1、2 2D12往復式壓縮機典型部件的動力學分析與故障機理研究2.1 引言2D12-70/0.113型對動式雙作用石油氣壓縮機廣泛應用于石化企業，其主要參數如下：軸功率500kw、排氣量70m3/min、一級排氣壓力0.27460.2942Mpa、二級排氣壓力1.2749Mpa、活塞行程240mm、曲軸轉速496rpm。壓縮機采用隔爆型異步電動機通過剛性聯軸器和飛輪驅動曲軸旋轉，帶動兩側連桿，并經過十字頭、活塞桿分別使一、二級活塞在一、二級氣缸內作水平方向對動。當壓縮機工作時，活塞兩側分別吸氣和壓氣。一級氣缸每一側工作腔各有四個進氣閥和四個排氣閥，二級氣缸每一側工作腔各有兩個進氣閥和兩個排氣閥，皆

2、為多環窄通道低行程的環狀閥。進氣閥在缸體的上部，排氣閥在缸體的下部。往復式壓縮機結構復雜、激勵源眾多，需要對其進行動力學分析，以便建立典型零件的動力學數學模型。這有利于對往復式壓縮機故障機理的認識，并為實驗研究和信號監測提供理論依據。2.2 運動學和動力學分析 曲柄-連桿機構運動學分析對于壓縮機等往復式機械，大質量的活塞-曲柄連桿機構是主要的運動部件，屬于正置式曲柄-連桿機構，它的最大特點是氣缸中心線通過曲軸的回轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線，這一機構的運動關系決定了整個系統的動力學特性19，20。由圖2.1的幾何關系，可求得活塞的位移、速度和加速度。為曲柄的角速度，為由原點沿軸測得的點的位置

3、。連桿長度；曲柄與連桿長度之比：，取時間為時，曲柄轉角則為：。圖2.1壓縮機結構幾何模型（1）活塞的位移（2.1）一般，連桿的長度都遠大于曲柄的長度，值一般都小于1/3.5，按二項式定理展開公式（2.1），略去的高次項，得到活塞位移公式即（2.2）（2）活塞的速度(2.3)（3）活塞的加速度即（2.4） 曲柄-連桿機構動力學分析（1）活塞運動的動力學分析設活塞質量為，則往復式壓縮機運行時，作用在往復運動活塞上的慣性力為往復慣性力，若連桿非常長，即很小時，活塞部分的往復慣性力為若連桿很短時，則活塞部分的慣性力為圖2.2各部件受力分析圖如圖2.2所示，沿連桿中心線方向，稱為連桿推力；為周期性循環變

4、化的氣體壓力；活塞受到的側向力，垂直于氣缸壁。則（2.5）將公式（2.5）代入上式，得到（2.6）已知，將其代入公式（2.6），得到（2.7）(2)曲柄運動的動力分析曲柄做圓周運動時，產生的慣性力在方向和方向的分量分別為，（2.8）(3)連桿大端處作用力的分析與連桿大端配合的曲柄銷處，除連桿推力外，還有連桿大端回轉質量產生的離心力的作用。曲柄在曲柄銷處給予連桿的力，分解為沿著曲柄方向的法向力和與曲柄方向垂直的切向力，其中圖2.3 部件運動分析圖設連桿的質量為，大端的集中質量為其回轉質量為。連桿作平面運動，曲柄作定軸轉動。取連桿為研究對象，點速度的大小為=，其方向垂直于曲柄，指向與的轉向一致。選

5、點為基準點。有式中，的大小和方向均已知，點的速度的方位已知，即沿著水平直線（氣缸軸線），點相對于點的速度的大小=，垂直于連桿。按照矢量方程做速度平行四邊形，或做矢量三角形，根據正弦定理可得因此則連桿的轉動角速度為則連桿大端回轉質量產生的離心力為（2.9）（4）連桿小端處作用力的分析作用在連桿小端處的力，有沿往復運動軸線軸方向的作周期性循環變化的氣體壓力及活塞往復運動產生的往復慣性力，故作用于連桿小端處的沿軸線方向的總作用力為（5） 柄銷處的離心力與電動機相聯結的曲柄的質量為，質心距離轉軸的半徑為，則作用在曲柄銷處的離心力為。 各主要運動部件轉動力矩分析（1）缸內氣體壓力產生的力矩作用在活塞上的

