往复式活塞

关键词：

往复式活塞（精选七篇）

往复式活塞 篇1

依据以往经验, 若活塞杆与活塞的连接结构设计得当, 则可以有效地提高活塞部件的使用寿命, 确保长周期使用;反之, 会给压缩机的正常运行埋下潜在安全隐患, 甚至给用户直接带来严重的经济损失。

1 案例分析

图1中显示的是某型号压缩机的活塞杆在活塞连接段处发生断裂的案例, 其断裂的原因经中科院分析确定为疲劳断裂。虽然疲劳断裂属于正常的失效形式, 是零件长期使用的必然结果, 但是该活塞杆的疲劳断裂却仅用了2个月。经过分析和推理, 我们不难判定, 造成活塞杆在活塞连接段处发生短周期疲劳断裂的主要原因是活塞杆与活塞连接的预紧力过大, 导致活塞杆与活塞连接的部分长期工作在较高应力状态下, 进而降低了活塞杆的寿命周期, 使其提前发生疲劳断裂。分析其应力过大的原因, 主要有以下几种可能性:

(1) 活塞杆在加工制造过程中, 可能存在形位公差误差过大的现象, 这样会导致活塞杆与活塞装配后相互之间发生别劲, 使活塞杆在活塞连接段处产生较大的弯曲应力。

(2) 活塞杆与活塞装配时, 操作者未严格按照装配图要求进行安装, 导致装配后的活塞部件预紧力过大, 进而导致活塞杆的拉伸应力过大。

(3) 设计者在设计活塞杆与活塞连接结构时, 对预紧力的考虑过于保守, 反而却忽略了活塞杆的应力水平, 直接导致活塞杆在设计阶段就存在拉伸应力过大的问题。

2 活塞杆与活塞连接的结构形式

活塞杆与活塞预紧连接的方法不同, 其结构形式也有所不同, 根据以往所见, 活塞杆与活塞预紧连接的方法大致有几种:扭矩法、螺母转角法, 液压拉伸法等, 这几种方法在机械设计手册中均有详细讲述。

扭矩法适用于小型往复压缩机的活塞部件使用, 装配时, 按照计算好的力矩拧紧即可 (见图2) 。该方法控制预紧力的精度较低, 一般情况下, 误差在±25%之间。

螺母转角法适用于中小型往复压缩机的活塞部件使用, 安装时, 较小的螺母直接按照计算好的角度旋转到位即可;较大的螺母则需要先将活塞杆与活塞连接的部分加热, 使其热胀变长, 然后按照计算好的角度旋转螺母, 冷却后变得到我们设计所需的预紧力 (见图3) 。

液压拉伸法适用于大中型往复压缩机的活塞部件使用, 装配时, 需要用专门的液压拉伸装置拉伸连接件到一定的轴向力 (该轴向力应与需要的预紧力相等) , 拧紧螺母后, 除去轴向力即可得到需要的预紧力 (见图4) 。该方法控制预紧力的精度较高, 但是拆装比较繁琐, 成本也较高。

3 结语

通过以上对活塞杆与活塞连接结构的分析和讨论, 希望能给大家提供一个简单、实用、正确的设计思路, 方便以后的设计工作。同时, 帮助大家避免设计中的一些失误与不足。

摘要：本文通过实际案例, 说明活塞杆与活塞的连接处由于预紧力过大, 会导致活塞杆与活塞连接的部分提前发生疲劳失效, 针对该情况, 本文提供了三种活塞杆与活塞连接的结构形式, 并说明其安装方法。

关键词：活塞杆,活塞,预紧力,疲劳失效

参考文献

[1]郁永章, 姜培正, 孙嗣莹.压缩机工程手册[M].中国石化出版社, 2011.

[2]机械设计手册编委会.机械设计手册 (第2卷) [M].3版.北京:机械工业出版社, 2004.

往复式压缩机活塞环技改小结 篇2

1 活塞环损坏原因分析

1.1 活塞环设计缺陷

三级活塞长度205mm, 在远离活塞杆方向开一19.4mm宽的导向环槽, 此种设计能够在短时间内满足生产需求, 但由此带来的缺陷会逐渐显露出来。起初由于磨损较少, 能够保持活塞与气缸的同轴度;随着时间的推移, 磨损加大, 势必会造成其同轴度的破坏, 一旦导向环磨损超过极限, 活塞体与气缸镜面将面临干摩擦的危险, 导致机件的损坏。

1.2 导向环起不到全面导向支撑的作用

经检查拆卸下来的活塞环, 发现磨损程度与其同导向环的远离程度成类正比上升趋势。靠近导向环侧的活塞环磨损较轻, 远离导向环侧的活塞环磨损较重, 可见单侧导向环无法起到全面导向支撑的作用。远离导向环一侧的第一道活塞环实际上在发挥着导向环的作用, 由于该位置所受的冲击最大, 而活塞环的材质和力学性能远远满足不了导向环所承受的苛刻环境, 因而极易损坏, 进而造成接下来的活塞环的同理损坏, 缩短了运行周期。

