无油润滑论文范文

无油润滑论文范文（精选5篇）

无油润滑论文 第1篇

1无油润滑涡旋压缩机冷却系统

无油润滑涡旋压缩机冷却系统, 是为了确保无油润滑涡旋压缩机稳定运行, 无油润滑涡旋压缩机要不断提供冷却水。如图1所示。

1.1静盘侧壁传热:无油润滑涡旋压缩机压缩腔内没有润滑油, 腔内温度升高会影响压缩机的工作性能, 因此, 要在静涡盘侧面加冷却水套带走部分热量。

1.2润滑油吸收热量:如果不对润滑油进行冷却, 摩擦功率损失会增加。因此, 通过盘管内流动的冷却水带走润滑油吸收的部分热量, 使得润滑油的温度会降低。

1.3电动机散热:电动机温度升高, 使其寿命降低, 而且向外界散发的热量将会直接影响到压缩机的吸气温度。因此, 在电动机外壳加水套, 可以达到吸收电机的散热效果。

2无油润滑涡旋空压机的影响因素

影响无油润滑涡旋压缩机的一个关键因素是泄漏问题。有径向泄漏和切向泄漏两种, 如图2所示。

经过研究表明:

2.1缺少了润滑油的密封作用, 泄漏现象较有油润滑严重, 容积效率相对较低, 散热效果较差。

2.2双涡旋与单涡旋空气压缩机相比其泄漏线长度增加, 泄漏情况更加复杂。

3表面粗糙度对无油润滑涡旋压缩机微间隙泄漏的影响

涡旋压缩机的内泄漏间隙通常为几十微米, 泄漏通道的表面粗糙度对气体流动有着很大的影响。无油润滑涡旋压缩机主要的内泄漏间隙有两种, 即为径向间隙和轴向间隙, 如图3所示。

经过研究发现以下三种影响:

3.1泄漏间隙表面粗糙度对气体泄漏流动的影响不可忽略不计的。

3.2粗糙元对流动的影响较大, 其作用取决于粗糙元高度和布分密度。

3.3较大的粗糙元高度和较大的微元分布密度可以有效增大泄漏微流体流动阻力。

4冷却系统的微机测控系统

微机是自动检测和控制系统的核心, 它可以对检测到的信号进行必要的处理后, 送到外围设备, 输出数字控制信号经转换后, 获得模拟量电信号以驱动电执行器, 对冷却系统进行自动控制[3], 具体实施过程如图4所示。

结束语

无油润滑涡旋压缩机的优点为结构简单、噪声低、效率高和可靠性好, 因此, 在压缩机领域得到飞速地发展。冷却系统是涡旋压缩机的重要组成部分, 它将直接影响无油润滑涡旋压缩机的工作性能。

摘要：无油润滑涡旋压缩机的工作性能重要组成部分为冷却系统, 为了确保无油润滑涡旋压缩机的稳定运行, 本文对无油润滑涡旋空压机进行研究, 以提高其工作效率。

关键词：无油润滑涡旋压缩机,冷却系统

参考文献

[1]李连生.涡旋压缩机[M].北京:机械工业出版社, 1998.

[2]杨骅, 屈宗长.涡旋压缩机泄漏研究综述[J].流体机械, 2003, 31 (11) :23-26.

无油润滑论文 第2篇

1. 无油润滑技术能有效稳定高压段气缸活塞环工作周期

氮氢气压缩机高压段气缸的工作压力很高, 一般达13~31MPa, 这些高压气缸的活塞环在注油润滑状态下工作时, 工作寿命仅一两个月就磨损而泄漏。高压段气缸活塞环所受背压巨大, 是低压段气缸活塞环所受背压的上百倍。在如此大的背压作用下, 要求气缸注油系统工作状况良好, 气缸内要有充足的润滑油, 以减少环与气缸壁的摩擦, 避免活塞环工作时产生短期超量磨损。这就要求高压气缸注油器的注油压力必须超过气缸工作压力, 润滑油才能进入气缸。因此高压气缸的注油器工作负荷很大, 稍不留意注油器就不注油, 严重影响高压段活塞环工作寿命。

无油润滑的活塞环运行时不需要向气缸注油, 活塞环具有良好的自润滑性能, 能保持良好的摩擦工况。目前高压气缸中无油润滑活塞环, 一般采用FH-1A金属塑料复合材料, 该材料耐磨, 具有良好的自润滑和密封性能, 在31MPa高压气缸中无油润滑状况下, 工作寿命可达4000h。某些特殊结构气缸, 例如高压平衡式气缸活塞, 无油润滑工作寿命甚至可达8000h。这是因为无油润滑结构的活塞组件, 摆脱了对润滑油的依赖, 有效避免了高压注油系统故障对运行寿命的影响。