6、氣體壓力沿連桿方向的作用力為，則氣缸壓力對曲柄產生的力矩為（2.10）（2）活塞慣性力產生的力矩活塞慣性力沿連桿方向的作用力為，對曲柄產生的力矩為（2-11）（3）作用在曲柄銷上的力對曲柄軸產生的力矩（2.12）（4）活塞運動對氣缸壁的作用力對曲柄軸產生的力矩（2.13） 氣閥閥片動力學分析閥片的受力狀況如圖2.5所示。圖中：H為閥片升程，為氣體壓力差，P為氣缸內壓力，為彈簧壓力。 (a)氣閥結構簡圖 (b)閥片受力圖圖2.4 閥片的動力學分析圖吸氣閥閥片運動方程為(2.14)排氣閥閥片運動方程如下為(2.15)式中：為推力系數；為閥座口通道面積（）；為一個氣閥中彈簧的個數；為彈簧剛性系數（）

7、；為彈簧預壓縮量（m）；為閥片位移（m）；為氣閥當量運動質量，（kg）；為閥片質量（kg）；為閥簧質量（kg）。根據式（2.14）、（2.15）經過積分運算可以計算出閥片速度和位移。取曲軸運動的上止點為零點，自零點開始，隨著曲軸轉角加大，氣缸體積增大，缸內氣體絕熱膨脹，氣壓降低，當缸內外壓力差等于氣閥彈簧預壓縮力時，吸氣閥閥片開啟，并與升程限制器發生碰撞，隨著氣體進入氣缸，同時因為氣缸體積在不斷擴大，缸內壓力緩慢升高。活塞運行到接近最大體積處時，體積增加速度降低，缸內氣壓快速升高，閥片出現回落，并與閥座發生碰撞，完成了吸氣過程。自180度開始進入壓縮-排氣過程。隨著氣缸體積減少，缸內氣體絕熱壓

8、縮，氣壓升高，當缸內外壓力差等于氣閥彈簧與壓縮力時，排氣閥閥片開啟，并與升程限制器發生碰撞，隨著氣體排出氣缸，同時因為氣缸體積在不斷減小，缸內壓力緩慢降低。活塞運行到接近最小體積處時，排氣速度降低，缸內氣壓快速降低，閥片出現回落，并與閥座發生碰撞，完成一個工作循環。在一個工作循環過程中，吸氣閥、排氣閥各工作一次，同名閥片在開啟與回落時分別產生兩次沖擊。 氣缸內壓力變化規律在膨脹過程中，假設氣體無熱量交換，吸、排氣閥和活塞環無泄漏，氣體處于絕熱膨脹狀態，氣體的熱力學狀態方程為(2.16)(2.17)式中：為氣缸余隙容積；為多變指數；為排氣壓力；為氣缸內氣體體積（余隙容積和行程容積之和）；為曲柄半

9、徑；為活塞直徑；為曲柄半徑與連桿長度之比；為曲軸轉速。當氣壓差增大到F1=F2時，吸氣閥開始打開。假設吸氣過程氣體與外界無熱交換，氣閥和活塞環無泄漏，則吸氣過程的壓力變化為(2.18)式中:為氣閥當量流通面積；R為熱力學氣體常數；為吸氣閥腔內氣體溫度。在壓縮過程中，吸排氣閥關閉，假設氣閥和活塞環無泄漏，氣體和外界無熱交換，氣體屬于絕熱壓縮，熱力學方程式為(2.19)而排氣過程熱力學方程式為(2.20)式中：為排氣閥腔內氣體溫度。泄漏時氣缸內壓力的計算公式如下(2.21)式中:為氣缸內氣體壓力；為泄漏的氣體壓力；為全部氣體壓力總和；為氣缸內氣體總質量。(2.22)其中，余隙容積氣體質量(2.23

