不当等因素造成的, 有的是因为后期在离心压缩机运行时暖机的操作不合理或者转子的负荷过大等其它运作的不合理因素造成转子弯曲。

4. 离心压缩机的油膜涡动

油膜的涡动也是造成离心压缩机不稳的重要原因, 产生这种现象的原因是因为油膜动力学的滑动轴承的具体特性而引起的, 具体的表现形式是当轴承出现缝隙或者磨损的现象时, 就会使油膜产生涡动, 再者在离心压缩机的前期设计时, 如果设计不当或者润滑油的参数发生改变都会产生油膜涡动的现象。总之离心压缩机的不稳定性是由多种因素造成的, 除了这些常见的因素之外离心压缩机的机械螺丝松动或者压缩机的旋转失速等现象都会造成离心压缩机的不稳定。

二、有效保障离心压缩机稳定性的技术探究

1. 对离心压缩机的转数进行控制

前面我们提到每一个造成离心压缩机不稳定的因素, 几乎都是由于异常的振动而造成的, 所以想要准确的对故障进行诊断并加以解决可以运用电磁波的类型来进行控制。离心压缩机在这正常运行的时候它的转数主要是由DSC上的压力控制器来进行调节和控制的, DSC上的压力控制器能够很好的把转数调控在一个合理的范围之内, 所以解决转子故障的方法应该要分析转子运动速度的频谱波形, 然后通过压力控制器来来调控机组的转数, 运用自动和手动选择开关对转子速度进行调控, 同时还可以对离心压缩机的升降组的转速进行调节。转子失速的频谱图如图2所示:

2. 润滑油的温度控制

离心压缩机中对于润滑油的温度有明确的要求, 在离心压缩机正常工作时, 润滑油的温度应保持在49摄氏度, 在压缩机中对于润滑油温度的控制主要是通过油温控制阀来进行调节的, 所以当发现润滑油的温度没有保持在特定的值上的时候, 要通过手动温度控制阀来进行调节。令一种方法也可以对冷油器中的冷却水来进行调节, 用这种方法是针对润滑油温度过高时, 没有办法通过油温控制阀来进行快速的调节时可以切换到用冷油器进行控制。

3. 离心压缩机喘振控制

离心压缩机的喘振现象是造成离心压缩机不稳定的重要因素, 喘振的产生主要是因为在离心压缩机运行时, 因为工况的变动使离心压缩机的气动参数和正常的几何参数不能保持一致性, 会产生转子的脱离机组, 造成非常严速的失重现象, 这样就会在一定程度上造成喘振现象的发生, 但不是所有的失速现象都能造成喘振, 喘振现象的发生还与管网的运行有着很大的关系。在国际上对于喘振的控制一般都是通过被动的非线性模型进行预测控制, 离心压缩机防喘振的线性预测模型如图2所示:

这种方法可以根据机组的历史运行轨迹以及未来输入的情况来预测未来的输出情况, 并且通过预测可以尽量的缩小输出的能量并且保持机组能够沿着参考的轨迹进行运动。所以在预测控制系统中可也加入预防喘振发生的限制性条件, 然后当机组转速失稳时, 对将要发生的喘振现象进行合理的预测, 然后对其进行有效的控制。

三、结语:

随着我国工业生产的扩大, 离心压缩机一定还会得到更广泛的运用, 所以有效的对其进行研究和分析, 是保证工业生产有序运行的重要保障。离心压缩机的真个机组的工作模式是非常复杂的, 气体在压缩机的压缩, 不仅会受到物理变化的影响, 同时还会受到动力系统的控制, 所以对于离心压缩机稳定性的控制也需要从多方面去进行分析和片段, 我们应该不断的提高工艺技术水平, 对造成压缩机的不稳定因素进行合理的控制, 以保证离心压缩机的正常运行。

摘要：在我国的工业化建设中, 对于离心压缩机的运用呈现比较普遍的趋势, 使有效促进工业生产的重要设备之一, 所以对于离心压缩机的研究也得到了相关人士的注意, 离心压缩机在工业生产中运行的环境较为复杂, 所以会在运行中出现许多的故障, 当故障发生时如果没有进行及时的处理将会影响工业生产的有序运行。所以对于离心压缩机出现故障找到有效的解决方法并加以解决以实现对离心压缩机的稳定性对其发展有着重要的意义。本文首先对离心压缩机经常出现的问题进行探讨, 然后通过具体的技术方法来有效的加强离心压缩机的稳定性。

关键词：离心压缩机,故障分析,稳定性优化

参考文献

[1]宁喜.离心压缩机稳定性预测与优化[D].北京化工大学, 2013.