1.3 活塞环与缸套间隙过大

经测量, 导向环与缸套之间的间隙过大, 已经达到0.90mm, 远远超出0.35~0.45mm的标准范围, 存在径向跳动。

2 活塞环技改措施

2.1 增加环形导向环槽

活塞设计不合理, 205mm长的活塞上只在单侧开一窄导向环槽, 应将其改为中间宽槽或两侧窄槽。考虑配件和压缩机的具体情况, 在活塞距上端38 mm和距下端20 mm处各开一19.4mm宽、2.6mm深的环形导向环槽。其结构如图1, 改造前后活塞环照片如图2。

2.2 在新增加的导向环槽内安装导向环

其安装参考原导向环安装时的标准和规范。该项措施的实施, 实现了活塞两端导向环的对称分布, 保证了活塞在缸体内运行过程中的平衡性 (其受力分析如图3) , 减轻了由于活塞运行不平衡而造成的活塞环的加速磨损。

2.3 活塞体表面镀铜处理

活塞表面镀铜处理, 然后车削, 使活塞与缸套间隙达到0.12mm, 从而解决活塞径向跳动问题。

3 结语

以上措施实施后, 活塞环使用寿命明显增长, 改造前, 平均45d就需要更换一次;改造后, 压缩机可连续运行6个月以上, 且运行平稳。

摘要：针对ZW-9/30型往复式压缩机活塞环频繁损坏、设备运行周期短的问题, 分析其原因, 提出相应的技改措施, 保证压缩机的正常运行。

关键词：往复式压缩机,活塞环,导向环,技改

参考文献

[1]马栖林编著.常用化工设备故障分析及处理[M].北京:机械工业出版社, 2007.

[2]余国琮主编.化工机械工程手册[M].北京:化学工业出版社, 2003.

往复式活塞 篇3

本文着重把往复式活塞空压机在工作过程中经常遇到的故障和解决方法进行详细的阐述。

1 主机不能启动的故障分析

启动、停在控制回路:由于电气元件较多, 故障率相对出现较多。启动按钮、停止按钮或者开关由于操作不当会引起主机不能启动或者停机, 故障停机。如主机启动按钮、停止按钮、紧停按钮在操作不当 (用力过猛) , 按钮会卡在壳体的边沿上而不能复位。前者主机不能停机, 后者主机不能启动。紧停按钮有自锁装置, 操作后必须复位, 否则主机不能启动, 同时主机电源合不上闸。转换开关是控制联锁装置, 扭动的位置不对, 在主机启动时而报警停机。当空压机带有负载大电流突然停机, 交流接触器上下触头容易被电弧拉毛产生粘连, 按停止按钮时, 接触器的触头无法断开而不能正常停机。这些都需要操作人员和维护人员了解掌握, 更需要熟悉它的工作原理、性能, 出现问题时能及时妥善处理, 保证机器可靠、安全的运行。

2 排气量不正常分析

排气量的降低与空气消声滤清器及气阀的严密性有关, 必须对空气消声滤清器勤清洗。对气阀板、阀片上的污垢进行清洗才能有利于保证空压机的正常排气量。

1) 第一级吸气阀漏气:活塞上行气缸容积缩小, 气体被压缩, 这时, 有部分被压缩的气体从吸气阀泄露到大气中。

第一级排气阀漏气:当该缸活塞由上下行时, 已被上个工作循环压缩到一级压后冷却器中的部分压缩气体从排气阀回漏到气缸内, 使得从进气阀进入该缸内的气体量减少;

2) 第二级进气阀与排气阀泄露其原理和第一级进、排气阀泄露原理相同, 只不过第二级进、排气阀泄露使第一级压缩后中间冷却器内的气体压力升高, 第一级压后, 中间冷却器内的气体压力超过第一级压力安全阀调定的压力, 压缩气体就会顶开第一级安全阀, 将多余的气体排入大气中;

3) 活塞环、气缸套、活塞环槽磨损超过正常配合间隙, 压缩气体在气缸内形成穿气泄漏到曲轴箱内;

4) 冷却器内漏:压缩了的气体从冷却水管漏入冷却水套;

5) 第一级进、排气的压力比较大;

6) 进气管供气不足或阻力过大, 包括减荷阀发卡, 不能完全开启;

7) 进、排气阀安装不合理;

8) 压缩机达不到规定的转速;