10、)吸入氣體質量(2.24)排出氣體質量 (2.25)泄漏氣體質量(2.26)式中：為閥座的展開長度；為間隙高度；為動力粘性系數；為間隙在氣流方向上的長度；為氣缸內氣體壓力；為閥腔氣體壓力。圖2.5是正常與泄漏狀態下一個循環周期氣缸內壓力的變化規律曲線。從圖中可以看出以下規律：（1）在膨脹過程中，氣缸內壓力低于排氣腔壓力，排氣閥泄漏起主要作用。氣體自排氣腔向缸內泄漏，壓力較正常值偏高，曲線上移，膨脹過程延長。（2）吸氣閥開啟滯后，吸氣過程的開啟點隨之延后，而結束點提前，即吸氣閥提前關閉，過程時間縮短，吸氣效率降低。（3）壓縮過程中，主要表現為吸氣閥的泄漏，氣量減小，壓力較正常偏低。（4）排氣閥開

11、啟滯后，而結束點提前，過程時間縮短，排氣效率降低。圖2.5 正常與泄漏故障下的氣缸壓力比較2.3 常見故障機理分析2D12型往復式壓縮機的故障主要有兩類：磨損與泄漏。磨損屬于機械性質，是機器動力性能故障，其主要特征是壓縮機工作時異常的響聲、振動和過熱；泄漏屬于流體性質，是機器熱力性能故障，主要表現為壓縮機工作時排氣量不足，排氣壓力、溫度及級間壓力、溫度異常等21，22。本項目主要針對以下故障進行研究：（1）由于氣缸冷卻系統漏水、潤滑油使用不當或注油泵給油太少、運動機構發生故障等原因造成活塞環干摩擦，導致拉缸、卡死等故障。表現為氣缸溫升加劇、排氣溫度升高，負荷不平衡加大，主軸轉速的循環波動和振動

12、加劇。拉缸嚴重時就會出現卡死現象，這將引起曲軸、連桿、連桿螺栓等零件的斷裂，故障的進一步發展將會引起壓縮機嚴重受損。（2）因磨損原因導致十字頭滑板與滑道的間隙過大、活塞環與氣缸間隙過大、活塞桿與氣缸填料函的間隙增大。磨損加劇，使得對缸壁的沖擊振動加劇，同時也使活塞桿在往復運動中沿氣缸徑向方向跳動加劇。（3）長期運行導致氣缸與氣缸蓋之間、氣閥與氣缸之間的墊片松動，或者氣體入機前脫水不良，導致水進入氣缸而產生液擊等現象，這時不僅氣缸的振動上升，還會出現明顯的“水擊”聲。（4）曲軸軸頸摩擦加劇，連桿軸瓦磨損嚴重。連桿大頭、小頭與軸承之間的磨損，連桿螺栓與十字頭螺栓松動，使得軸承間隙增大，從而導致軸承

13、座振動加劇。（5）氣閥組件出現故障：閥片或彈簧的斷裂、閥片磨損、彈簧剛度變化等造成漏氣及排氣量不足。這種情況會帶來壓縮機的異常振動和響聲，并在進、排氣溫度上表現較為明顯。采用故障樹分析方法對上述故障的故障原因進行分析，得到2D12型往復式壓縮機常見故障的故障樹分析圖，如圖2.6所示。圖2.6直觀地提供了往復式壓縮機常見故障部位的診斷可能性，同時也就相應地決定了不同的診斷方法。圖2.6 2D12型往復式壓縮機的故障樹分析圖2.3.1 振動機理分析在往復式壓縮機的工作過程中，相對運動的部件較多，而各個部件的振動是對其內部激勵力和故障的響應。在運行過程中，不僅故障會導致壓縮機產生異常振動，而且壓縮機