压缩稳定性 篇2

引言

压缩稳定性是飞机结构强度的一个重要方面, 需要强度设计人员对其进行细致和认真的考量。在飞机结构中, 薄蒙皮或其他一些薄板结构在受到面内压缩载荷作用时, 可能发生压缩失稳现象。在飞机机身结构设计中, 蒙皮一般沿机身环向和纵向由按一定间距布置的隔框和长桁支持, 这种结构为典型的加筋壁板, 这样的设计方法也极大地提高了蒙皮的压缩稳定性。机身两端由于受力小, 故蒙皮一般较薄, 且在框距较小的密框区域往往不再大面积的布置长桁进行加强, 对某些工况下承压的部位, 改采用短的、不与隔框连接的薄桁条进行加强以减轻机身重量, 如图1所示。对于此种短桁条加筋薄板结构, 需要研究短桁条对于提高蒙皮压缩失稳应力的作用, 以及在强度设计时如何对其压缩稳定性进行评估。

本文以此为背景, 对短桁条加筋平板、长桁加筋平板和无加筋平板的压缩稳定性进行了对比分析。

1 有限元法分析压缩失稳应力

平板长a=200mm, 宽b=920mm, 蒙皮与短桁条、长桁厚度均为t=1.2mm, 短桁条与长桁均按150mm的间距等距铆接于平板上, 长桁长200mm, 短桁条长180mm, 加筋平板受沿桁条方向的压缩载荷作用。此外, 另选用长200mm, 宽150mm, 厚1.2mm的矩形窄板进行对比分析。

采用ABAQUS有限元分析软件分别建立短桁条加筋板、长桁加筋板、宽平板和窄平板的有限元模型进行压缩屈曲分析。分析时, 宽平板和窄平板四边铰支, 沿长度方向施加压缩载荷;长桁加筋板薄板四边铰支, 长桁两端铰支, 沿长度方向在薄板和长桁两端施加相同的压缩载荷;短桁条加筋板薄板四边铰支, 短桁条两端自由, 沿长度方向在薄板两端施加压缩载荷, 短桁条两端不施加载荷。薄板、长桁与短桁条的材料及其力学性能见表1。

通过有限元分析, 得到以上四种模型的一阶屈曲模态及一阶失稳应力, 如表2所示。

2 压缩失稳应力的理论计算

根据参考文献, 图2所示承受均匀轴向压缩载荷的矩形平板的弹性压缩失稳应力按式 (1) 计算:

式中:

E——薄板材料弹性模量;

ν——薄板材料泊松比;

t——薄板厚度;

——加载边宽度;

Kc——压缩临界应力系数, 与板的边界条件与板的长宽比b/a有关。

根据薄板尺寸及边界条件, 查参考文献压缩临界应力系数曲线或表格, 计算得到四边铰支窄板、宽板及四边固支窄板的压缩失稳应力, 见表3。窄板与宽板的几何尺寸和材料与上节相同。

3 结果对比分析

采用有限元法与理论方法分析得到的四边铰支平板的压缩失稳应力对比如表4所示。从表中可知, 采用两种方法得到的压缩失稳应力基本相同, 验证了有限元分析方法计算结构压缩失稳应力的准确性和有效性。

根据表2和表3对压缩失稳应力的有限元法与理论方法计算可知, 长桁加筋板的压缩失稳应力高于宽度与长桁间距相等的铰支平板, 而低于宽度与长桁间距相等的固支平板。分析结果表明, 长桁加筋对于薄板的支持作用则介于铰支边界与固支边界之间。

压缩稳定性 篇3

迷宫式往复压缩机是一种非接触式的无润滑的立式往复式压缩机, 在其活塞的运动方向增加了导向轴承支承部件, 通过十字头、导向轴承和活塞部件精密配合确保活塞杆的精确定心。活塞杆作为往复压缩机的核心运动构件之一, 它的安全平稳运行至关重要。因此, 合理设计导向轴承系统, 对提高活塞杆稳定性十分重要。

