完整版22D12往复式压缩机典型部件的动力学分析与故障机理研究文档格式.docx

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r/l，取时间为t时，曲柄转角则为：

t。

图2.1压缩机结构几何模型

（1）活塞的位移

xrcos1.12sin2（2.1）

一般，连杆的长度都远大于曲柄的长度，值一般都小于1/3.52sin2|1，

按二项式定理

2.2.2曲柄--连杆机构动力学分析

（1）活塞运动的动力学分析

设活塞质量为mB，则往复式压缩机运行时，作用在往复运动活塞上的惯性力为

往复惯性力Qh，若连杆非常长，即很小时，活塞部分的往复惯性力Qh为

若连杆很短时，则活塞部分的惯性力Qh为

图2.2各部件受力分析图

如图2.2所示，Pc沿连杆中心线方向，称为连杆推力；

Pq为周期性循环变化的气体压力；

活塞受到的侧向力Ph，Ph垂直于气缸壁。

则

2

PccosFqmBr（costcos2t）（2.5）

将公式（2.5）代入上式，得到

（2.6）

PHPccostg（PqmBr（costcos2t））tg

已知sinsin，将其代入公式（2.6）,得到

（2）曲柄运动的动力分析

曲柄做圆周运动时，产生的惯性力在x方向和y方向的分量分别为

QqxmQr2cost，QoymQr2sint（2.8）

（3）连杆大端处作用力的分析

与连杆大端配合的曲柄销处，除连杆推力Pc外，还有连杆大端回转质量产生的离

心力的作用。

曲柄在曲柄销处给予连杆的力Pc，分解为沿着曲柄方向的法向力Pn和与曲柄方向垂直的切向力P，其中

图2.3部件运动分析图

设连杆的质量为mL，大端的集中质量为其回转质量为mL（1f）。

连杆作平面运动，曲柄作定轴转动。

取连杆AB为研究对象，A点速度Va的大小为VA=r，其方向垂直于曲柄OA，指向与的转向一致。

选A点为基准点。

有

式中，Va的大小和方向均已知，B点的速度VB的方位已知，即沿着水平直线（气缸轴线），B点相对于A点的速度VBA的大小VBA=lBA，VBA垂直于连杆AB。

按照矢量方程做速度平行四边形，或做矢量三角形，根据正弦定理可得因此

则连杆大端回转质量产生的离心力为

（4）连杆小端处作用力的分析

作用在连杆小端处的力，有沿往复运动轴线x轴方向的作周期性循环变化的气体

压力Pq及活塞往复运动产生的往复惯性力Qh，故作用于连杆小端处的沿轴线方向X

的总作用力为

（5）柄销处的离心力

与电动机相联结的曲柄的质量为mx，质心距离转轴0的半径为ro，则作用在曲

柄销处的离心力为mx2ro。

2.2.3各主要运动部件转动力矩分析

（1）缸内气体压力产生的力矩

作用在活塞上的气体压力沿连杆方向的作用力为Pqsec，则气缸压力对曲柄产

生的力矩为

（2）

活塞惯性力产生的力矩

MQQhsecrsin（）

（3）

（2.12）

作用在曲柄销上的力对曲柄轴产生的力矩

MPHPHrcos

（4）活塞运动对气缸壁的作用力对曲柄轴产生的力矩

MJT

Phr

sin（）

sin

（2.13）

224气阀阀片动力学分析

缸内压力，F2为弹簧压力。

吸气阀阀片运动方程为

d2h

dt2

（PPd）Apzk（h。

h）

（2.15）

排气阀阀片运动方程如下为

式中：

为推力系数；

Ap为阀座口通道面积（m2）；

z为一个气阀中弹簧的个数；

k为

弹簧刚性系数（N/m2）；

ho为弹簧预压缩量（m）；

h为阀片位移（m）；

Mv为气阀当量

运动质量，MvM13M2（kg）；

M1为阀片质量（kg）；

M2为阀簧质量（kg）。

根据式（2.14）、（2.15）经过积分运算可以计算出阀片速度和位移。

取曲轴运

动的上止点为零点，自零点开始，随着曲轴转角加大，气缸体积增大，缸内气体绝热膨胀，气压降低，当缸内外压力差等于气阀弹簧预压缩力时，吸气阀阀片开启，并与升程限制器发生碰撞，随着气体进入气缸，同时因为气缸体积在不断扩大，缸内压力缓慢升高。

活塞运行到接近最大体积处时，体积增加速度降低，缸内气压快速升高，阀片出现回落，并与阀座发生碰撞，完成了吸气过程。

自180度开始进入

压缩-排气过程。

随着气缸体积减少，缸内气体绝热压缩，气压升高，当缸内外压力差等于气阀弹簧与压缩力时，排气阀阀片开启，并与升程限制器发生碰撞，随着气体排出气缸，同时因为气缸体积在不断减小，缸内压力缓慢降低。

