多级往复式压缩机（精选10篇）
多级往复式压缩机 篇1
一、引言
吐哈温米油田温五注气项目是吐哈油田实施三次采油、其核心设备采用美国库伯公司压缩机M H 6 6和瓦克夏公司的8 L-AT27GL/MH66发动机, 由于温五注气压缩机组采用单台机组实现五级压缩, 且总压缩比ε≈210, 如此高压缩比、单机多级压缩在国际上尚属首例, 给机组投产试运行带来了一定的难度, 因此从生产厂家和机组使用方面需要逐步摸索。该机组于2002年12月试机投运, 由于机组在结构设计、配套设施及运行保护等方面存在的问题, 导致出现五次五级连杆铜套与十字头销损坏的事故, 使得机组不能实现连续高效运转, 满足注气开发的需要。
二、机组调试过程中出现的故障问题分析
温五8L-AT27GL/MH66注气压缩机组自2002年12月16日开机磨合以来, 按照库伯公司提供《注气压缩机组操作规程》中的磨合调试步骤, 逐步加载运行 (逐步提高入口压力和排出压力) , 最高加载压力达到38.5MPaG。在试运行过程中曾五次出现五级压缩缸十字头及连杆小头瓦烧结损坏故障。
故障发生后, 温米采油厂现场调试负责人员、Cooper和Waukesha服务工程师共同对故障原因进行分析, 结合机组的运转情况, 运用Cooper公司提供的压缩机工况分析电算程序cascade进行系统的核算, 确认影响机组正常运转的主要因素是:机组在正常运转和停机过程中, 五级压缩缸活塞杆反向角过小所致。
三、往复活塞式压缩机连杆反向角理论分析
虽然往复活塞式压缩机工艺灵活性和适应性非常大, 但它仍有一些技术限制, 其中最为重要的就是活塞杆的负荷问题, 活塞杆负荷不仅只和活塞杆有关, 它是作用 (或部分作用) 在活塞杆、十字头、十字头铜套、十字头销、连杆、连杆瓦、曲轴, 以及十字头滑板和滑道等各机械传动部件上的力。在整个机械传动系统中, 十字头铜套是最薄弱的环节。活塞杆负荷除数值之外, 还有一个方向的变化问题。
3.1反向角的概念
活塞及所有传动部件都受拉力和压力, 这个拉力和压力使十字头销压紧在连杆小头瓦的一侧, 而另一侧则出现间隙, 使润滑油在压力作用下进入该间隙, 使润滑油冷却和润滑该侧的大半个十字头销和铜套, 如果连杆水平方向上所受的合力只向一个方向, 十字头销始终压紧在铜套的一侧, 那么受压一侧始终没有间隙, 也就没有润滑和冷却。因此机组正常运转时, 十字头销在水平方向上的合力必须变化, 使两侧轮流得到润滑和冷却, 这就是负荷反向的问题, 而且这个反向必须保持一定的时间, 使润滑油能够充分地进入以发挥作用, 这个时间以曲柄转角表示就是“反向角”。
对于活塞杆负荷反向角在设计和可能工况条件下数值的反复核算是压缩机选型的一项重要工作, 也是现场运行人员在工况发生变化时应核实的主要问题。
3.2发生故障时反向角分析
出现连锁保护停机后, 显示五级排气压力低停机, 经检查确认再次出现十字头、连杆损坏故障 (损坏程度有所减轻) 。
机组当时运行工况为:
压力: (MPaG) Ps=0.165, Pd1=0.78, Pd2=2.11, Pd3=5.10, Pd4=13.10, Pd5=32.15
温度: (℃) T s1=8.0, T s2=5 2, T s3=5 4, T s4=4 6, Ts=56;
T d1=1 0 6, Td2=118, Td3=119, Td4=115, Td5=117
转速:835rpm可调余隙:VVP1/2/3=4.0", VVP4=0"
由表1可以看出, 五级排压从3 2.15MPa降低至25MPa过程中, 五级连杆反向角会经历一段等于30°的时间, 因而造成了连杆小头瓦与十字头销缺乏足够的润滑而烧结的事故。
3.3五级气缸活塞杆的改造
在总结多次五级连杆损坏的基础上, 我们进行了认真的分析, 肯定了生产厂家的逻辑停机程序, 认为造成连杆损坏的主要原因是:机组在加载、运行和卸载过程中, 由于五级活塞两端工作面积相差较大, 引起两个端面所受的方向相反的力相对悬殊, 不易被五级压缩缸连杆等运动部件产生的往复惯性力平衡, 引起五级连杆反向角偏小, 造成润滑油不能及时进入整个连杆小头瓦的润滑部位, 导致小头瓦局部温度偏高而烧结, 使机组零部件损坏。