14、的許多部件的正常運動也會造成往復式壓縮機的振動。長久、強烈的振動必將引起壓縮機部件的磨損、松動，部件之間的間隙增大、零部件過熱，進而有可能導致故障的發生。因此，有必要對振動原因進行分析，區分正常狀態下和故障狀態下的振動信號特征，以便于對故障的診斷和征兆的提取。為了對激勵力進行分析，規定沿壓縮機曲軸軸線的方向稱為縱向，沿活塞軸線的方向稱為橫向，與上述兩方向相垂直的方向稱為垂向。（1）活塞的往復慣性力活塞往復運動時產生的往復慣性力，方向與活塞-連桿機構的運動方向一致，在理論上可表示為（2.27）式中：，其變化頻率為，為曲柄轉動頻率，稱為一級慣性力；，其變化頻率為，為曲柄轉動頻率的二倍，稱為二級慣性

15、力。在此，代表氣缸中活塞部分的質量；表示曲柄半徑；表示曲柄的回轉角速度，表示曲柄半徑與連桿長度之比。一級、二級往復慣性力隨曲柄轉角按一定周期變化，造成壓縮機機體本身和基礎的振動。若活塞等往復部件的質量相同（可以在裝配時，對各缸往復運動部件經過選配，使其質量達到基本相同），且相對軸線對稱放置，則2D12型壓縮機的一級慣性力在理論上應相互抵消。（2）旋轉部件的離心慣性力具有不平衡旋轉質量的曲柄和連桿等旋轉部件運動時也將產生離心慣性力，見公式（2.8）和（2.9）。該部分離心慣性力在壓縮機的縱向和垂向都有分力，對這兩個方向的振動都會產生激勵作用，其頻率為旋轉部件的旋轉角速度。離心慣性力對振動的影響是

16、由旋轉部件存在的少量的不平衡量決定的。（3）壓縮機的耦合振動耦合振動主要是因為壓縮機和基礎之間的連接問題引起的，它是壓縮機橫向振動的起因。這里對其進行一下簡要的定性分析。為了闡述的方便，且不失一般性，可把壓縮機和基礎之間的連接想象成四角為4個彈簧阻尼器的連接。整個壓縮機就可簡化為一個彈簧阻尼的振動系統。若各彈簧均勻受力，且激勵力沿垂向時，則此系統為單自由度振動系統。但實際情況是，4個彈簧受載嚴重不均，特別是激勵力的作用線與垂向不重合，使得壓縮機的振動變得復雜化。首先是各彈簧受力不均，造成變形不等，在振動激勵下系統產生耦合振動。其次，垂向激勵力的作用線與垂向軸坐標軸不重合，若把它們向坐標原點平移

17、，就可以得到它們對縱向坐標軸、垂向坐標軸以及橫向坐標軸的作用力矩。三個力矩的作用使得壓縮機產生繞三個坐標軸的角振動，加劇了系統的耦合振動。（4）壓縮機各部件運動時的力矩活塞等運動部件的慣性力（包括一級往復慣性力和二級往復慣性力）、氣體壓力產生轉動力矩、以及曲柄銷作用在曲柄軸上的力矩，反作用在壓縮機機體上，將產生振動。也將使壓縮機產生振動。（5）引起振動的其它原因壓縮機運行時內部產生的沖擊振聲源。由于各零部件的缺陷（如疲勞點蝕、機械損傷等）和運動件之間相互摩擦及碰撞所引起的高頻沖擊等組成。進氣閥門、出氣閥門機構的運動沖擊也將作為一種激勵源，使壓縮機機體產生振動。氣閥泄漏、氣缸組件泄漏、氣缸拉傷、

18、填料函故障、部件連接松動、部件過度磨損等，都能在相應部位導致振動幅度的變化，并通過振動信號的特征量反映出來。2.3.2 漏氣機理分析漏氣是壓縮機的常見故障之一，壓縮機的氣體泄漏有內、外泄漏之分。外泄漏是指氣體直接漏入大氣或管道中，氣體有損失，使排氣量減少；內泄漏是由壓力較高的氣腔向壓力較低的氣腔泄漏，然后仍排入排氣管，內泄漏并不減少排氣量。內泄漏和外泄漏都將影響到壓縮機的排氣量和壓力，是必須解決的問題。對于往復式壓縮機來說，產生氣體泄漏的原因主要有三種：(1)填料函的泄漏：由于填料函的老化、破損等原因，導致壓縮機工作時一部分被壓縮氣體漏到機外，直接影響到壓縮機的排氣量和輸出壓力，這種泄漏是外泄