9) 组装时, 一、二级缸头余隙偏大。

3 常见故障的原因及排除

3.1 循环系统机油压力降低

主要原因:油泵磨损;油管连接处密封不严;油管破裂、堵塞;油路内泄;油过滤器脏污;机油压力调节阀球珠磨损。

排除方法:修理或更换油泵;紧固油管各连接部分;检查、清洗、疏通油管;检查轴瓦、轴颈, 曲轴油道堵头有无松动、脱落;清洗机油过滤器;检查机油压力调节阀滚珠磨损情况。

3.2 冷却水温升高

主要原因:水压过低, 流量太小, 水管漏水或堵塞、结垢;压缩气体泄露到冷却水中, 冷却水终端可见大量气泡和气体冲出。

排除方法:开大水量, 增加水压, 清洗并检查冷却水道有无堵塞现象;检查气缸垫破损更换气缸垫;检查处理中间冷却器密封情况。

3.3 排气温度过高

主要原因:冷却水量不足, 水管内积垢过后;活塞工作不正常;吸气温度超过规定值;排气阀泄漏。

排除方法:加大冷却水流量, 清洗水道;检查活塞、活塞环与气缸的间隙, 调整到正常规定范围内, 检查活塞杆是否有弯曲变形现象;检查进、排气阀片与阀座配合面的情况, 磨损严重时应予以处理或更换;检查气阀弹簧是否变形、折断。

3.4 气缸内有异常声响或异常震动

主要原因:活塞止点间隙小;活塞杆与活塞连接紧固螺帽松动;气阀工作不正常、阀片弹簧损坏。

排除方法:检查调整止点间隙;紧固连接部件;检查气阀、弹簧有无变形和断裂;改变配管设计并处理压缩机基础。

3.5 气体压力不正常

主要原因:气阀、填料、活塞环泄漏过大;压力表失灵。消除方法:检查更换磨损超标的零部件;更换压力表。

3.6 运动机构响声异常

主要原因:连杆螺母松动;连杆的大头瓦与小头衬套间隙过大;十字头与滑道间隙过大。

排除方法:紧固螺母;检查更换连杆瓦及衬套;更换十字头体。

4 空压机的保养维护

1) 维修及更换各部件时必须确定空压机系统内的压力都已释放, 与其它压力源已隔开, 主电路上的开关已经断开, 且已做好不准合闸的安全标识;

2) 新购置的空压机首次运行500小时须更换新油, 以后按正常换油周期每4 000小时更换一次, 年运行不足4 000小时的机器应每年更换一次;

3) 油过滤器在第一次开机运行300小时~500小时必须更换, 第二次在使用2 000小时更换, 以后则按正常时间每2000小时更换;

4) 维修及更换空气过滤器或进气阀时将主机入口封闭, 操作完毕后, 要用手按主机转动方向旋转数圈, 确定无任何阻碍, 才能开机;

5) 在机器每运行2 000小时左右须检查皮带的松紧度, 直至皮带张紧为止;为了保护皮带, 在整个过程中需防止皮带因受油污染而报废。

5 结论

活塞式空气压缩机出现故障是影响施工进度的重要原因之一, 因此本文着重于对故障进行分析并提出解决办法, 希望对从事空压机维修的人员能有所帮助, 在阐述中如有不当的地方请各位专家领导批评指正。

摘要：本文着重对往复式活塞空压机在工作过程中常遇到的故障及如何处理进行详细的阐述, 以便发生故障时能快速、有效地进行解决, 提高空压机的使用效率。

关键词：往复式活塞空压机,故障分析,解决办法

参考文献

[1]李总根.空气压缩机操作工.中国劳动社会保障出版社, 2007, 10.

[2]兰运良.空气压缩机技术.西北工业大学出版社, 2008, 10.

往复式活塞 篇4

隔膜泵工作原理如图1所示,以三缸单作用隔膜泵为例,电动机通过传动系统带动三拐曲轴、连杆、十字头,使旋转运动转为直线运动,带动活塞做往复运动。当活塞向左运动时,活塞借助油介质将隔膜室中隔膜吸到左方向,借助矿浆进料压力打开进料单向阀,吸入矿浆充满隔膜室。当活塞向右方向运动时,活塞借助油介质将隔膜室中隔膜推至右方向运动,同时打开出料单向阀将矿浆排到泵外。由于矿浆不接触活塞等运动部件,减少了这些部件的磨蚀。同时,通过设置灵敏、可靠的检测自动化系统,保证了橡胶隔膜的长寿命,成为高磨蚀、高浓度固液两相介质矿浆管道化输送的理想设备[3]。