2. 节省润滑油

在活塞式压缩机中, 当以铸铁为活塞环材料时, 注入气缸用以润滑的高级机械油消耗量很大, 以年产10万t合成氨的化肥企业为例, 每年消耗20t润滑油, 价值20万元。采用无油润滑运行, 节油意义很大。

3. 净化环境

压缩机气缸在运行中有润滑油注入时, 润滑油不可避免地被雾化并随着被压缩气体一起送出。虽然压缩机出口一般设有油分离器, 但分离效果不可能达到百分之百, 因而运行气缸出口的气体中经常夹带油雾。化肥生产用的氮氢气压缩机出口所夹带的油雾会进入精炼系统、合成氨系统或甲醇系统以及高压甲烷化系统, 均会对生产系统带来危害。

例如压缩机五段气缸出口气体送精炼系统, 如果气体中夹带油雾, 进入醋酸铜氨液中会恶化铜液质量, 气体微量指标得不到保证。清理油雾或更新铜液所耗费的资金, 会加大合成氨生产成本。

又如压缩机六段出口气体送合成氨生产系统, 若补充新鲜气体中油雾成分较高, 气体进入合成塔后会将油带入触媒筐, 油雾会包在触媒外表, 使其永久性中毒而失去活性, 结果是合成反应热点下移, 合成塔生产能力降低, 只能提早更换触媒。

再如甲醇生产企业中, 由于甲醇触媒敏感性更强, 触媒更易中毒老化, 净化气体对甲醇生产系统意义更大。某企业原来甲醇触媒4个月就要更换, 全部压缩机高压气缸采用无油润滑后, 触媒使用期延长到12个月。由此可知, 采用无油润滑技术, 消除油雾对相关气体的污染, 对降低生产成本, 增产降耗的作用明显。

化肥生产企业, 当前进行一系列的生产工艺改革, 目的是进一步节能降耗。如采用高压甲烷化工艺取消精炼工序就是其中之一。高压甲烷化就是在高压下将微量CO和CO2转化成甲烷, 转化过程由触媒催化完成, 该触媒更敏感, 气体带油将使微量CO和CO2不合格。因此采用该工艺生产时, 要求压缩机高压气缸不注油运行。

综上所述, 氮氢气压缩机高压段气体的净化, 为企业进一步节能降耗提供有力保证。压缩机高压缸的无油润滑并非可有可无, 而是势在必行。

二、采用无油润滑技术的可行性

1. 无油润滑活塞环密封性能良好

活塞在气缸中运行时, 依靠活塞环的密封作用阻止被压缩气体泄漏。无油润滑的活塞, 在结构设计时就对气密性做了周密考虑, 将运行时泄漏量降到允许水平的2%。实际应用表明, 无油润滑机台的气密性良好, 输气量有保证。

如陕西新荣化工有限公司, 18台压缩机的高压段 (L3.3六七段、4M8、4M16、4M20五六段) 完成无油润滑改造后运行至今, 活塞环平均工作寿命4000h。机台出力率19.2% (改前17.7%) , 平均开机率26.5% (改前24.7%) , 氨醇产量合计185816t (改前157418t) 。从机台出力率情况看, 采用无油润滑运行后, 机台平均出力率有所提高, 表示无油润滑活塞环的气密性良好。

又如陕西新泰化工有限公司, 4台H8-36/31.4压缩机, 五六段缸为取消平衡段结构。将4台压缩机五六段缸全部改成无油运行后, 五段超压情况彻底消除。用红外线测温仪测量五段出口活门温度时, 工作温度比注油时低5℃, 证明六段压缩时漏向五段的高温气体大幅度减少。活塞环气密性改善, 设备内漏减少, 机台出力率提高。

2. 无油润滑活塞环具有良好耐磨性能

压缩机活塞环不仅要具有足够的气密性, 而且要有良好的耐磨性能, 且要求气密性保持足够长的时间。目前, 高压段气缸的无油润滑活塞环材料采用FH-1A金属塑料。FH-1A是在烧结形成的多孔铜粉层中浸渍聚四氟乙烯材料, 使之既具有聚四氟乙烯摩擦因数低的性能, 又具有金属材料传热性好、热胀系数小、热强度好的优点。FH-1A材料的许用pv值是填充聚四氟乙烯的10倍。高压段气缸活塞环所受的背压, 即工作时将活塞环贴紧气缸壁的正压力值比较大, 只有许用pv值高的材料才会较耐磨。采用FH-1A材料作高压气缸活塞环, 磨损量极小, 运行4000h仍能保持良好气密性。