19、漏。（2）氣閥的泄漏：氣閥泄漏的原因主要是由閥片折斷和彈簧失效造成的。當氣閥出現閥片折斷故障時，該氣閥在壓縮機的膨脹、吸氣、壓縮、排氣的一個完整的工作循環過程中總有氣流通過，從而造成全程性漏氣。氣閥出現彈簧失效時，將導致氣閥開啟和閉合的提前或滯后，也將造成階段性漏氣。進氣閥不能及時關閉，或關閉不嚴密，將導致已吸入氣缸的氣體在活塞返程時向進氣管回流，因而減少了輸出到排氣管的排氣量，氣閥的泄漏對于壓縮機而言屬于外泄漏。（3）氣缸內活塞環的泄漏：如果壓縮機的進氣壓力高于環境壓力，則壓縮機的進氣、壓縮、排氣過程都有氣體向外泄漏，可稱為全循環外泄漏；如果氣缸的進氣壓力等于環境壓力，則進氣過程沒有外泄漏，

20、基本上可以視作半循環外泄漏。而對于以上這些泄漏來說，基本上都屬于壓縮機的熱力性故障。因氣閥的不嚴密，活塞環的磨損，管道及管系設備漏氣，對壓縮機排氣量的影響將最為顯著。其次，則對排氣壓力、溫度及級間壓力、溫度等都將有很大的影響。上述泄漏情況的發生，都將對壓縮機的振動狀況產生影響。因此，對壓縮機振動信號進行分析，找出壓縮機漏氣故障和振動信號之間的關系，是具有現實意義的。在實際的故障測試過程中，由于缸蓋和缸體的振動和聲音信號中包含了壓縮機的大部分故障診斷信號，對其振動信號進行計算機分析診斷，可診斷出壓縮機主體的大多數故障。因而，在測試中，我們對一級、二級的進氣閥、排氣閥進行了檢測。從氣閥傳出的噪聲，

21、一部分由閥片與閥擋或閥座的撞擊產生，另一部分則由氣流直接激發產生。前者的撞擊噪聲頻帶分布范圍極寬，幾乎包含了整個可聽音頻率范圍的分量，而后者的流體發聲的頻帶分布在較低的頻率范圍內。2.3.3 氣閥故障機理分析氣閥的功用是控制氣缸中的氣體吸入與排出。在大中型壓縮機中，環形閥的使用最為普遍23。環形閥屬于自動閥，即氣閥的開啟與閉合不是由專門的機構來操縱，而是靠閥門兩側的壓力差來自動的實現的。壓縮機對于環形閥的總體要求是：開閉及時、不漏氣、阻力損失小、使用壽命長、余隙容積小、結構簡單、互換性好。在壓縮機多種多樣的故障中，氣閥故障占總故障數的60%以上24，因此，進行氣閥故障機理的研究是對整個壓縮機進

22、行故障診斷的重要組成部分。環形閥一般由閥座、升程限制器、閥片、彈簧、氣閥螺栓和螺母組成。由于環形閥結構復雜，零部件數量多（例如2D12壓縮機一級氣閥有8片閥片、24個彈簧），長期在高溫下承受著交變沖擊載荷，極易發生故障。對結構、材質、制造工藝和操作條件完全相同的氣閥，使用壽命在理論上應該是相近的，即失效時間呈正態分布。環形閥的閥座和升程限制器一般使用中表現為中長期故障，閥片和彈簧在使用中表現為中短期故障，氣閥螺栓和螺母的故障率較低。閥座是氣閥的主體，它與升程限制器一起構架了氣閥組件的空間。閥座與升程限制器開通氣體通道，是氣體必經之處；閥座上的同心凸臺表面經磨削加工，與閥片共同構成對氣體密封結構