从工作原理可以看出每个隔膜室输送料浆分为两个阶段:(1)进料行程(2)出料行程。排料行程隔膜室内压力曲线如图2所示。

吸料行程隔膜室内压力曲线如图3所示。

从隔膜泵工作原理可以看出,泵每一个吸排料的过程都需要进出料单向阀各动作一次,一般隔膜泵的冲次为50r/min,每一个冲次对应一个吸排料的过程,则可以计算出在设备连续运转一天的时间内,进出料单向阀就需要动作72000次,尤其在单向阀闭合的瞬间,料浆对单向阀的冲刷破坏力非常很大,由于单向阀过流件寿命相对较短(一般在1000h),在接近使用寿命的前期,单向阀内的阀锥、阀芯会被流体冲刷而发生泄漏;如果过流件在设计、制造的过程中存在问题,就会短期内出现意外损坏;或者由于意外原因例如输送料浆中固体颗粒较大(容易在单向阀落下时卡住单向阀从而导致密封不严)或操作原因而导致单向阀出现卡阀现象。

1—活塞;2—活塞缸;3—隔膜;4—出料单向阀;5—隔膜室;6—进料单向阀图1三缸单作用隔膜泵结构工作原理图

目前在隔膜泵市场,无论是进口产品还是国产设备,均无隔膜泵单向阀故障自动诊断功能,无法做到排除故障的及时性、准确性。而单向阀故障都会造成设备压力和流量波动,从而引起设备振动,影响设备寿命,或对输送管路造成破坏,在某些关键领域如化工企业甚至会对周围事物构成重大安全威胁。

单向阀故障从原理分析有两种:(1)单向阀泄漏;(2)单向阀卡阀。现在分别分析两种故障导致设备出现的异常现象,从而找出及时判断的方法。

1单向阀泄漏故障状态

单向阀泄漏可以分为两种情况即:出料端单向阀泄露和进料端单向阀泄露。从工作原理分析,假设单向阀处于损坏密封不好状态。(1)在出料端单向阀受损时,在吸料行程中,排出的部分料浆在管路压力作用下通过出料端单向阀泄漏点返回隔膜室,表现为在吸料时间内隔膜室内压力高于正常喂料压力。(2)进料端单向阀受损时,由于排料管道内的压力远远大于进料压力,所以在排料过程时一部分物料会通过进料端单向阀泄漏点被推回进料管路,表现为在吸料时间内进料管路内压力有较大波动或高于正常喂料压力。

2单向阀卡阀故障状态

若某隔膜室进料阀出现卡阀故障,等同于隔膜室与进料管路导通,根据料浆输送原理,当隔膜室进入排料行程时,由于排料压力远高于正常喂料压力,所以料浆不会被排入出料管路,而是被排回压力很低的进料管路,所以该隔膜室内的压力无论在吸料还是排料行程内都会一直显示为喂料压力,如图4所示。

若某隔膜室出料阀出现卡阀故障,等同于隔膜室与出料管路导通,根据料浆输送原理,当隔膜室进入吸料行程时,由于排料压力远高于正常喂料压力,所以在出料管压力作用下进料单向阀不会被打开,所以该隔膜室内的压力无论在吸料还是排料行程内都会一直显示为排料压力,如图5所示。

通过以上分析,我们可以得出结论,不管是哪个单向阀出现了泄漏或卡阀现象,与之对应的隔膜室内压力会相应发生变化,而这种规律的压力变化我们是可以检测到的。那么要实现单向阀故障自动诊断的方法也就可以从对隔膜室内的压力进行检测分析来实现,即在隔膜泵自动化控制系统的基础上增加设置单向阀故障自动诊断系统来完成单向阀故障的自动诊断及报警。隔膜泵自动化控制技术是指为保证隔膜泵运行可靠性,将其曲柄滑块机构的润滑、冲洗及工作压力、隔膜行程的检测调整以及流量调整的控制由及变频调速装置来完成,并通过人机对话界面实现隔膜泵的运行[4]。自动诊断系统运行过程如下:在进料管路和每一个隔膜室上安装压力检测器件,实时监测隔膜腔内的推进液油压力的图2隔膜室排料压力曲线图3隔膜室吸料压力曲线变化范围和进料管路的压力变化范围,再结合该隔膜室所处的进出料行程状态,一旦压力出现异常变化,通过控制系统对压力信号的变化进行自动判别后,就可以具体判断哪个单向阀是否出现了阀锥、阀芯泄漏或者阀锥出现卡阀现象,同时通过报警提示或人机画面自动在第一时间对操作人员发出声光报警信号,及时告知操作者进行相应的检修维护工作。

由于隔膜腔内流体压力监测及单向阀故障自动诊断系统在单向阀发生故障后很短时间内就对操作人员发出报警信号,做到了排除故障的及时性;而通过系统诊断,会精确到哪一个隔膜室对应的进出料单向阀出了泄漏或者卡阀故障中的哪一类,做到了排除故障的准确性。无论对于隔膜泵设备本身还是对整个工艺系统都有一个保护功能,避免或着可以大大降低由于单向阀故障而对工艺系统造成的损失。

摘要：随着我国经济持续增长,国内的矿山、有色、化工等领域不断发展壮大,其中用于矿浆输送、氧化铝溶出、化工反应炉喂料等方面的往复式活塞隔膜泵也得到了大量应用,由于多种原因设备经常会出现单向阀卡阀、泄漏现象,给设备和工艺系统带来很大危害。文章从隔膜泵工作机理方面入手,分析了单向阀故障产生的原因,提出了单向阀故障的自动诊断及报警技术,可以有效避免或减轻单向阀故障带来的危害。

关键词：隔膜泵,单向阀故障,自动诊断

参考文献

[1]张丽君,梁毅.我国隔膜泵实现新突破[J].中国冶金报,2003(10).