国外针对迷宫式往复压缩机活塞杆的研究很少报道, 对于卧式往复式压缩机活塞杆的研究相对较多[1,2]。国内针对活塞杆的研究涉及到疲劳寿命、稳定性以及断裂问题。如吕文娟等[3]针对6M25-185/31.4A压缩机活塞杆进行改进, 在分析断裂原因的基础上, 提出活塞杆的改进方案:增大活塞杆两端连接部位直径尺寸, 增大刚度, 从而有效防止活塞杆刚度不足而产生的塑性屈服变形;刘贤波等[4]针对活塞杆稳定性的校核做了大量工作, 分别就尾梁千斤顶、推移千斤顶、护帮千斤顶、插板千斤顶和立柱活塞杆的弯曲稳定性进行了分析, 并提出了相应的改进方案。分析指出, 虽然以往计算活塞杆弯曲稳定性时通常给的富余量很大, 但是往往仅用活塞杆的长度来计算其稳定性, 没有考虑活塞杆全部伸出时的总跨度, 导致实际应用中经常出现活塞杆弯曲现象发生。以上研究对提高活塞杆稳定性十分有益, 但是由于迷宫式往复压缩机与一般类型的活塞式压缩机不同, 活塞杆在运动方向增加了导向轴承, 对活塞杆振幅有严格限制。为此, 本文针对迷宫式往复压缩机活塞杆导向支承系的稳定性进行有限元分析, 通过合理设计导向支承达到减小振动和提高活塞杆稳定性的目的。

1 活塞杆有限元模型的构建和加载

1.1 假设

迷宫压缩机主要采用立式结构。在工作中, 活塞杆上端连接活塞体, 下端连接十字头, 中间布有导向轴承, 起到导向支承的作用。分析中, 将活塞杆简化为一端固支中间简支梁[5]。为了分析方便, 将运动坐标系固定在活塞杆上端处。

活塞杆在伸出段与杆身之间通过圆角、斜面或者内凹槽过渡, 建模时给予适当简化, 一律采用圆角或斜面过渡。活塞杆与活塞体、十字头通过螺母和平键连接, 以载荷代替螺纹和键对活塞杆的作用。

1.2 网格划分

由于压缩机活塞杆结构具有对称性, 所以首先采用体扫掠的划分方法对其进行网格划分, 确保网格大小的规则性和网格分布的均匀性。其次, 考虑网格的疏密与计算效率的平衡, 对其进行体尺寸的设定。最后对杆身与伸出端的过渡部位进行网格细化, 划分后的网格节点数158 576, 单元数32 573。

1.3 载荷的施加与约束条件的确定

活塞杆受到固定的载荷作用主要指气体力、紧固力, 此外还有包括往复惯性力和导向轴承支承反力在内的变载荷作用。在分析时, 对活塞杆所受载荷与约束条件进行简化, 认为活塞杆受到一个轴向的综合活塞杆载荷和导向轴承以及十字头对其产生的位移约束。

导向轴承对活塞杆的支承作用等效转换为活塞杆上受到的圆柱面约束, 轴向位移自由, 其它方向固定。设活塞杆上端面处x=0, 活塞杆中间段杆长1 290 mm, 设定导向轴承处于中心位置, 则导向轴承上端面横坐标为x=750 mm, 支承宽度Width=200 mm。十字头对活塞杆的约束定义为固定约束。温度环境设定为气缸内的工作温度130℃。

2 导向支承的位置和宽度对活塞杆稳定性的影响

2.1 活塞杆模态分析

利用BLOCK LANCZOS方法对活塞杆进行模态分析。取前10阶模态进行研究, 并定义前10阶固有频率为输出参数。观察振型可以发现, 前10阶模态振形主要发生在活塞杆上端以及导向轴承与十字头之间, 主要表现形式为弯曲振动, 活塞杆前10阶固有频率见表1。

Hz

2.2 活塞杆的谐响应分析

谐响应分析是用来确定结构在承受随时间简谐变化载荷时的稳态响应, 其目的是计算出结构在同时处于两种或多种频率下的响应, 并得到一些响应值对频率的曲线。由于活塞十字头、导向轴承处的间隙存在以及活塞等零部件加工误差, 活塞在实际工作中存在偏心现象, 所以活塞杆还受到与轴向活塞力相同周期的侧向激励载荷, 该载荷的大小取决于活塞的偏心程度和两侧气体压力。这里将激励载荷作简谐处理, 以导向轴承上端面位置x=750 mm、支承宽度Width=200 mm为例, 对活塞杆施加频率为0~1 000 Hz范围内轴向和侧向激励载荷, 采用模态叠加法进行谐响应分析, 响应分析子步数为50。活塞杆纵横向振幅随激励频率变化曲线分别如图1和图2所示。