3. 活塞环工作寿命得到保证

在气缸中, 活塞环和气缸套是一对摩擦副, 要保证活塞环的良好自润滑状况, 摩擦副性能是非常重要的一环。采用具有一定粗糙度的珠光体球墨铸铁缸套, 用挤压工艺在内孔挂一层聚四氟乙烯薄膜层, 即用四氟预膜缸套和金塑活塞环组成的摩擦副, 对于进一步减小活塞环与缸壁之间的摩擦, 减轻运行时活塞环的磨损和稳定活塞环寿命起到重要作用。

三、结论

无油润滑论文 第3篇

随着石油、化工、能源等行业用天然气的洁净指标要求越来越高, 以及GB18047-2000《车用压缩天然气》标准的推进, 对车用压缩天然气的技术指标、检验方法等做出了相关规定。由此, 对加气站用CNG压缩机的无油少油润滑、防泄漏等指标提出了更加严格的要求。在加气站用活塞式CNG压缩机无油少油润滑、防泄漏设计中, 活塞环作为关键的密封、自润滑件之一, 其设计性能的好坏直接影响到CNG压缩机性能指标。

活塞式CNG压缩机活塞环的设计关键在于材料选择、结构尺寸设计。活塞环设计常用材料有金属 (MTCu Co Cr-400) 、聚四氟乙烯 (PTFE) 、聚醚醚酮 (PEEK) 、石墨、尼龙等。由于石墨质脆, 故应用较少。尼龙尺寸稳定性差, 又不耐高温 (一般100℃以下使用) , 常用于温度不高、压力不大的场合;MTCu Co Cr-400密封压力一般限制在4 MPa以下, 常用在无油少油润滑CNG压缩机的低压级;PTFE强度、温度、密封性能较好, 一般也用在10 MPa的中压级;PEEK因其具有良好的机械性能、自润滑性、耐腐蚀性、尺寸稳定性等特点, 已被用于无油少油润滑CNG高压级上。MTCu Co Cr-400、PTFE材料用于活塞环设计已有相关标准、经验可循, 而PEEK材料活塞环设计应用正在推广之中, 故此本文针对PEEK材料活塞环不同结构设计及应用, 提出一定的设计及应用手段。

1 PEEK活塞环的结构设计

1.1 整体结构

常用活塞式CNG压缩机活塞环整体结构有直切口式、斜切口式、搭接口式、组合式等。

1) 直切口式。如图1 (a) , 具有结构简单、加工容易, 但压缩气体时泄漏量大的特点, 一般很少采用。

2) 斜切口式。如图1 (b) , 具有结构相对简单、加工容易、压缩气体泄漏量得到改善的特点, 被广泛使用在中低压的压缩级。

3) 搭接口式。如图1 (c) , 具有结构较为复杂、加工精度要求较高、压缩气体泄漏量很少, 但在安装时易断裂的特点, 故此一般用在压力较大的高压级。

4) 组合式。如图1 (d) , 该结构活塞环由上环、下环及连接销组成。上环、下环均有开口, 其位置错开180°。具有结构简单、加工容易、压缩气体泄漏量最少, 但组成零件数多、上环、下环强度有限、装配要求较高的特点, 一般用于密封性要求较高的场合。

1.2 开口形式

为了便于安装, 设计活塞环时可以采用具有切口的分体式结构, 常用的有两瓣、三瓣、四瓣的刮分式环 (如图2) 。为防止泄漏和磨损, 内圆角通常倒成45°角, 有时采用两个带切口的活塞环并用, 安装在活塞的同一槽内, 切口位置应相互错开180°。在活塞环的圆周方向增设卸荷槽, 可减少活塞承受的径向载荷, 如图3所示。

2 PEEK活塞环截面尺寸与工作间隙设计

为保证活塞环能形成背压, 活塞环与环槽之间需保留一定的间隙 (轴向t1、径向t2) , 如图4所示。如何设计与选择该间隙, 同时考虑高温状态对该间隙的影响因素, 确保其在往复运动中的密封性是活塞环截面尺寸与工作间隙设计的关键环节之一。