针对以上分析, 并提出了解决这一问题的方案并实施, 将五级活塞杆改造为带尾杆的活塞杆。保留原活塞的尺寸数据 (活塞杆2.5″, 活塞3.125″) , 在活塞杆端部增加1.5″的尾杆, 更换了气缸头, 对新增尾杆的注油系统和盘根水冷却系统在现场进行了相应的配管。在对压缩机五级压缩活塞改造为尾杆活塞后, 正常情况下五级压缩十字头最小反向角由34°提高到66°以上, 改善了十字头销受力时润滑状态, 彻底消除了事故隐患。
四、结论
对于高压缩比的大型往复活塞式高压压缩机, 连杆反向角是一个显得更为敏感的技术问题, 在机组设计过程中, 应充分考虑故障停机即没有按照程序逐级卸载情况下反向角问题, 采取平衡措施解决故障停机时反向角问题, 因为机组运行过程中故障停机是不可避免, 尤其是对工况复杂、高危场所的机组, 连锁保护点多的机组, 故障停机更是经常出现, 所以解决这个问题, 在设计过程中应充分考虑现场因素;进行认真的分析和计算, 以确保机组的安全平稳运行。
本文通过对机组调试过程中存在的五级连杆反向角问题进行严格的分析计算和论证, 实施了有针对性的改进与完善, 解决了机组非正常情况下停机出现的十字头烧结现现象象;;而而且且也也为为今今后后机机组组选选型型时时技技术术交交流流积累了一定的经验。
摘要：本文主要是针对高压缩比、多级往复式压缩机试运行过程中出现的十字头严重烧结问题进行分析探讨, 通过技术改进, 使机组在非正常停机状况下, 反向角在安全范围内, 不致因局部受力过大造成零部件损伤。
关键词：压缩机,反向角,负荷,十字头,改造
多级往复式压缩机 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。
多级往复式压缩机 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
往复式压缩机无极调节研究 篇4
关键词：往复式压缩机,无极调节,HydroCOM系统
引言
往复压缩机作为一种容积式压缩机, 包括用于存装气体的气缸和用于压缩气体的活塞, 在气缸上安有阀门可以控制进气和排气, 当活塞进行往复运动时, 气缸的容积按照一定规律变化, 并在气阀的作用下, 吸进、压缩和排除气体。该压缩机的特点为排气压力高, 稳定性强, 但是由于在正常情况下出口流量是固定不变的, 很难满足现代生产的需求, 当工艺所需要的气量低于压缩机的排量时, 就需要采取方式对压缩机的排气量进行调节, 因此采用何种方式进行调节就是需要重点考虑的问题。近年来, 随着电子技术的飞速发展, 出现了一些技术成熟的部分行程顶开进气阀调节系统, 得到了一定的应用。
1 概述
往复压缩机的气量调节方式主要有管路调节方式 (见图1) 和可变余隙腔调节方式 (见图2) 。旁路调节方式是当前使用较为广泛的调节方式之一, 主要的调节方法是在旁路管线和旁通阀的作用下, 使压缩机排出的气体能够部分或全部返回进气管, 从而对流量进行调节, 但是其调节方式经济性差, 造成能源的巨大浪费;转速调节在低转速时影响压缩机的正常运行, 而且大功率电动机变频器的价格十分昂贵;可变余隙腔调节响应速度慢, 且通常需要较多的人工干涉, 可靠性较差。Hydro COM气量无级调节系统是无极调节系统的杰出代表, 具有后续流程需求变动, 提供所需气量的要求, 可以维持稳定运行的要求, 节省能量金钱消耗, 达到最佳经济运行的要求等优点。它通过仅仅压缩所需要的气量, 最大限度地节约能源, 通过智能化的液压调节机构, 快速、精确地控制压力和流量, 实现气量理论上0~100%的连续调节。Hydro COM系统为广泛存在的压缩机气量调节和控制问题提供了一种完美的解决方案。
2 Hydro COM气量无级调节系统