在0~700 Hz范围内, 纵向振幅随激励载荷频率升高从0.072 8 mm缓慢增加, 在700~860 Hz之间, 纵向振幅增幅明显, 在860 Hz处达到最大为1.595 9 mm, 860 Hz以后纵向振幅急剧减小。横向振幅在0~140 Hz范围内, 幅值随激励载荷频率增大而急剧变大, 在140 Hz处达到最大值为1.064 5 mm, 在140~700 Hz之间, 横向振幅迅速下降, 在700 Hz后虽时有上升, 但数值很小, 振幅已可忽略不计。

参照表1, 可以看出, 纵向振幅随激励频率变化曲线的波峰发生在活塞杆第4阶、第5阶固有频率附近, 横向振幅随激励频率变化曲线的波峰发生在第1阶固有频率附近, 共振效应较明显。

2.3 活塞杆的屈曲分析

屈曲分析是一种用于确定结构的屈曲载荷和屈曲模态的技术。在对活塞杆进行静力结构分析的基础上, 继续对受导向支承位置x=750mm、支承宽度Width=200 mm作用下的活塞杆进行屈曲分析, 活塞杆变形见图3。

通过图3不仅能观察到活塞杆受压时的变形位移, 也能计算出活塞杆的压杆稳定性安全系数ns=27.941。对于立式迷宫压缩机活塞杆由欧拉公式和梯特迈尔公式共同来选取其许用值[ns]≥10~20。计算结果ns>[ns], 所以本例中活塞杆安全系数符合设计标准, 能够满足使用要求。

考虑到迷宫压缩机中活塞杆近似为一端固支中间简支结构, 所以导向轴承的支承位置和宽度必然会对安全系数有很大影响。

3 活塞杆导向支承的优化

由于导向轴承的支承位置和宽度对活塞杆的固有频率、工作时的振动幅度以及弯曲稳定性具有很大影响, 因此有必要针对导向支承的支承位置和宽度对活塞杆的影响进行综合分析, 确定多影响因素对多目标的影响规律和大小, 最终获得最佳设计方案。

本文利用ANSYS Workbench的参数化分析功能, 分别定义导向轴承的支承位置和支承宽度为输入参数, 定义活塞杆最大变形、最大应力, 模态分析中第1~10阶固有频率, 谐响应分析中横纵向最大振幅及其对应频率, 以及屈曲分析中安全系数为输出参数。结合压缩机实际设计中的相关数据, 定义支承位置x的变化区间为675~825 mm, 支承宽度Width的变化区间为180~220 mm, 取样本数100, 并在响应曲面分析模块中观察输入参数对各个输出参数的影响。部分输出参数随输入参数变化曲面如图4~图5所示。

由图4~图5可知, 在样本区间范围内, 导向支承的设置对强度和刚度的影响很小, 基本可以忽略不计。

由图6可以比较得出, 导向支承的位置和宽度对活塞杆固有频率的影响随着阶次的增高而逐渐变大, 并且在支承宽度180~220 mm的变化范围内, 支承位置对活塞杆固有频率的影响起主要作用, 支承宽度对其影响相对较小。

如图7~图8所示, 活塞杆纵向振动最大振幅变化值小于0.2 mm, 横向振动最大振幅的变化区间为0.286~1.245 mm, 导向支承的变化对横向振幅的影响较大。

由图9、图10可知, 活塞杆纵向最大幅度发生在860~880 Hz, 横向最大振幅发生在140~180 Hz。即活塞杆纵向共振易发生在活塞杆第4阶、第5阶固有频率附近, 横向共振易发生在活塞杆1阶、2阶固有频率处。

由图11可知, 安全系数随支承位置和支承宽度的数值增加而变大。但在实际使用过程中, 迷宫式往复压缩机活塞杆稳定性安全系数一般取值大于20即可, 主要考虑实际使用中活塞杆初弯曲、压力载荷偏心、材质不均匀等因素对安全系数的削弱影响[6]。所以在满足使用要求的情况下, 不需要特别针对安全系数考虑导向轴承设计。