通过对现有PEEK活塞环截面尺寸与工作间隙的统计与类比分析, 经大量的实践应用, 总结归纳出活塞环截面尺寸与环槽之间间隙 (轴向t1、径向t2) 设计选择如表1所示。

mm

1) 轴向间隙t1的取值。

除小型压缩机外, PEEK活塞环轴向高度b按表1公式计算规整确定, 但在压缩机工作密封压力较大时, 可取下限值, 但一般不小于6 mm。对于活塞环轴向高度与环槽配置的间隙t1一般按表1选择, 活塞环的轴向高度公差设定, 设计者可依据压缩机的密封性能要求和制造工艺及设备的特点, 一般在±0.03~±0.06 mm范围内选取。活塞环的直径越大, 轴向高度b越大, 其公差取值也越大。

2) 径向间隙t2的取值。

取0.5~1.5 mm, 活塞环的径向厚度一般不小于5 mm (小型压缩机除外) 。

3) PEEK活塞环的径向厚度设计。

对于无油少油润滑CNG压缩机PEEK活塞环的径向厚度设计, 应保证在气体压力作用下, PEEK活塞环不会发生弯曲和扭曲。同时, 为减少摩擦功耗, 以及因质量过大而导致对环槽的冲击, 环的径向厚度一般可按h= (0.7~1.0) b选取。但还需依据活塞环工作密封压力按如下方法细分取值。当密封压力差在4 MPa左右时, 可取h= (0.7~0.8) b;当密封压力差在10 MPa左右时, 可取h= (0.8~0.9) b;当密封压力差在25MPa时, 可取h= (0.9~1.0) b。

对于活塞环的径向厚度公差设定, 设计者同样需依据压缩机的密封性能要求和制造工艺及设备的特点, 一般在±0.03~±0.05 mm范围内选取。活塞环的直径越大, 径向厚度h越大, 其公差取值也越大。

3 PEEK活塞环预压力系数k1设计选择

为保证活塞环装入气缸后能对气缸壁产生一定的预压力, 提高其运动密封性, 在设计PEEK活塞环时, 未开口前车加工完成后活塞环的外径D1一般均应大于气缸的直径, 如图5、图6所示, 其外径通常可按下式计算:

式中:D1为活塞环未开口前外径;D为气缸直径;k1为预压力系数。

由于活塞环工作时需承受一定的背压力, 确保其运动密封性, 预压力系数k1的选择至关重要。它不仅与密封性有关, 还与活塞环材料、热处理后力学性能、耐磨性及自润性有关, 同时还应考虑生产质量的稳定性和成本。因此预压力系数k1不能选得太大, 一般取1.03~1.12, 随着活塞环的直径越大, k1的取值越小;但工作密封性要求越高, k1的取值越大。

另外, 在设计搭接口式活塞环时, 活塞环车加工完成后半成品的外径取值不能太小, 必须保证有铣缺口的加工余量及满足工作状态下搭接尺寸的设计要求。

4 PEEK活塞环开口尺寸的设计选择

由于活塞环工作在高压、高温环境下, 且又要求具备被压工作, 具有很好的自回弹密封性。因此活塞环通常设计为开口结构, 以满足其自回弹密封和热胀冷缩间隙的要求。故此活塞环安装在气缸上 (工作状态) 开口尺寸大小的设计选择对活塞环的运动密封性至关重要, 开口太大将会导致泄漏严重, 开口太小会出现活塞环卡死在活塞的环槽上, 摩擦阻力增大, 严重时将会出现拉缸现象, 无法起到密封效果, 甚至对活塞缸带来伤害。

1) 活塞环工作状态开口尺寸T1的确定。

活塞环产品工作状态时的简图如图5所示, 其开口尺寸T1通常可按下式计算:

式中:T1为活塞环安装后的开口尺寸;D为气缸直径;k2为PEEK材料的热膨胀系数。

当PEEK材料采用DIN53752标准材料时, 其热膨胀系数为k2=0.14×104K-1 (K为华氏温度) ;当活塞环有两处开口时, T1则为两处开口之和。

2) 活塞环自由状态切口尺寸T2的确定。

PEEK活塞环车加工及热处理完成后, 需采用切削加工 (铣、线切割等) 形成开口, 切口尺寸T2的确定, 应以切削加工前活塞环外圆周长、活塞缸径周长为计算基准, 按下式方法计算获得切削去除材料在圆周方向的宽度T2 (见图5、图6) 。

式中:T1为活塞环安装在气缸上 (工作状态) 的开口尺寸;T2为切削去除材料在圆周方向的切口尺寸;D1为活塞环车加工及热处理完成后的半成品外径;D为气缸直径。

注意:活塞环切削加工完成后的半成品外径为D1, 而工作状态及检验时均是按气缸直径D来验收的, 由于外径的变化必然会对材料产生一定的拉伸, 实际上T2的取值将会略大于计算值, 不同配方的PEEK, 不同D1或D其拉伸值都不一样。故此, 对于不同批次PEEK材料活塞环自由状态切口尺寸T2的确定, 还需通过试切、预装、检测、试验进行一定的调整, 才能达到PEEK活塞环的使用要求。