Hydro COM是贺尔碧格公司专门为往复式压缩机开发的液压式无级气量调节系统, Hydro COM系统以其技术的先进性和产品的成熟性占据国内外市场, 在全球范围内已逐渐成为往复式压缩机气量调节系统的首选方案。
在压缩机压缩过程中, 系统中的液压执行器将入口气阀的关闭时间进行强度延迟, 使气缸中的部分气体返回到吸气室里, 在入口气阀关闭后, 就开始对气缸内的剩余气体进行压缩, 其组成部分主要有计算机接口单元 (CIU) 、执行器 (HA) 、液压油站 (HU) 、上死点传感器 (TDC) 、分散型控制系统 (DCS) 。
2.1 Hydro COM系统的工作原理
Hydro COM系统是一种可以实现压缩机在气量范围为0%~100%范围内的无级调节, 其作为高度集成的电液控制系统, 可以很好地嵌入客户原有的工艺系统中。在其控制系统中, PIC调节器通过对控制压力进行分析, 计算出相应的气量需求, 并将需求信息传输给压缩机的中间接口单元, 同时, 活塞的上止点位置信号也被传输到压缩机的中间接口单元, 在对这些信息进行运算后, 再将这些控制指令传输给进气阀上的电子液压执行机构, 最后再根据电磁阀的动作时刻来确定进气阀的延迟关闭时间。Hydro COM的液压控制系统采用时间控制方案, 通过记录曲轴的相位角来确定进气阀的关闭时刻, 实现气量控制。它的中心部件是一个安装在吸气阀上的高精度、高灵敏度的电磁阀, 在压缩机吸气终了时, 电磁阀使吸气阀仍保持开启状态, 活塞反向运动时, 通过控制不同的曲轴相位角来控制吸气阀关闭的时间, 实现压缩机排气量0~100%全行程范围的无级调节。先进控制理论和机电技术的结合, 使Hydro COM系统在最大限度节省能源的同时, 还拥有极高的控制动态特性, 通过执行机构的动作, 压缩机的负载可以在三个曲轴回转中从0加载到100%。
2.2 Hydro COM系统的无扰动切换控制
当将自动按钮切换到手动状态时, H y d r o C O M系统处于手动调节, 由H y d r o C O M来对压缩机的实际压缩气量进行调节, 工艺压力的控制由原先的旁通阀控制, 因而, 低选器输出信号将由旁通阀来接收。当将切换按钮从手动切换为自动时, 旁通阀将以一定的速率进行关闭, 而Hydro COM在旁通阀完全关闭后将对低选器输出信号进行接收并自动调节。当将切换按钮再次从自动切换为手动时, 旁通阀又以一定的速率进行打开, 并接收低选器输出的信号, 在完成无扰切换后, Hydro COM正式转为手动状态。
3 Hydro COM系统的经济效益
中国市场对Hydro COM系统的应用已经达到85家, 在总结Hydro COM系统的经济效益下, 取中国燕山炼油厂为例, 通过了解发现所产生的经济效益是巨大而且是长远的:首先嵌入原控制系统, DCS组态简单;其次启动、切换、停机简单, 平稳没有冲击;最后目前该机运行在50%负荷左右, 每小时节电约900度, 年节电近360万。
4 总结
对于往复压缩机, Hydro COM系统的投用, 可以使压缩机的运行更加平稳, 可以实现对压缩机流量的0%~100%的无极调节, 不但达到节能降耗的目的, 更能提高用户的经济效益, 在操作方式上也极为方便, 可以对机组流量进行灵活设定, 调整机组压缩比, 使机组处于良好的运行状态。
参考文献
[1]吴荣仁, 管宇辉.全量程可调气阀的调节机构和最优调节力的分析[J].流体机械, 2005 (6) :22-25[1]吴荣仁, 管宇辉.全量程可调气阀的调节机构和最优调节力的分析[J].流体机械, 2005 (6) :22-25
[2]陈亚维, 赵国柱, 刘旭光.进口蒸汽透平空压机控制系统的改进[J].石油化工自动化, 2007 (1) :87～88[2]陈亚维, 赵国柱, 刘旭光.进口蒸汽透平空压机控制系统的改进[J].石油化工自动化, 2007 (1) :87～88
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。