在参数化分析的基础上, 运用Workbench中的目标驱动优化模块, 通过对输入输出参数的具体定义, 在多目标的情况下寻求一组或几组“最佳”候选设计点。本文中对支承宽度Width目标设为小;静力最大变形目标值设为<0.5 mm, 重要程度为高;纵向最大振幅目标设为小, 重要程度为高;横向最大振幅设为<0.5 mm, 重要程度为高;安全系数设为>25, 重要程度为低。经过分析, 得出2组候选设计点, 部分数据见表2。

4 结论

本文通过对活塞杆进行有限元分析, 得到各个目标参数随导向支承位置和宽度的变化规律, 可以得出以下结论:

1) 导向支承的设置对强度和刚度的影响很小;对活塞杆固有频率的影响随着阶次的增高而逐渐变大, 支承位置对活塞杆固有频率的影响起主要作用。

2) 对活塞杆横向振幅的影响较大, 纵向共振易发生在活塞杆第4、5阶固有频率附近, 横向共振易发生在活塞杆1、2阶固有频率处。

最后对目标参数的优化规则进行定义, 得到满足目标需求的2组参数。通过该方法可以分析确定输入参数对输出参数的影响规律和大小, 根据目标需求不同, 得到一组或几组优化方案。

参考文献

[1]ENZOG, FABIL F, GUIDOV, etal.Simulation of Cylinder Valves for Reciprocating Compressors[C]//Proc.Biennial ASME Conf., American Society of Mechanical Engineers, 2006:1-10.

[2]HANLON P C.压缩机手册[M].郝点, 译.北京:中国石化出版社, 2003.

[3]吕文娟.6M25-185/31.4A压缩机活塞杆改造[J].广东化工, 2011, 38 (7) :186-187.

[4]刘贤波, 崔梅生, 张传伟.液压支架用液压缸活塞杆弯曲稳定性的验算分析[J].煤矿机械, 2008, 29 (1) :67-70.

[5]李玉艳, 戴晓洲, 陈朝晖.基于ANSYS的迷宫压缩机活塞杆振动分析[J].压缩机技术, 2011, 226 (2) :55~58.

压缩稳定性 篇4

1 鞍钢空压站的现状及存在问题

1.1 鞍钢空压站现状

以西区空压站为例。鞍钢西区空压站现有配置是4台压缩—干燥机组, 供应2#、3#两座高炉 (3 200m3) , 采用“3用1备”的工作方式。其工艺流程为空气经过滤器除油后经吸入导叶进入空压机加压, 加压后的压缩空气经气液分离器脱水进入干燥器干燥, 再经除尘器后供给高炉生产用。具体见图1。

空压机产生额定压力为0.89MPa的压缩空气, 在高炉不用气时, 出空压站的压力为0.74MPa。在两个高炉交叉用气时, 出空压站的压力为0.57MPa。若两个高炉同时用气, 则压力降为0.53MPa, 而高炉正常用气压力为0.6MPa。由于供气压力小于高炉新需气体压力, 容易造成生产事故, 影响高炉生产的正常运行。

1.2 存在的问题

1.2.1 高炉用压缩空气压力的波动加大

在北方, 夏季的空气含湿量可达30%。这样高湿度的空气经空压机压缩至满足压力要求后输送到气液分离器进行粗脱水, 而后进入干燥器、再经除尘器后送往高炉的压缩空气量就变为原含高湿空气量的不足70%。这样空压站单位时间内送往高炉的压缩空气量自然就减少近30%, 造成空压站出口压力降低且空压站耗电量上升, 后续干燥除尘系统超负荷工作。

1.2.2 空压机循环冷却水水温始终偏高

空压机的循环冷却水进入空压机的合适水温为22℃左右, 而目前的水温偏高, 在25~29℃区间, 到了夏季甚至可高达35℃。鞍钢现行的空压机冷却水中出于降成本的考虑未加温度较低的新水。如此高的循环冷却水温, 势必导致油冷却器内的润滑油温度升高, 油变稀, 黏度降低, 油膜减薄。这样, 空压机关键部位长期得不到良好的润滑, 致使接触面磨损严重或造成设备故障、漏风, 从而使得空压机的有效功率降低, 输出压力呈逐渐降低走势。