5 应用举例

下面就几种CNG压缩机机型PEEK活塞环设计参数成功应用现状归纳统计如表2所示。

6 结语

本文结合对现有CNG压缩机无油少油润滑用各种活塞环的结构及参数设计进行分析, 以及使用情况的归纳统计, 提出了合理选择活塞环的材料、结构形式对压缩机密封性能的重大影响。重点对PEEK材料CNG压缩机活塞环的结构形式选择、环高轴向高度、径向厚度、轴向间隙、径向间隙设计, 以及它们的设计公差选定原则, 提出了PEEK材料活塞环工作开口尺寸、自由状态开口尺寸的确定方法, 最后给出了切削去除开口材料厚度的经验公式与方法, 并以现有CNG压缩机机型PEEK活塞环设计参数应用实例进一步说明了PEEK材料CNG压缩机活塞环的结构的合理性。总之, 通过合理的结构设计, 经实际产品应用归纳表明, PEEK活塞环与传统材料的活塞环相比, 其寿命明显提高, 气体的泄漏量得到降低, 对于无油少油润滑CNG压缩机的性能起着至关重要的作用, 也可为压缩机活塞环设计与选择、密封性能研究的相关技术人员提供一定的设计参考依据。

参考文献

[1]杨红玉.浅谈活塞环设计中几个参数的选择[J].内燃机与配件, 2014 (8) :10-13.

[2]刘春荣.往复压缩机活塞环寿命短的原因分析及对策[J].石油化工设备技术, 2014 (3) :34-35.

[3]张俊红, 李周裕, 何振鹏, 等.活塞环-缸套动力润滑分析及结构优化设计[J].机械设计, 2013 (10) :56-61.

[4]肖静岚, 杨林生, 周忠, 等.HXN5型内燃机车柴油机活塞环的研制[J].机车车辆工艺, 2012 (2) :24-26.

[5]吴映雪, 孟才喜.活塞环工艺技术综述[J].内燃机与配件, 2012 (4) :43-44.

[6]徐高宏.浅析发动机活塞环间隙[J].内燃机与配件, 2012 (6) :14-15.

无油润滑论文 第4篇

由于水润滑无油螺杆式压缩机具有无污染、能耗低等特点, 在制药厂特定的环境中使用有其特有的优势。在华科药业, 用于空气压缩的设备就是这种水润滑无油螺杆空气压缩机, 有单螺杆空气压缩机和双螺杆空气压缩机两种。压缩机在工作时都是转子室内在同时吸入空气和水, 然后将其混合在一起压缩。这种压缩机中, 水的作用有实现润滑、冷却、密封、降噪之四大功效, 同时还能保证压缩机的效率, 因此在制药行业应用较为广泛, 通常都是制药厂的关键设备, 因此做这种设备的保养和维修工作, 是保证制药厂正常生产的关键。

1 关键流程

为准确高效地处理水润滑无油螺杆空气压缩机的常见故障, 有必要了解一下其工作流程, 如下图:

其关键的系统有四个:1) 气路系统:华科药业的压缩机采用日本三井原装机头和CKD的压力调节阀门, 这种气路系统主要是生产出极为干净的润滑水, 这种润滑水能达到饮水标准。以此来生产出纯净的压缩气体。2) 水路控制:水路控制系统能够可靠地赤滤除系统中的杂质, 同时还能确保水路畅通, 从而实现润滑、导热的功能。水路控制采用微电脑自动控制, 包括:自动补水, 自动放水、水过滤器自动检测, 同时使用高精密的水过滤器有效地保障螺杆压缩机的持续运转。3) 冷却系统:这种压缩机的冷却设备是板翅式热交换器, 这种热交换器的热交换器能量高, 而且具有体积小、安装维修简单等优点, 从而降低维护成本, 同时还采用了低温差设计, 能避免造成高温停机[1]。

2 常见故障和成因分析

在华科制药中使用的螺杆压缩机组是一套复杂的系统, 它集成了电力、机械和仪表等单元, 从而实现自动控制。正因为这种组成的复杂性, 导致在使用过程中通常会出现较的多问题, 比如振动过大、喷油压力低和使用中自动停车等比较常见的故障。本文结合生产实际, 分析故障产生的原因并提出相应的解决办法。