往复式压缩机的配管设计研究 篇6
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。
往复式压缩机常见电气故障处理 篇7
电气设备故障的类型大致可分为两大类, 一类是有明显外表特征并容易被发现的。例如电动机、电气的显著发热、冒烟甚至发出焦臭味或火花等。另一类是没有外表特征的, 此类故障常发生在控制电路中, 由于元件调整不当, 机械动作失灵, 触头及压接线端子接触不良或脱落以及小零件损坏, 导线断裂等原因所引起。查找电气故障可按下列步骤进行。
1.1 初步检查
电气故障发生后, 切忌盲目随便动手检修。在检修前, 要通过问、看、听、摸、闻来了解故障前后的操作情况和故障发生后出现的异常现象, 寻找显而易见的故障或根据故障现象判断出故障发生的原因及部位, 进而准确地排除故障。
1.1.1问
询问操作者故障前后电路和设备的运行状况及故障发生后的症状, 如故障是经常发生还是偶尔发生;故障时是否听到了异常声音, 是否见到弧光、火花、冒烟、异常振动等征兆, 是否闻到了焦烟味;压缩机是在什么情况下发生故障的, 是刚开机时, 还是工作进行中, 或是工作结束时;故障发生前有无紧急停车和频繁的启动、停止、制动等情况;有无经过保养检修或改动线路等。
1.1.2看
查看有无机械性损伤;触头有无烧灼痕迹, 是否熔焊在一起, 联结电阻是否变化及导线是否变色;电气装置上的零件有无脱落、断线、卡死、接头松动等情况;线圈有无过热烧毁:密封部位有无异常的飞溅物、脱落物、溢出物, 如油、烟, 金星、工作介质等;断路器、热继电器是否跳闸, 熔断器是否熔断:电源是否缺相, 三相是否严重不平衡, 电压是否正常;开关、操作手柄的位置是否合适;限位开关是否被压;操作者的操作程序是否正确等。
1.1.3听
在线路还能运行和不扩大故障范围、不损坏设备的前提下, 可通电试车, 细听电动机接触器和继电器等的运转声音是否正常。运转声音异常是与故障相关联的信号, 也是听觉检查的关键。
1.1.4摸
用手的触觉判别压缩机旋转部位及电动机有无异常振动, 运动时有无冲击;在刚切断电源后, 尽快触模检查电动机、变压器、电磁线圈及熔断器等, 看是否有过热现象;有的继电器, 至触器的辅助触头弹簧压力低, 稍有振动即可能发生误动作:, 更至螺钉旋具的木柄轻轻叩击, 看设备元器件是否跳闸, 来判断开关、接触器动作是否灵活, 有无卡死的现象。
1.1.5闻
判别有无异味, 在压缩机运动部件发生剧烈摩擦、电气绝缘烧损时, 会产生油、烟气、绝缘材料的焦糊味;放电会产生臭氧味, 还能听到放电的声音。
1.2 电路分析
检修简单的电气控制线路时, 对每个元器件、每根导线都进行检查, 一般可较快地找到故障点。但对复杂的线路, 若采用一般检查的方法, 不仅需耗费大量的时间, 而且也容易漏查。在这种情况下, 根据电路图, 采用逻辑分析法, 找出导致故障可能性大的因素, 划出可疑范围, 提高维修针对性, 就可以收到准确而快速的效果。
分析电路时, 结合故障现象和电路工作原理, 通常先从主电路入手, 在电动机主电路所用元器件的义字符号、图区号及控制点上找到相应的控制电路, 再进行认真分析排查, 迅速判定故障发生的可能范围。当故障的可疑范围较大时, 不必按部就班地逐级进行检查, 可在故障范围内的中间环节进行检查, 也可先易后难、先表后里, 来判断故障容易发生在哪一部分, 从而缩小故障范围, 少走弯路, 提高检修速度。
经外观检查未发现故障点时, 可根据故障现象, 在不扩大故障范围、不损伤电气和机械设备的前提下, 进行通电试车, 进一步判明故障及故障区域。试车前可断开负载 (拆除电动机主回路接线或使电动机在空载下运行) , 以分清故障是在主电路上还是在控制电路上, 是在电动机上还是在主电路上, 是在电气部分还是在机械等其他部分。
1.3 断电检查