[2]金元善,赵振华.油隔离泥浆泵[M].北京:冶金工业出版社,1983.

[3]凌学勤,张开俊.往复式活塞隔膜泵.中国有色金属学会第三届学术会议论文集[C].

往复式活塞 篇5

往复式活塞压缩机是制冷、石油化工等行业中的关键设备之一。随着科学技术的发展和工业生产的需要, 压缩机不断向着高速、高效及低噪声方向发展。往复式活塞压缩机结构较复杂, 曲轴运动机构的运动学和动力学响应直接影响到整机的性能。压缩机运转过程中各零部件之间存在复杂的交变作用力, 采用传统的分析计算方法, 基于刚性体的假设, 不能反映各零部件真实的运动学和动力学特性, 也很难确定各零部件在运动过程中的精确边界条件, 给各零部件进一步的力学特性分析带来困难。

采用PRO/E对曲轴运动机构进行三维建模并完成装配, 通过有限元分析软件中对活塞销和曲轴进行模态分析, 得到其模态中性文件。在多体动力学软件中建立曲轴系统运动机构的刚柔耦合多体动力学模型, 得到曲轴系统的运动规律和构件间作用力, 为往复式活塞压缩机的改进、优化提供了依据。

1 曲轴系统的刚柔耦合模型的建立

1.1 曲轴系统三维装配模型的建立

Pro/E由是基于参数化的专业CAD类软件, 其三维建模功能强大, 广泛应用于机械、工业造型设计等产品设计领域[1]。运用PRO/E建立活塞压缩机中曲柄、连杆以及活塞等三维零部件模型并依据各零部件之间的装配关系进行整机的装配, 装配完成后的运动机构模型如图1所示。

1.曲轴;2.连杆;3.活塞;4.活塞销

1.2 活塞销和曲轴柔性体模型的建立

在ADAMS中, 建立柔性体的方法主要有2种。第一种是利用柔性梁连接。将一个构件离散成多段刚性构件, 刚性构件间采用柔性梁连接, 一般只限于构件是简单构件时才可以使用;第二种是利用有限元软件将构件离散成细小的网格, 再对构件进行模态分析, 将模态计算结果保存为模态中性文件, 读取到ADAMS中建立构件的柔性体。此处采用第二种方法生成活塞销和曲轴的柔性体。

曲轴的形状不规则, 结构较复杂。取曲轴整体为研究对象, 在不影响动力学特性的前提下对其结构做简化处理, 忽略倒角、圆角等细小结构[2,3]。在有限元分析软件ANSYS中生成曲轴和活塞销的有限元模型, 采用adams.mac宏命令输出柔性体模态中性文件.mnf文件。在ADAMS中读入活塞销和曲轴柔性体中性文件, 即可创建活塞销和曲轴的柔性体模型。曲轴和活塞销有限元模型如图2和图3所示。表1为其前6阶模态对应的固有频率。

1.3 曲轴系统中活塞气体力的确定

活塞压缩机气缸内气体压力变化按实际气体处理:

式中:T1, T2为状态点1、2的温度;p1, p2为状态点1、2的压力;kT为温度绝热指数, 此处取为1.24。

式中:p为压力;v为体积;ξ为--压缩性系数;R为气体常数;T为温度。

气缸内气体体积的变化依据曲柄活塞运动规律求出, 代入气体方程 (1) 、 (2) 即可得出活塞行程中气缸内气体压力、温度等气体状态参数。在ADAMS中用step函数对气体压力变化简化处理, 拟合气缸压力的复杂变化, 得到某气缸气体压力变化曲线如图4所示。

1.4 曲轴系统刚柔耦合仿真模型的建立

将曲轴系统多刚体模型导入多体动力学仿真软件, 依据各零部件之间的约束关系, 在曲轴、连杆、活塞等零部件间添加的约束关系如表2所示。

将活塞销和曲轴柔性体模型导入后, 对曲轴运动机构中相应零部件进行柔性体替换刚性体, 即可得到曲轴系统的刚柔耦合模型[4,5]。依据曲轴运动机构中各活塞运动相序关系, 将已求出的各缸气体压力变化规律施加在各活塞上。建立压缩机曲轴系统的仿真模型如图5所示。