2.1 振动过大

机组发生异常振动是常见的故障。总结其原因主要有:机组地脚螺栓松动;压缩机与电动机轴不对中;机组管道共振;吸入口真空度高于正常值;滑阀在机体内振动;螺杆压缩机的电机振动超标;压缩机转子不平衡导致振动超标;相连的管路振动从而引发整个机组振动等。

鉴于以上原因, 在振动故障的判断时, 我们通常采取下面的几个步骤来解决问题, 基本的原则是由易到难, 再逐步排除的方法。1) 设备出现故障, 但不至于停车检修时, 可以首先检查吸入口的真空度, 判断真空度是否过高, 同时确认是否存在较大的噪声。2) 判断是否吸入过量液态介质;如果出现这种情况, 将引起剧烈的振动, 同时伴随很大的噪声, 且时有时无。3) 检查螺杆机组的地脚螺栓是否松动。因为松动的地脚螺栓, 测量其振动值会高于其它未松动的地脚螺栓, 当然这种判断很多时候可以不借助仪器就可以发现;4) 有时采取通过增加或减少移动滑阀, 来检查振动情况, 如果这种变化导致振动减小, 有时可以解释为螺杆机组的振动很有可能是滑阀导致的。5) 如果设备必须停机检修, 那么在停机的时候, 可以检查轴对中是否合乎标准。这种判断也可以通过专用的设备实现在线检测, 但是停机后可能更容易确定。6) 也可以采用空运主电机的方法, 来判断是否是因为电机的振动超标而导致机组整体振动超标。7) 通过调节管道支吊架, 检查机组的振动值变化情况, 若振动减小, 则可能是由于管线振动造成。一般说来, 就是以上原因, 如果还未找到故障, 则需要解体压缩机, 检查转子、轴承、轴瓦磨损情况, 并作转子动平衡测试。这种故障的处理方法通常需要耗费较多的时间。

2.2 油压过低

油压过低的有两种, 一种是主机启动前油压过低和主机启动后油压过低, 前者叫冷油压过低, 后者叫热油压过低。当出现热油压过低和故障时, 表现为在主机启动前其喷油压力正常, 而主机启动后就可能发现喷油压力下降。而这种下降的现象, 不能通过调节油压调节阀来调节。

分析上述现象, 可能是由于以下的原因引起:第一是油泵可能长期使用后磨损较为严重, 从而导致效率较低, 或者是因为油压调节阀使用不当, 从而导致油压过低;第二个可能是, 油泵的入口堵塞, 导致油量不够, 常见的就是油泵入口过滤器堵塞;第三个可能是机组内部泄漏, 从而导致引压管堵塞。

解决以上的几种原因, 可以采取以下措施诊断。最常用的方法就是启动机组, 如果发现油压马上大幅度地下降, 而且调节阀不起作用, 或者调节后仍无法达到正常值, 则可认为是压缩机的轴瓦或的磨损。如果随着油分离器温度的升高, 而喷油压力值却逐渐下降, 此时检查油温是否超标, 如果油温是在正常值范围, 则有可能是因为油的质量较差或混入水等杂质。当然, 这种原因也可能是因为油量不够, 通常通过检查油位就可得知。

在处理这种热油压过低故障的处理方法主要有以下几种:一种是如果确实是螺杆压缩机的轴瓦或者转子, 或者壳体待部分有较严重的磨损, 当修复较为费时费力时, 可以增加一台新油泵, 或者采取一另一台功率较大的油泵, 从而增加供油量;如果增加供油量不能解决这个问题, 则只能停机检修轴瓦、转子、壳体等零部件。二种是当油温超标时, 可以增加冷却水的用量或者想办法使冷却水的温度变得低一些, 如果这种改变还不能恢复正常, 在生产允许的情况下, 可以采取降低负荷的方式实现;三是发现油的质量不好或者是因为杂质太多或出现乳化等现象时, 应马上更换合格的润滑油。四是油的液位达到报警值, 则应该马上给机组加润滑油。

2.3 水过滤器堵塞导致的故障

这种故障常在机器的运行初期较为常见, 有时也发生在停车检修后初次开车的时候。主要原因是组装设备或检修设备时, 在机组内里可能会留下一些小颗粒杂质。这些小颗粒物会附着在过滤器滤芯的表面, 当杂质的数量达到一定量时, 就会引起堵塞, 从而导致润滑水压差达到报警值。如果这种杂质的量较多, 导致水过滤器压差开关达到设定的报警值。此因发现这类故障时, 要及时更换水过滤器滤芯, 否则会导致排气温度超高和润滑水不足的现象。