检查前先断开压缩机总电源, 然后根据故障可能产生的部位, 逐步找出故障点。检查时应先检查电源线进线处有无碰伤而引起的电源接地、短路等现象, 螺旋式熔断器的熔断指示器是否跳闸, 热继电器是否动作, 然后检查电器外部有无损坏, 连接导线有无断路、松动, 绝缘是否过热或烧焦。
1.4 通电检查
做断电检查仍未找到故障点时, 可对电气设备做通电检查。在通电检查时要尽量使电动机和其所传动的机械部分脱开, 将控制器和转换开关置于零位, 然后检查电源电压是否正常, 是否有缺相和严重不平衡, 再进行通电检查。检查的顺序为:先检查控制电路, 后检查主电路;先检查辅助系统, 后检查主传动系统;先检查交流系统, 后检查直流系统;先检查开关电路, 后检查调整系统。或断开所有开关, 取下所有熔断器, 然后按顺序插入欲检查部位的熔断器, 合上开关, 观察电气元件是否按要求动作, 是否有冒火、冒烟、熔断器熔断的现象, 直到查到发生故障的部位。
2 电气故障修复注意事项
找出电气设备的故障点后, 就要进行修复、试运转、记录等工作, 然后交付使用, 但必须注意如下事项。
2.1在找出故障点和修复故障时, 应注意不能把找出的故障点作为寻找故障的终点, 还必须进一步分析查明产生故障的根本原因。例如, 在处理某台电动机因过载烧毁的事故时, 决不能认为将烧毁的电动机重新修复或换上一台同型号的新电动机就算完事, 而应进一步查明电动机过载的原因, 到底是因负载过重, 还是因电动机选择不当、功率过小所致, 因为两者都将导致电动机过载。所以, 在处理故障时, 修复故障应在找出故障原因并排除之后进行:
2.2找出故障点后, 一定要针对不同故障情况和部位相应采取正确的修复方法, 不要轻易采用更换元器件和补线等方法, 更不允许轻易改动线路或更换规格不同的元器件, 以防产生人为故障。
2.3在故障点的修理工作中, 一般情况下应尽量做到复原。但是, 有时为了尽快恢复机械的正常运行, 根据实际情况也允许采取一些适当的应急措施, 但绝不能凑合。
2.4电气故障修复完毕, 需要通电试运行时, 应和操作者配合, 避免出现新的故障。
2.5每次故障后, 应及时总结经验, 并做好维修记录。记录的内容包括压缩机的型号、名称、编号、故障发生日期、故障现象、部位、损坏的电器、故障原因、修复措施及修复后的运行情况等。记录的目的是作为档案以备日后维修时参考, 并通过对历次故障的分析, 采取相应的有效措施, 防止类似事故的再次发作或对电气设备本身的设计提出改进意见。
参考文献
[1]王立群.往复式仪表风压缩机故障分析及解决措施[J].化工设备与管道, 2004, 2.[1]王立群.往复式仪表风压缩机故障分析及解决措施[J].化工设备与管道, 2004, 2.
2D型往复式压缩机润滑系统优化 篇8
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
多级往复式压缩机 篇9
一、设备主要运行参数
压缩机是无锡压缩机股份有限公司生产, 2新氢压缩机型号DW-1.7/ (9.5-33) -X, 转速490 r/min, 压缩介质为氢气, 流量1.7 m3/min, 进口压力0.95~1.3 MPa, 出口压力3.3 MPa, 功率75 k W。2台循环氢压缩机, 型号PW-3.8/ (27.2-33) -X, 转速420 r/min, 压缩介质为氢气及烃类, 流量3.8 m3/min, 进口压力2.72 MPa, 出口压力3.3 MPa, 功率75 k W。
二、设备管线运行振动原因分析
1. 设备结构原因
往复式压缩机的结构工作特点是吸、排气呈间歇性和周期性, 使管内气体呈脉动状态, 气体参数温度、压力的变化, 又随时间做周期性变化。当脉动的气体沿管道输送时, 遇到弯头、大小头、阀门、控制阀等元件时将产生随时间变化的激振力, 受此激振力的作用, 管道结构及附件便产生一定的机械振动响应, 这就决定了设备进出口管线会随管内流体出现一定程度的振动。目前车间使用的压缩机共有0, 50%, 100%等3个负荷操作挡。在实际操作过程中, 压缩在0负荷时平均振动数值为2.5 mm/s, 100%负荷时平均振动数值为10.4 mm/s。