2 曲轴系统仿真

2.1 曲轴系统运动学仿真结果

对模型施加额定工况下转速, 得到曲轴系统中活塞的位移曲线、运动速度曲线、加速度曲线如图6、图7、图8所示。将测量结果存为样条曲线, 也可存为相应的数据文件, 便于后续的进一步处理。

采用基于ADAMS的虚拟样机模型, 可对曲轴系统的运动特性进行全面考察。由于考虑了曲轴的柔性, 因此仿真结果较刚体模型更接近系统运行的真实情况, 便于对原设计参数修改以达到更优的性能。

2.2 曲轴系统动力学仿真结果

通过对曲轴系统的动力学仿真分析, 得到运动机构以额定转速运行时作用于活塞销和曲轴上的动态载荷, 如图9、图10所示。将动态载荷以.lod形式导出, 在有限元分析软件中可进一步对活塞销和曲轴进行较精确的动态响应分析。

3 结束语

利用多体模型仿真, 可以克服传统方法模型简化的不足。针对曲轴运动系统多体模型, 得到系统更接近真实运行情况的运动学和动力学特性, 并在较精确动态边界条件的基础上, 为各零件进一步的动态响应分析提供了前提, 也为整机的优化设计和故障诊断提供了参考依据。

摘要：针对某型号四缸往复式活塞压缩机, 基于有限元软件Ansys建立了曲轴和活塞销的有限元模型。在模态分析的基础上, 结合ADAMS建立了曲轴运动机构的刚柔耦合多体系统动力学模型, 得到了关键零部件的运动及载荷变化规律, 为进一步深入研究曲轴运动系统动态响应奠定了基础, 并为整机的优化设计提供了依据。

关键词：活塞压缩机,ADAMS,联合仿真,多体系统动力学

参考文献

[1]李小娟.Pro/E与ADAMS联合建模方法的研究[J].装备制造技术, 2008 (12) :3l-33.

[2]徐方舟, 魏小辉, 张明, 等.基于ADAMS的齿轮齿条刚柔耦合啮合分析[J].机械设计与制造, 2012 (7) :200-202.

[3]郑建荣.ADAMS—虚拟样机技术入门与提高[M].北京:机械工业出版社, 2006.

[4]吕颢, 任挪颖, 颜俊等.基于ANSYS与ADAMS的柔性体联合仿真[J].系统仿真学报, 2008, 20 (17) :4501-4504.

往复泵活塞行程精确调节计算法 篇6

最初发现撞缸现象时, 认为是泵的左右行程分配不均。先对泵的左右行程进行了检查, 左右行程虽然有差别但差别很小, 仅对其进行了调节, 保证左右行程均为总行程的1/2, 但调节后发现撞缸现象没有消失。

再次解检后, 发现缸套总长C=580 mm, 活塞体宽度D=130 mm, 活塞环宽度E=30 mm, 在考虑允许活塞环脱离缸套的情况下, 计算得知缸套理论上允许活塞的极限行程S=C+2E-D=510 mm, 分行程最大为255 mm, 经过测量, 泵在实际运行中的最大行程为508 mm。可见该泵的行程对此缸套来说是一个极大的负担, 只有对活塞行程精确调节才能杜绝撞缸现象。

经测量后认为, 必须保证两点才能杜绝撞缸。一是保证初始状态的活塞中心线和缸套中心重合时, 活塞走了1/2的总行程;二是保证活塞左右行程均为总行程的1/2。为此采用一种新的方法, 即在泵大盖回装前测量4个数据, A—缸套到活塞后端的距离, B—泵端面到活塞杆四方扣后端的距离, F—活塞杆留在十字头外面的丝扣数目, M活塞杆十字头位置的螺距 (该泵为2 mm) 。

当B增大或减小时, A发生同样变化, 然后再测量实际运行中B的最大或者最小值, 即可通过计算得出活塞行程前后在缸套中的位置 (图1) 。

调节过程计算, 左侧油缸A=255 mm, B=320 mm, 实际运行中Bmin=100 mm, Bmax=500 mm。B最小时, Amin=255- (320-100) =35 mm, B最大时, 活塞前端距离缸套前端的距离Emin=575- (255+130+180) =10 mm。

其中575 mm为缸套总长度, 130 mm为活塞厚度180 mm= (500-320) mm得来。

调节的目的是为了使活塞在实际运行中前后死点的间隙大致相当, 即保证泵运行时Amin=Emin, 再考虑到温度升高后活塞的伸长量, 所以把活塞向后移10 mm, 即活塞杆后退5扣 (螺距2 mm) 。