1.2.3 压缩空气系统内部原因造成短时间的压力骤降

从空压站到高炉压缩空气用户整个系统内部的设计、管理及使用的不完善, 是造成空压站输出压力不足的另一重要原因, 尤其是短时间的压力骤降。

鞍钢西区空压站现有配置是4台压缩—干燥机组, 采用“3用1备”的工作方式。供应2#、3#两座高炉所选空压机是额定压力为0.89MPa的空气压缩机。这样的设计也是充分考虑了用户的使用容量、空气湿度随季节波动的最高限等因素, 并且还留有一定的安全量———即便按夏季最高湿度30%计, 干空气压力 (0.89×70%) 还是可以达到0.62MPa的, 大于高炉正常用气压力0.6MPa。

但是随着时间的推移, 系统内诸多弊端逐渐显现:

(1) 系统内的设备、管道、阀门等的故障率会逐渐增高。

(2) 零配件的供给、干燥剂的供给及更换会出现不及时。

(3) 高炉现场的压缩空气用户由于没有计量, 故无论是在压力上还是在量上都呈现的是使用无节制。

(4) 无论是从空间使用的科学性来讲, 还是当初考虑建设成本而言, 大多是“一个空压站对两个多高炉”的空压站配置。这样, 在某一高炉故障出铁时, 就极容易出现两座高炉压缩空气同时用气的“用气高峰重叠”现象造成短时间的压力骤降。

(5) 这“4台压缩—干燥机组, 采用‘3用1备’的工作方式”, 当面对这“1备”还在检修中、那“3用”中又出现了故障, 同样没有什么方法避免空压站输出压力的降低。

2 解决的措施

经长时间的考察和研究, 鞍钢提出了一种在空压站不同部位采取不同的改造措施, 用以提高并保持稳定输出压缩空气压力。具体是:在过滤器和吸入导叶之间加脱湿器以解决夏季空气湿度大的问题;通过补充新水解决循环水水温过高问题;在进气液分离器和出除尘器之间加事故直通管, 以解决由于检修或故障时的压力供给不足问题。通过上述三种措施的实施, 达到稳定提高空压站输出压力和降低电能消耗的目的。

2.1 增加脱湿器

在过滤器与吸入导叶之间的主管道上并联设置脱湿器, 通过连接电动阀A、逆止阀以及电动阀B和电动阀C, 让空气进行脱水, 降低进空压机的空气湿度 (见图2“吸入导叶”以前部分) 。

具体运行原理是:空气在吸入导叶的作用下进入过滤器除尘、除油, 根据空压机的空气湿度信号, 若湿度大于设定值则打开电动阀B和电动阀C, 同时关闭电动阀A, 让空气先经过脱湿器使空气湿度降到设定值以下后再经吸入导叶进入空压机。这样可以增加空压机的有用功输出, 提高单位体积的压缩空气含量和压力。若湿度小于设定值则关闭电动阀B和电动阀C, 同时打开电动阀A, 使空气经逆止阀、吸入导叶进入空压机。

鞍钢的压缩空气含湿量设定值为10%。夏季经过这样处理后, 增加了空压机的有用功输出, 提高单位体积的压缩空气含量20%、压力提高0.04MPa。

2.2 在空压机的进水总管接补水装置

从外部看, 空压机对经吸入导叶的空气做功使之成为一定压力的压缩空气, 空压机内部温度升高, 循环水由进水总管进入空压机内对其进行冷却换热, 换热后的循环水由出水总管排出。根据进入空压机的循环水温度信号, 若温度高于要求值, 则由补水装置向进水总管补一部分新水或冷却水, 使之温度降低到要求值以下, 保障设备的安全运行 (见图2中冷却水部分) 。

具体程序是:当循环水温度高于要求值 (鞍钢设定为25℃) 时, 则由补水装置向进水总管补一部分新水, 使循环水温度降低到25℃以下。冷却的循环水经进水总管与空压机进行换热后由出水总管排出, 保障设备的安全运行。这样不仅保证了空压机的正常工作, 也延长了空压机的使用寿命。

正常情况下, 经脱湿及加冷却新水两项技术处理后, 出空压机的压缩空气经气液分离器靠重力将水分从下部排出, 除水后的压缩空气进入干燥器进行干燥, 再进入除尘器除去其中的尘等杂质后可以保证形成0.62MPa的压缩空气供给高炉生产。