2. 共振原因
在往复式压缩机的实际运行过程中存在着3个频率。即管道内气体形成的气柱固有频率。管道、支架、管件等组成的管道系统机械固有频率以及压缩机活塞往复运动形成的激发频率。在气柱固有频率与激发频率相近时, 发生气柱共振, 产生较大的压力脉动。管道系统机械固有频率与激发频率或气柱的固有频率相近时产生结构共振。因此工程上常把系统固有频率的0.8~1.2倍频率的范围作为共振区, 只要激发频率落在该频率区内, 系统就发生较大的振动。实际操作中, 压缩在50%操作负荷时, 产生巨大的结构共振现象, 振动数值平均在15 mm/s以上。
3. 对策
从上面的分析可以看出, 压缩机在50%负荷运行时存在共振现象。100%负荷运行时振动数值偏大。这些都对压缩机的平稳运行造成很大的不安全隐患, 因此要采取切实可行的办法和措施。
在压缩机周期性排气与吸气的激发下, 引起气柱振动, 造成管道气流的压力脉动。压力脉动作用在管道的转弯处或截面变化处, 激起管道做机械振动, 在气柱频率与管道结构的固有频率相近时, 就会引起管道产生共振。
一般振动是考虑各种实际因素的实际振动, 伴随有摩擦, 空气阻力等能量损失, 最终系统会因能量的缺失而停止。在某一个极短的时间段内, 对系统进行分段分析, 可以近似按照简谐振动来分析。简谐振动的周期公式见式 (1) 。
式中T———周期
m———质量
k———比例系数
g———重力加速度
实际中, k可以表示不同的含义, 例如:在单摆做简谐运动时, k=mg/L代入式 (1) 即得T=2π (L/g) 1/2。因此, 在原有系统中增加一些约束, 就会改变原系统的质量和比例系数 (即k值) 从而达到改变系统的频率, 避免共振现象。
三、调整管道系统机械固有频率
1. 管线和管架之间增加防振管卡
在压缩机进出口管线在管架接触的部位总共增加了7根长度为230 mm, 直径为16 mm的U形防振固定卡。目的是减少管线的柔性, 增加管线刚度。结构如图1中2, 3所示。
2. 管线和管架之间增加防振设施
为保证压缩机进出口管线在管架处的充分接触, 在5根U形防振固定卡的安装部位增设5 mm厚的橡胶垫, 目的是起到吸振和减振效果。结构如图1中1, 4所示。
3. 增大管线支撑的刚性基础
原来的管线支撑没有刚性基础, 支撑的刚度很差。重新制作长宽高为50 cm×50 cm×65 cm的砼结构刚性基础, 增加支撑的惯性质量, 目的是增加支撑的刚性。结构如图2。
4. 管线支撑之间增加刚性联结
在原有的2根压缩机出口管线与2根管线支撑之间, 增加2道 (16#槽钢) 横向连接杆。目的是降低支撑的柔性, 增加支撑的刚性。结构如图3。
5. 调整管道气柱的固有频率
查阅大量设计资料和文献资料后认为, 选择合适的部位增设孔板, 就可以调整和改变管道气柱的固有频率。在压缩机进口缓冲罐D-1104的进口增加孔板1块;在压缩机出口缓冲罐D-1105的进口增加孔板1块, 管线规格为Φ108 mm×5 mm, 材料20#钢, 目的是改变管道气体的脉动波形 (图4) 。
消振孔板 (图5) 的孔径要经过压力脉动计算确定, 一般孔径比为0.43~0.5, 厚度为3~6 mm, 且孔板内径边缘处必须保留锐利棱角, 通常安装在缓冲罐的进出口处.由于氢气是低速气体, 设D为孔板安装处管道内径, d孔板内径, h孔板厚度。取d/D=0.5, 孔板直径:d1=50 mm, D1=100 mm, h1=6 mm, d2=50 mm, D2=100 mm, h2=6 mm。
4.经验和教训
压缩机平稳运行过程中的安全问题至关重要。压缩机管道振动是一个很复杂的问题, 它同设备的设计质量、制造质量、管道的配置、管架的合理设置以及设备基础的施工质量等诸多因素有关。因此需要设计单位、设备制造商、施工承包商、工程监理、工程建设方 (业主) 等多方的大力协作。