活塞运行到接近最小体积处时，排气速度降低，缸内气压快速降低，阀片出现回落，并与阀座发生碰撞，完成一个工作循环。

在一个工作循环过程中，吸气阀、排气阀各工作一次，同名阀片在开启与回落

时分别产生两次冲击。

225气缸内压力变化规律

在膨胀过程中，假设气体无热量交换，吸、排气阀和活塞环无泄漏，气体处于

绝热膨胀状态，气体的热力学状态方程为

Vo为气缸余隙容积；

k为多变指数；

Pd为排气压力；

V为气缸内气体体积（余隙容积和行程容积之和）；

r为曲柄半径；

D为活塞直径；

为曲柄半径与连杆长度之比；

为曲轴转速。

当气压差增大到Fi=H时，吸气阀开始打开。

假设吸气过程气体与外界无热交换,

dp

dt

（2.18）

RTS[1（汀「]pd}-dtv

气阀和活塞环无泄漏，则吸气过程的压力变化为

svAv为气阀当量流通面积；

R为热力学气体常数；

Ts为吸气阀腔内气体温度。

在压缩过程中，吸排气阀关闭，假设气阀和活塞环无泄漏，气体和外界无热交换，气体属于绝热压缩，热力学方程式为

Ps（V。

Vh）kpVk（2.19）

而排气过程热力学方程式为

字｛P（^d）7^Ai2k.RTJ（pF1]（2.20）

dtipdvdvk1dpdduv'

Td为排气阀腔内气体温度。

泄漏时气缸内压力的计算公式如下

m・

pppi（1—L）p（2.21）

p为气缸内气体压力；

Pi为泄漏的气体压力；

p为全部气体压力总和；

m为气

缸内气体总质量

mmcminm°

utmi

其中，余隙容积气体质量

PdVc

RTd

（2.22）

（2.23）

吸入气体质量

排出气体质量

（P/

2、Pout）

（2.26）

泄漏气体质量

I为阀座的展开长度；

y为间隙高度；

为动力粘性系数；

b为间隙在气流方向上的长度；

Pin为气缸内气体压力；

Pout为阀腔气体压力

图2.5是正常与泄漏状态下一个循环周期气缸内压力的变化规律曲线。

从图中

可以看出以下规律:

（1）在膨胀过程中，气缸内压力低于排气腔压力，排气阀泄漏起主要作用。

气体自排气腔向缸内泄漏，压力较正常值偏高，曲线上移，膨胀过程延长。

（2）吸气阀开启滞后，吸气过程的开启点随之延后，而结束点提前，即吸气阀提前关闭，过程时间缩短，吸气效率降低。

（3）压缩过程中，主要表现为吸气阀的泄漏，气量减小，压力较正常偏低。

（4）排气阀开启滞后，而结束点提前，过程时间缩短，排气效率降低。

图2.5正常与泄漏故障下的气缸压力比较

2.3常见故障机理分析

2D12型往复式压缩机的故障主要有两类：

磨损与泄漏。

磨损属于机械性质，是机器动力性能故障，其主要特征是压缩机工作时异常的响声、振动和过热；

泄漏属于流体性质，是机器热力性能故障，主要表现为压缩机工作时排气量不足，排气压力、温度及级间压力、温度异常等[21，22]。

本项目主要针对以下故障进行研究：

（1）由于气缸冷却系统漏水、润滑油使用不当或注油泵给油太少、运动机构发生故障等原因造成活塞环干摩擦，导致拉缸、卡死等故障。

表现为气缸温升加剧、排气温度升高，负荷不平衡加大，主轴转速的循环波动和振动加剧。

拉缸严重时就会出现卡死现象，这将引起曲轴、连杆、连杆螺栓等零件的断裂，故障的进一步发展将会引起压缩机严重受损。

（2）因磨损原因导致十字头滑板与滑道的间隙过大、活塞环与气缸间隙过大、活塞杆与气缸填料函的间隙增大。

磨损加剧，使得对缸壁的冲击振动加剧，同时也使活塞杆在往复运动中沿气缸径向方向跳动加剧。

（3）长期运行导致气缸与气缸盖之间、气阀与气缸之间的垫片松动，或者气体入机前脱水不良，导致水进入气缸而产生液击等现象，这时不仅气缸的振动上升，还会出现明显的“水击”声。

（4）曲轴轴颈摩擦加剧，连杆轴瓦磨损严重。

连杆大头、小头与轴承之间的磨

损，连杆螺栓与十字头螺栓松动，使得轴承间隙增大，从而导致轴承座振动加剧。

（5）气阀组件出现故障：

阀片或弹簧的断裂、阀片磨损、弹簧刚度变化等造成漏气及排气量不足。

这种情况会带来压缩机的异常振动和响声，并在进、排气温度上表现较为明显。

采用故障树分析方法对上述故障的故障原因进行分析，得到2D12型往复式压缩

机常见故障的故障树分析图，如图2.6所示。

图2.6直观地提供了往复式压缩机常见故障部位的诊断可能性，同时也就相应地决定了不同的诊断方法。

2.3.1振动机理分析

在往复式压缩机的工作过程中，相对运动的部件较多，而各个部件的振动是对其内部激励力和故障的响应。

在运行过程中，不仅故障会导致压缩机产生异常振动，而且压缩机的许多部件的正常运动也会造成往复式压缩机的振动。

长久、强烈的振动必将引起压缩机部件的磨损、松动，部件之间的间隙增大、零部件过热，进而有可能导致故障的发生。

因此，有必要对振动原因进行分析，区分正常状态下和故障状态下的振动信号特征，以便于对故障的诊断和征兆的提取。

为了对激励力进行分析，规定沿压缩机曲轴轴线的方向称为纵向，沿活塞轴线的方向称为横向，与上述两方向相垂直的方向称为垂向。

（1）活塞的往复惯性力

活塞往复运动时产生的往复惯性力，方向与活塞-连杆机构的运动方向一致，在理论上可表示为

QHQH1QH2mBr2（costcos2t）（2.27）

QH1mBr2co