以上只是一些常见故障的原因分析和解决办法, 由于螺杆机组本身的复杂性, 引起故障的成因具有多样性。因此在设备的维修和保养时, 要能做到综合考虑, 因为某一个故障的发生, 可能不是由一个零件引起, 可能是综合了几种成因导致的现象[2]。因此有必要在平时的设备检查中, 对设备的运行状态进行有效地监测记录。建立针对设备本身的常见故障诊断排查表。这种排查表要建立在实际的维修经验和和故障记录等基础资料之上的。而本文只是浅要地分析一下, 机组故障的一般性原因及简单的排除方法, 做不到全面系统的分析。因此在实际的工作中, 如果遇到螺杆机组出现故障, 应当仔细观察, 以找出真实的故障原因, 从而能做到有针对性地维修或保养, 避免维修过度或者维修不足, 从而实现降低故障停车时间和维修的成本。

参考文献

[1]邢子文.螺杆压缩机[M].北京:北京工业出版社, 2000.

无油润滑论文 第5篇

1存在的问题

LW-25/42型空气压缩机为L型,采用三级压缩。第一级为双作用气缸,独占立式列;二三级为单作用气缸,合占卧式列,中间通平衡段,平衡段与大气相通。其结构和布置见图1,实际运行参数见表1。

该机原设计入口流量为25 m3/min, 压缩机出口配有容积为3 m3的储气罐。当压缩机满负荷运转时,耗时4 min 30 s可以将储气罐“打满”,即将罐中的压力从常压提高到3.5 MPa。而在实际使用中,所耗时间约为5 min,显然,该机实际流量小于设计的公称流量。

注:压缩机活塞行程240 mm,轴功率 275 kW,转速590 r/min,电机型号Y450-10。

该机原配电机型号为Y450-10,功率280 kW,电压380 V,额定电流571 A。当压缩机空负荷试车时,电流表显示电机电流为210 A;当压缩机排气压力达到3.5 MPa时,电流表显示电机电流为560 A。根据上面的数据可以分析计算出,当压缩机排气压力达到4.2 MPa(此为压缩机设定的额定值)时,电机电流将会升至583 A,从而超过电机的额定电流。显然,该机的功耗超过原设计功耗。

压缩机的二三级公称排气温度分别为170 ℃和160 ℃。从表1可以看出,当压缩机的末级排气压力达到3.5 MPa时,二三级实际排气温度均超过了公称值。过高的二级排气温度,将加重该级冷却器的热交换负荷,导致该级气体冷却不充分,使三级的进气温度高于原设计值,从而又导致更高的三级排气温度。同时,高温也会大大缩短压缩机易损件的使用寿命。该机实际运行中,三级活塞环的平均寿命不到40 d,三级气阀的使用寿命同样不理想,阀片极易断裂。

2原因分析

流量低、功耗高、三级易损件的使用寿命短,该压缩机的这三大不足之处,其根源在于压缩机设有平衡段。

平衡段造成的直接危害是各级气缸内的气体向平衡段泄漏,分外泄漏和内泄漏两种。平衡段与其相连的各级气缸间均存在泄漏压差,在泄漏压差的作用下,各级气缸的气体将不同程度通过活塞环向平衡段泄漏。当平衡段与一级进气管或大气连通时,该泄漏属于外泄漏;而平衡段与其余各级进气管连通时,该泄漏属于内泄漏。

内外泄漏均会使压缩机的气量减少。外泄漏是直接使压缩机的气量减少:泄漏气体往往温度偏高,漏入一级入口管道内,对管道内吸入的新鲜气体有加热的作用,使实际进口温度高于设计工况温度,虽然压缩机的容积流量不变,但质量流量实际减少了,达不到设计的供气量,从而影响产量。而内泄漏将会间接影响压缩机的产量:首先,内泄漏会降低本级的打气能力,从而引起前一级排气压力升高,增大前一级的级间压比,进一步导致前一级打气能力降低。如此循环,终会使一级出口压力升高、压力比提高,造成一级容积效率下降,使一级吸气量减少,压缩机的气量下降,最终影响产量。从理论计算来看,当压缩机各级气缸尺寸确定后,其打气量同该机的气密系数λg、容积系数λv、压力系数λp和温度系数λt的乘积成正比。其中,气密系数λg又与气阀、填料和活塞环的泄漏量成反比。气阀的泄漏量一般在2%～4%,它只影响本级流量;填料的泄漏量一般在0.2%～0.4%,它将影响本级和本级以前级次的流量;活塞环的泄漏量一般在1%～4%,它分为内泄漏和外泄漏,内泄漏只影响本级流量,外泄漏将影响本级和本级以前级次的流量。例如,本次欲改造的LW-25/42型空气压缩机,因二三级中间通平衡段,其二级的泄漏由轴侧的填料泄漏、活塞环泄漏和气阀泄漏组成,此处活塞环泄漏属于外泄漏;三级的泄漏由活塞环泄漏和气阀泄漏组成,其活塞环泄漏仍然属于外泄漏。该压缩机气密系数λg的计算如表2。