设计单位和设备制造商协作是最重要的, 因为只有这样才会避免因设计单位、设备制造商相互脱节而造成先天的不足, 给设备的安全运行埋下难以治理的安全隐患。只有这样才能设计和建造出安全、经济、优质的压缩机平稳运行的环境, 为企业的发展创造可观的经济效益。
四、效果及评价
1. 管线振动数值大幅降低
在氢气压缩控制操作参数在100%的操作条件下, 改造前氢气压缩机出口管线振动数值为:8.9, 9.6, 11.3, 11.2, 12.8, 9.6, 9.5 mm/s, 平均10.4 mm/s;改造后管线振动数值为:2.5, 2.6, 2.7, 2.6, 2.5, 2.5, 2.4 mm/s, 平均为2.5 mm/s。可以看出, 改造后管线的振动数值大幅度降低, 消除了存在的不安全隐患。
2. 消除了共振现象
目前压缩机在0, 50%, 100%等负荷运行下均能平稳运行, 尤其是在50%负荷运行时振动数值为:15.5, 15.6, 16.3, 16.2, 16.8, 15.6, 16.5 mm/s, 平均16.1 mm/s;改造后管线振动数值为:2.2, 2.3, 2.3, 2.4, 2.6, 2.5, 2.4 mm/s, 平均2.4 mm/s, 未再发生共振现象。
3. 改造方案有推广价值
改造方案于2012年8月实施后, 压缩机已经平稳运行了50个月, 管线振动数值平均在2.4~2.5 mm/s。表明压缩机进出口管线剧烈振动的问题已经根治。
摘要：往复式压缩机进出口管线振动大, 采用进出口管线增设孔板、防振管卡、减振等措施, 消除了管线振动产生的危害。
化工用往复式压缩机配管设计研究 篇10
压缩机中使用的管道是整个设备中的重要部件, 虽然现阶段的管道使用十分普遍, 涉及到了各种运输领域。如此广泛的应用意味着管道在不同物质输送的过程中具有十分重要的作用, 管道在使用过程中的稳定性和安全性也决定着物质输送过程的顺利和安全。化工用往复式压缩机同样使用了管道结构, 这些结构对于设备的安全运行也起到了至关重要的作用。
2 关于管道设计要求的概述
对于多种设备的设计而言, 都是需要依据一定的标准, 这些标准可能是国际标准、国家标准或者行业标准, 标准的详细程度可能细致到一个螺丝钉的选材, 管道的设计同样具有一定的标准约束, 这些标准成为管道设计和使用的依据。化工行业各种设备要求与其他行业不同, 主要是由于化工行业的使用环境相比于普通设备更加恶劣, 经常需要在高温高压或者高腐蚀等恶劣情况下长时间运转设备。因此化工用设备的标准要求也更高。从管道的设计工作开始, 需要符合管道相关的各种设备接口, 管道测试需求和使用工况需求, 并对管道工作过程中的强度、震动和膨胀位移等进行分析, 相应的抗震和抗风级别也需要进行评估, 这些都是为了管道能够稳定工作做的铺垫。
管道的设计工作是管道正常运行的基础, 管道的后续施工、运行、维护也是影响管道正常运行和使用寿命的关键, 对于管道的运行稳定性和经济性将产生巨大的影响。施工中管道将分为空中架设和地下掩埋的模式进行铺设, 将根据工作工况等环境条件和经济性条件进行选择。从规模上讲, 那些大中型规模的管道多数利用空中架设的方式, 但是管道的运输距离不会过长, 而对于距离较长的管道则趋向于选择地下掩埋的方式减少对地面空间的影响。
管道在进行设计时已经充分考虑到了运行的稳定性、安全性、经济性和可操作性, 即使在设计阶段也应该充分考虑未来施工中可能遇到的问题, 管道的施工需要进行长期的规划和工期安排, 只有保证管道的施工质量才能够达到设计的要求, 完成标准约束的管道质量要求, 并为后续的运行和维护工作做好基础。很多管道系统中的关键部分需要经过特殊工艺处理, 对于管道铺设的空间中应该做好整体规划, 减少对空间中其余设备或装置的干扰。
3 管道设计在往复式压缩机中的具体应用