往复活塞式压缩机节能降耗技术探究 篇7

往复活塞式压缩机主要应用于小氮肥制造行业, 在制作氮肥中20%左右的能耗是往复活塞式压缩机运作造成的, 因此降低往复活塞式压缩机的能耗可有效降低小氮肥行业的成本, 促进其发展。本文围绕往复活塞式压缩机节能降耗技术为研究中心, 在保障压缩机安全、稳定运作的前提下, 提出了有效的降耗措施。

1 往复活塞式压缩机功率计算方式分析

往复活塞式压缩机功率的计算公式如式 (1) , 其中Li为往复活塞式压缩机的总功率;PS为往复活塞式压缩机气缸的吸气压力;Pd为往复活塞式压缩机气缸的排气压力;Vh为往复活塞式压缩机的气缸行程的容积;λV为往复活塞式压缩机中的容积系数;ε为往复活塞式压缩机中压力比的具体数值;k表示气体的具体绝热指数。

2 往复活塞式压缩机技能降耗的技术探究

2.1 气体性质的影响

往复活塞式压缩机技能降耗技术的探究中, 首先需充分考虑气体性质。在往复活塞式压缩机的具体活塞行程和气缸大小都基本确定后, 探究往复活塞式压缩机的气体性质可有效研究出降低往复活塞式压缩机能耗的措施。气体的绝热系数是气体性质的主要表现, 在往复活塞式压缩机的使用中, 气体的绝缘系数越高, 能实现越高的往复活塞式压缩机减耗;同时, 气体的组成成分和各成分的比重也会对往复活塞式压缩机的能耗产生很大的影响, 如以天然气为例, 若天然气的摩尔质量增加, 往复活塞式压缩机的能耗也会相应的降低, 进而实现节能降耗;最后, 往复活塞式压缩机气体本身的压缩系数和导热系数也会在很大程度上对往复活塞式压缩机的能耗造成很大影响[1]。

2.2 工作参数的影响

往复活塞式压缩机工作参数对往复活塞式压缩机的能耗影响可从往复活塞式压缩机的功率公式具体的分析。首先, 要充分考虑往复活塞式压缩机进入气体的温度。一般情况往复活塞式压缩机的进入与气体温度不能高于50℃, 在这个前提下升高进入气体的温度可有效降低往复活塞式压缩机的能耗;其次, 要充分考虑往复活塞式压缩机排气时的温度, 正常情况下, 往复活塞式压缩机要拥有较高的工作效率, 进气温度应该在50℃以下, 在这个前提下逐渐提升排气温度, 会使往复活塞式压缩机的工作效率也逐渐提升, 进而实现往复活塞式压缩机的节能降耗;对于往复活塞式压缩机进气时的压力也要充分的考虑, 根据不同机型、不同用途切实考虑最佳的进气排气压力。压缩机设计时压力比的分配是事先设定的, 并以此为基础进行后期设计计算。使用时如果进口或出口压力有所变化, 则会导致总压缩比变化, 其原设计各级压缩比也产生变化。使用时可通过级间余隙的调整或回路调整对压缩比进行调整, 但要注意对工艺参数、部件强度和动平衡性能的影响。在对往复活塞式压缩机进行节能降耗的措施研究中需对以上各参数予以充分考虑, 综合采取最优化的工作参数, 实现往复活塞式压缩机有效的节能降耗[2]。

3 具体的复活塞式压缩机技能降耗措施

3.1 取消注油器, 采用无润滑油填料进行密封

对复活塞式压缩机进行填料密封的元件注油器属于往复活塞式压缩机中极易损坏的元件之一。元件注油器密封处理的效果及其使用寿命严重影响着往复活塞式压缩机的运行经济效益和运行安全、稳定。取消现有的往复活塞式压缩机注油器的使用, 而使用无润滑油的填料进行密封可有效地提升往复活塞式压缩机的工作效率, 达到节能降耗的目的。例如, L3.3型的标准往复活塞式压缩机以12个注油点计算, 根据统计采用无润滑油填料密封的往复活塞式压缩机运行一年至少可节约用油1250kg, 同时还节约了注油器的采购费用。采用无润滑油填料进行密封具备以下具体的特点: (1) 无润滑油填料密封材料在往复活塞式压缩机的使用中, 会使往复活塞式压缩机内的气体不带油, 实现级间冷却器无堵塞, 进而降低往复活塞式压缩机的阻力损失, 实现往复活塞式压缩机的节能降耗; (2) 采用无润滑油填料密封, 可使往复活塞式压缩机的二级气体温度不经过降温措施直接进入变化系统, 减少往复活塞式压缩机运行的冷却水和热量的使用, 进而达到节能降耗的目的; (3) 采用无润滑填料密封, 可使往复活塞式压缩机运行的合成、变换媒介不受油污的污染, 提高其使用寿命, 进而减少这方面的资金投入, 实现往复活塞式压缩机运行的消耗降低; (4) 有效减少对往复活塞式压缩机设备及损耗, 进而减少往复活塞式压缩机的维修次数, 更具相关数据统计, 一年大约可以节省10万元左右的维修经费[3]。