将LW-25/42型空气压缩机取消平衡段改造后,因二三级已变为串联的双作用缸,其二级的泄漏由两侧的填料泄漏、活塞环泄漏和气阀泄漏组成,此处活塞环泄漏已变为内泄漏;三级的泄漏由轴侧的填料泄漏、活塞环泄漏和气阀泄漏组成,其活塞环泄漏也变为内泄漏。该压缩机气密系数λg的计算如表3。

对比表2和表3的数据可以发现,二三级中间设有平衡段的LW-25/42型空气压缩机,它的一级气密系数λg为0.912,而取消平衡段改造后,其一级气密系数λg为0.962。因压缩机打气量同气密系数λg成正比,故本压缩机平衡段泄漏理论上会使压缩机的流量降低5%。

内外泄漏同时也会对压缩机的功耗产生影响;内外泄漏使产量减少,但功耗不会因为产量减少而减少,因为泄漏气体都是压缩到某级之后才泄漏掉的。内泄漏气体作为寄生气流在系统中不断重复压缩,重复作功,而且由于超温超压,导致级的功耗增加。从理论上说,如果级的进气温度增加3 ℃,则级的功耗要增加1%;同理,如果级的进气压力增加1%,则级的功耗要增加1%左右。显然,泄漏会降低机组的效率,增加机组的总能耗,从而增加单位产量的功耗。

平衡段同时也会对机组的可靠性产生不利影响;活塞环的密封压差一般是本级排气同吸气压力之差,但在有平衡段的压缩机中,对于通平衡段的级次,其活塞环的密封压差就大多了,甚至可能是本级排气与吸气压力差值的几倍,较高的密封压差会加重环的工作负荷、磨损速度,降低寿命。活塞环是往复机的重要易损件之一,寿命短、不可靠则影响整个机组的可靠性。

3改造方案

经过以上的分析,我们发现导致LW-25/42型空气压缩机流量低、功耗高、三级易损件使用寿命短的根本原因是该压缩机采用了平衡段。要完全根治该压缩机的三个弊端,唯有取消平衡段。同时,为了降低改造成本,更合理地利用现有资源,我们提出以下改造方案:保留原压缩机的基础件、电机、一级气缸、一级活塞、一级填料、一级缓冲冷却器和二级填料,重新设计二三级气缸、二三级活塞、二三级气阀,新增三级填料,将二三级气缸均改为双作用缸,串联合占卧式列,中间设置隔离填料(即为三级填料)。因原一级缓冲冷却器是直接串联在一二级气缸间,其安装尺寸无法更改,故在设置二级气缸时应保证其进排气口的方位和尺寸不变。改造后二三级气缸结构和布置见图2。

4改造效果

广东丰盛于2010年5月采用以上改造方案,同月开始实施,8月中旬改造完毕后投入生产。改造后压缩机运行平稳,噪音低,各级排气温度较改造前均有不同程度的降低,实际运行参数见表4。

改造后,仍然保留了原压缩机出口所配的容积为3 m3的储气罐。改造后压缩机满负荷运转时,耗时4 min 20 s即将储气罐“打满”(将罐中的压力从常压提高到3.5 MPa)。显然,现压缩机的实际流量大于原压缩机设计的公称流量。

本次改造保留了原电机,当压缩机空负荷试车时,电流表显示电机电流为200 A;当满负荷运行(即排气压力达到3.5 MPa)时,电机电流为550 A。将以上数据同改造前的数据比较,可以发现改造后功耗低于原压缩机实际功耗。

改造后压缩机从8月中旬投入生产,到目前为止,累计运行一年半,各易损件使用寿命均有较大的延长,其中,各级活塞环、支承环使用寿命不低于3 000 h;各级气阀使用寿命不低于6 000 h;各级填料使用寿命不低于8 000 h。

从上面的数据我们可以看出,本次对LW-25/42型空气压缩机取消平衡段的改造,既增加了该压缩机的流量,降低了该压缩机的功耗比,又改善了该压缩机易损件的工作环境,延长了它们的使用寿命,达到了预期的目的。

5结语