化工中经常用到的一个设备就是往复式压缩机, 该设备通过往复运作产生间歇性的吸入和排出动作, 从而压缩气体形成压力脉动, 由于整个设备运转过程会引起设备本身的震动, 加之压缩气体所形成的震动都会导致管道震动的幅度加大, 这些震动的不断累积最终将影响管道上所连接的仪表和设备接口。因此必须采取措施防止管道在震动过程中破裂或出现断口, 可以通过缓冲罐或者孔板来释放一部分压力脉动, 帮助管道减轻脉动幅度。
为了能够降低压缩机本身在运转过程中的震动, 可以通过加强压缩机固定装置, 或者减少管道的弯头, 并增大弯头的曲率半径, 于此同时还可以合理设计压缩机本身的减震结构, 来消除压缩机运行时的震动。但是这部分减弱对于整体来讲仍然不足, 还需要额外对压缩机形成的气压脉动进行削弱才能够保护管道。
为了保护往复式压缩机的管道稳定性, 需要对管道支架继续独立设计, 不能与压缩机或者其他设备公用, 震动会在不同的设备之间相互传播, 这样不利于减少往复式压缩机的管道震动, 对其他设备也会产生影响。在管道的刚性支承上应该选择钢筋混凝土作为基础, 并降低现有的支架高度以减少震动力矩。
但是基于互相联系的设备会产生共振, 那么就必须了解压缩机的固有频率, 避免这种共振的产生需要将吸入孔和排出口尽量接近放空口或放净阀管道, 压力表的到导压管加厚也会起到一定作用。
此外还需要避免冷凝液体流入压缩机气缸, 可以在容易发生危险的管口前方设置吸入罐或凝液分离罐, 这样就能够去掉冷凝液体。往复式压缩机通常会将入口管的直径设计的很大, 从经济性角度考虑会浪费材料。当然若吸入管道过长也会导致压缩机的功率下降, 因此需要将往复式压缩机的入口管道缩短并减少弯头, 冷凝液分离装置也应该设计在压缩机吸入口处。
需要注意的是并非所有的往复式压缩机都需要增加防止冷凝回流系统, 应用的标准是保证不会再压缩机停止运转时出现冷凝液体回流。如果压缩机的出口是饱和状态, 就必须安装防止冷凝回流装置, 并设计止回阀作为保障。若压缩机的出口状态相反, 那么就需要将排出气体中的润滑油分离开, 此时就可以不设置防止冷凝回流装置, 而是将分离润滑油的分离器取而代之。
此外进行往复式压缩机管道的设计时, 为了减少后续维护工作中的阻碍, 还应该将管道的空间布局进行详细的推敲。如当进行往复式压缩机维修时, 很多需要打开的部件附近避免设置管道, 还有一些需要经常开启的部位, 以及一些需要更换或者转移的设备, 这些都应该留出充足的空间, 这样才能够不影响管道和设备的操作和检修。
压缩机的使用过程中还需要利用水冷却, 这些冷却器不仅担负着压缩机本身的冷却还需要考虑压缩气体的冷却, 可以考虑将不同需求统一起来利用一个冷却器进行冷却, 这样可以有效减少设备, 简化施工内容, 也能够满足使用需求。
4 结束语
通过本文上述分析可以看出, 化工用的往复式压缩机是十分复杂的机械设备, 需要满足机械设备本身的标准需求, 还需要满足化工行业的特殊工况要求, 面对现有的管道震动等问题需要开展一系列工作进行改进, 从而降低压缩机震动、优化管道设计结构, 提高往复式压缩机在化工生产中的生产效率。
摘要：无论是何种行业何种机械都在随着科技的进步而不断完善, 原有设计的优化、新材料的引入、设计上的创新都为机械设备带来了新的生机和活力。我国化工行业具有十分广泛的市场和发展空间, 相应的机械设备也在不断进步和完善, 从而能够为化工行业的发展提供强大的辅助能力, 本文将通过对配管设计的细致研究来寻找从操作、维修及其他各个方面的优化措施。
关键词：化工,往复式,压缩机,配管
参考文献
[1]赵祺海, 孙小红.化工用往复式压缩机配管设计探索[J].中国化工贸易, 2015, 7 (16) .
[2]杨同旭.往复式压缩机配管设计[J].广东化工, 2015, 42 (06) :149-150.
[3]程虹.往复式压缩机配管设计[J].上海化工, 2014, 39 (08) :19-23.
[4]程玉峰.大型往复式压缩机的管道布置和减振探讨[J].化工管理, 2016 (21) .
[5]杨陈博.往复式压缩机的布置及管道防振设计[J].山东化工, 2016, 45 (12) .