2.3 气液分离器入口前和除尘器出口后使用直管道

在气液分离器入口前和除尘器出口后设置直管道使之形成直通, 并通过手动操作阀D和逆止阀来进行控制, 以备检修或故障时用, 保持压力的稳定供给。

正常情况下, 出空压机的压缩空气经气液分离器、干燥器、除尘器后供给高炉。若气液分离器、干燥器、除尘器出现故障或需要检修时, 首先空气须经脱湿器脱水, 其次关闭手动操作阀E和手动操作阀F, 打开手动操作阀D, 使压缩空气经逆止阀直接供给高炉。这样气液分离器、干燥器及除尘器被断开, 使压缩空气走直通, 既不影响高炉生产, 又可减少维修时间, 同时减少了经气液分离器、干燥器、除尘器的阻力损失, 使压缩空气压力提高0.1MPa。这样出空压站的压缩空气压力可达0.63MPa, 可同时满足两个高炉生产用气。

3 应用效果

(1) 本项技术的实施, 使空压站获得并可提供稳定的0.63MPa压力的压缩空气, 满足了高炉正常用气压力为0.6MPa的要求, 从而消除了以往的“两座高炉交叉用气时, 压缩空气出空压站的压力为0.57MPa;若两座高炉同时用气, 则压缩空气压力降为0.53MPa”的问题。

(2) 本项技术的实施, 可在“炉前操作”层面上保证高炉的正常运行。

若压缩空气压力不足, 可能会造成布袋除尘器反吹操作无法进行。这种现象的出现, 会导致高炉减风、降强度甚至休风。不但损失产量, 而且高炉的无端减风、降强度甚至休风直接造成了高炉正常运行的状态被突然打乱, 高炉内部的气、液、固运行以及热量的合理交流、各处应进行的物化反应, 都被打乱, 高炉失常。本项技术的实施, 消除了高炉前压缩空气压力的大幅波动 (主要是低于0.6MPa的高炉正常用气压力要求) , 避免了“高炉出铁时开口机打开铁口、INBA的转鼓冲渣、布袋除尘器反吹等操作因高炉炉前压缩空气压力的过低而不能正常进行”现象的发生, 在“炉前操作”层面上保证高炉的正常运行。

4 结论

(1) 通过在过滤器和吸入导叶之间设置脱湿器, 可降低进空压机中的空气湿度, 提升空压机的效率, 增加单位体积内压缩空气量。

(2) 通过补新水的方式, 有效降低了循环水温度, 控制了油温, 降低了耗电量, 同时延长了压缩机的使用寿命。

(3) 将进气液分离器和出除尘器的管道用事故管道连通, 有效地解决了空压站在检修或设备故障的情况下影响空压站正常运行问题, 同时还可稳定提高空压站的输出压力, 从而避免了高炉因压缩空气压力短时间大幅波动而影响正常生产。

参考文献

压缩稳定性 篇5

1 资料与方法

1.1 一般资料

选择我院2012年2月至2015年3月期间收治老年胸椎压缩性骨折患者64例,采取DSA导向下PVP治疗(研究组),其中男38例,女26例,年龄55~78岁,平均(69.12±7.15)岁;骨折部位:T3 8例、T4 35例、T6 7例、T7 9例、T8 5例,其中2个椎体骨折者6例。选择我院2011年2月以前保守治疗法治疗的老年胸椎压缩性骨折患者58例作为对照组,其中男34例,女24例,年龄58~75岁,平均(68.45±6.50)岁;骨折部位:T3 6例、T4 32例、T6 6例、T7 6例、T8 8例,其中2个椎体骨折者3例。两组患者的年龄、性别、骨折椎体节段比较,差异均无统计学意义(P>0.05),具有可比性。

研究对象的纳入标准:(1)年龄在55岁以上;(2)椎体压缩性骨折并无神经压迫症状;(3)腰背疼痛且日常活动受限、不能自理;(4)辅助检查显示为椎体压缩性骨折并能够明确责任椎体;(5)骨密度检查为骨质疏松,且椎体压缩范围在25%~75%之间。排除标准:(1)年龄在55岁以下;(2)肿瘤导致的病理性的骨折;(3)骨折导致有神经压迫症状;(4)近期有凝血功能障碍,近期有感染,并伴有炎症反应;(5)有精神类疾病。本研获得了我院医学伦理委员会的批准,患者签署了知情同意书。