23、；升程限制器對閥片具有導向及限制升程的作用。閥片升程的大小對壓縮機有很大的影響，升程過大，閥片沖擊大，影響閥片壽命；升程過小，氣體通道截面小，氣體流動阻力大，影響壓氣效率。閥座密封面的失效主要是由于銹蝕、積碳和磨損造成的。對于2D12天然氣壓縮機來說，由于壓縮介質天然氣是多種成分的混合氣體，其中的水蒸氣及硫化物是產生腐蝕的主要原因；吸入壓縮機的氣體中的灰塵顆粒以及高溫下烴類分解則會形成積碳，腐蝕與積碳進一步加劇了氣閥開啟和閉合時的機械磨損。密封不良會造成氣體回流，吸排氣效率下降，工作溫度升高，氣體壓力異常等現象，因此可以通過檢測熱力參數來判定故障；另一方面，氣體泄漏也將造成振動噪聲的變化。彈簧

24、在升程中具有緩沖閥片與升程限制器的撞擊作用，在回程中具有輔助閥片自動復位并保證密封的作用。彈簧失效的主要形式是折斷和彈性改變。彈簧失效后可以造成閥片不能準確、平穩地開啟和閉合；彈力不一致，易使閥片歪斜、卡滯。彈簧失效的主要原因在于柱形彈簧鋼絲直徑小，對微小的外傷或腐蝕性缺口敏感所致。同時，高溫蠕變和滲碳作用可能使彈簧彈性發生改變和金相組織的脆性改變。彈簧力的變化會影響氣閥開啟、閉合的準確性，彈力變小，閥片延遲關閉造成氣體回流，引起循環氣體溫度、壓力的變化；閥片對升程限制器的的撞擊強度增大，使沖擊振動及噪聲增大，影響閥片壽命。彈力變大，氣閥開啟時，氣流壓力不能使閥片貼在升程限制器表面，會引起閥片

25、的振顫，同時也會造成能量損失，影響到壓縮機的效率。彈簧斷裂，可引起復雜的振動，閥片運動卡滯，以及引起閥片受力不均等。因此，彈簧故障在熱力學和動力學參數方面都會有所反應。閥片是氣閥的關鍵件，其作用是在吸氣或排氣的結束，關閉氣流通道的作用，它與閥座一起形成密封結構。閥片失效的主要形式是變形與折斷，經調查，閥片的失效幾乎全部都與彈簧不同形式的失效(折斷或嚴重銹蝕)有關。彈簧的失效，引起了閥片工況的變化，閥片受力不均，開啟、閉和沖擊變大，最容易使閥片在短時間內造成變形和斷裂。另外，閥片材料的硬度也是閥片斷裂的主要原因之一，硬度過高閥片表面的微裂紋增加，抗脆性破壞的性能下降。閥片工作時要承受交變與沖擊載

26、荷，不僅需要較高的硬度，還需要足夠的韌性和抗疲勞的能力。故障的閥片不能保證氣體通道的正常開啟與閉合，因此會造成氣體泄漏與回流。碎裂的閥片將引起復雜的振動，碎片進入氣缸將對活塞-氣缸系統造成嚴重的破壞。故障信號在振動方面會表現明顯。上述分析表明，氣閥各種故障都會引起壓縮機熱力性能和動力性能出現異常，相關的信號主要有氣體溫度、壓力、流量、噪聲、振動等信號。從測試工作的可行性和信號與故障聯系的緊密程度對信號分析如下：（1）溫度信號包括吸氣腔溫度、排氣腔溫度、缸內氣體溫度、閥體溫度和氣缸缸體溫度等。上述溫度信號中，閥體溫度和缸體溫度對故障的反應慣性大，變化緩慢，同時容易受到外界環境以及運行時間的影響，對于故障診斷來說不是理想的信號。在壓縮機穩定工作達到相對的熱平衡后，吸、排氣腔氣體溫度變化不大，容易測量，而且對故障的反映較為敏感，應作為故障監測的特征信號。氣缸內氣體溫度變化快，對儀器靈敏度要求高，測點須布置在氣缸內部，因此實現困難。（2）壓力信號壓力信號包括吸、排氣腔氣體壓力、氣流脈動壓力和缸內氣體壓力等。各氣腔壓