1.2 方法

1.2.1 研究组

(1)术前行常规伤椎螺旋CT扫描重建,确定穿刺位置、穿刺入路和角度。(2)在DSA导向下穿刺,穿刺入路为后路椎弓根或者肋颈与椎弓根的间隙。经椎弓根入路穿刺的骨切入点为正位透视下经椎弓根外侧缘中点,进针的角度参考术前测量的数据,同时调节球管,根据穿刺针的方向调节进针的方向。理想位置是侧位针尖抵达椎体后缘,正位针尖至椎弓根内侧缘。在行肋颈与椎弓根之间隙入路穿刺时,切入点紧贴椎弓根外侧缘中点,进针后有落空感表示穿透了肋突,随后进入骨质,方法同经椎弓根入路。注射骨水泥前将骨水泥调至拉丝期,在DSA监视下注射骨水泥。当椎体前缘裂缝有骨水泥渗漏时立刻停止注射,待骨水泥凝固后再次注射。透视下控制椎体的水泥充填量,一般为2~4 ml。(3)术后24 h内使用抗生素预防感染,所有患者手术后24 h戴胸背支具下床活动;术后予以抗骨质疏松治疗。

1.2.2 对照组

所有的患者卧床治疗6周,予以骨质疏松对症治疗,有疼痛者行常规止痛治疗,6周后戴胸背支具下床活动。

1.3 评价指标和疗效判定

治疗前,治疗后2 d、6周、6个月进行疼痛视觉模拟评分[3](VAS)和Oswestry功能障碍指数[4](ODI)评定;治疗前,治疗后3 d、1年进行健康调查简表(SF-36)评分;测量手术前,手术后3 d、1年的伤椎Cobb角、椎体前缘的高度。

1.4 统计学处理

研究数据使用SPSS 20.0统计学软件分析,计数资料用频数表示,结果采用χ2检验,计量资料以±s表示,结果采用单因素方差分析,组间比较采用t检验,P<0.05为差异有统计学意义。

2 结果

2.1 两组疗效比较

治疗后随着时间的延长,研究组和对照组的VAS和ODI逐渐降低,SF-36评分逐渐升高,差异均有统计学意义(P<0.05)。在治疗后2 d和6周时研究组的VAS和ODI均明显低于对照组,差异有统计学意义(P<0.05)。治疗后6个月两组患者的VAS和ODI之间的差异无统计学意义(P>0.05)。见表1、2。治疗前后两组SF-36评分差异无统计学意义(P>0.05)。见表3。

2.2 两组伤椎高度和脊柱稳定情况比较

手术后两组伤椎Cobb角明显缩小,差异有统计学意义(P<0.05),伤椎前缘高度先升高后降低,差异有统计学意义(P<0.05)。两组不同时间点伤椎Cobb角和伤椎前缘高度比较,差异均无统计学意义(P>0.05),见表4。

分

2.3 两组并发症比较

两组之间总并发症的发生率差异有统计学意义(P<0.05),见表5。

例

注:括号内为百分比

3 讨论

目前,老年压缩性骨折患者的治疗方式已由过去的保守治疗方式向骨水泥强化治疗转变[5]。PVP能够迅速缓解骨质疏松椎体压缩性骨折引起的躯体疼痛,并且能够稳定脊柱,防止再次骨折和椎体塌陷,对治疗骨质疏松行椎体压缩骨折具有非常好的应用前景[6]。经PVP治疗后患者生活自理能力能够迅速恢复,避免了传统保守治疗下长期卧床引起的泌尿系统感染和肺炎等并发症。PVP手术难度较大,而DSA机具有比较高的分辨率,且图像清晰、操作也方便,能够准确定位,通过DSA的辅助可降低PVP术的实施难度[7]。借鉴CT影像明确穿刺进针的位点、穿刺角度和深度后可制定出详细的手术方案。我们在DSA的导向下行PVP术均获成功。本研究中部分患者椎弓根狭小,手术穿刺难度较大而未能准确到达理想的部位,在低粘度骨水泥影像的辅助下穿刺进行注射,取得了理想的效果。另外,上段胸椎和下端胸椎的穿刺难度也不同,前者椎弓根内倾角较小,穿刺时对椎体内侧壁的损伤风险较大,对技术的要求也较高。