3.2 减少回路气量

减少往复活塞式压缩机的回路气量也是实现往复活塞式压缩机节能降耗的有效措施之一。在往复活塞式压缩机的生产运行中常常会因为工艺技术的暂时改变或运行事故, 使往复活塞式压缩机发生闭路循环或产量减少, 这导致大量往复活塞式压缩机的能耗浪费。以常规的L型往复活塞式压缩机为例, 较高的台时产量可达到0.8t, 较低时只有0.5t, 除机器本身的质量问题外, 往复活塞式压缩机的回路控制阀的频繁使用也是一个很大的原因, 回路气量过大致使往复活塞式压缩机的产量降低, 因此减少、降低往复活塞式压缩机的回路气量时有效实现往复活塞式压缩机节能降耗的措施之一[4]。

3.3 适当提升一级进气压力

往复活塞式压缩机的排气量影响着往复活塞式压缩机的工作效率, 而其一级进气压力又影响着往复活塞式压缩机的排气量, 经过诸多的往复活塞式压缩机实践证明, 适当地提高一级进气压力可有效提升往复活塞式压缩机的工作效率。在往复活塞式压缩机中压缩气体的功耗会随着一级进气压力的增加而降低, 然而如果一级进气压力过高, 会导致活塞力大大增加, 轴功率也大大增加会导致电机的储备容量降低, 如果在此状态下往复活塞式压缩机长期运作, 可能导致电机的烧损。另一方面如果往复活塞式压缩机的一级进气压力过高, 超过了往复活塞式压缩机内活塞的密封能力, 会导致往复活塞式压缩机发生较大的内漏, 进而减少往复活塞式压缩机的排气量。因此在提高往复活塞式压缩机一级进气压力时需要综合考虑, 合理适当提升一级进气压力, 保障往复活塞式压缩机的良好运作状况, 又减少往复活塞式压缩机的能耗[5]。

3.4 减少压缩机各级之间的压力降

往复活塞式压缩机的各级之间存在着一定的降压现象, 降压现象会增加往复活塞式压缩机的能耗, 因此减少往复活塞式压缩机各级之间的压力降可有效提升往复活塞式压缩机的工作效率, 实现往复活塞式压缩机的节能降耗。在往复活塞式压缩机中, 由于油分离器、各类控制阀、和工艺配管间会形成的系统封闭, 造成往复活塞式压缩机的降压现象, 因此需要从这些设备间入手, 采取有效的措施, 控制降压现象, 提高往复活塞式压缩机的工作效率[6]。

3.5 对往复活塞式压缩机的最终压力进行严格的控制

根据往复活塞式压缩机的功率公式可知, 最终压力的增加直接导致耗电量的增加。详细计算表明, 如果最终压力提升1kg/cm2, 往复活塞式压缩机的能耗会增加0.6%。如在目前国内氮肥生产行业普遍使用的往复活塞式压缩机的最后总压力多采用150、200、320、600kg/cm2, 另如在国内合成橡胶生产行业中使用的往复活塞式压缩机的最后总压力多采用16、20kg/cm2。具体在实际生产可通过降低系统和管路的阻力实现往复活塞式压缩机最终压力的降低, 控制在合理的范围内, 在保障往复活塞式压缩机正常运行的基础上, 实现往复活塞式压缩机的能耗降低[7]。

4 结语

往复活塞式压缩机成功的节能降耗可有效帮助小氮肥行业降低成本, 提高经济效益, 同时对国家的环境改善也有较大作用。在探究往复活塞式压缩机节能降耗的有效措施时需要结合往复活塞式压缩机功率的计算公式进行, 同时注重气体性质和工作参数对往复活塞式压缩机运作的影响。经分析, 取消注油器、采用无润滑油填料进行密封、减少回路气量、适当提升一级进气压力、对压缩机各级之间的压力降进行减少和对往复活塞式压缩机的最终压力进行严格的控制等措施, 可有效降低往复活塞式压缩机的能耗, 值得在实际应用中推广。

参考文献

[1]邹正文, 刘建平, 周耀密, 等.4M12活塞式氧压机吸气温度和级间冷却对排气量和功耗影响的试验研究[A]//第九届全国高等学校过程装备与控制工程专业教学改革与学科建设成果校际交流会论文集[C].2004.

[2]吴建华, 雷源, 王刚, 等.往复式冰箱压缩机曲轴动态特性与轴承润滑计算分析[J].西安交通大学学报, 2015, 49 (2) :55-61.

[3]王良泽.制冷用直线压缩机的动力分析与气阀研究[D].合肥:合肥工业大学, 2013.

[4]周文杰.直线臂板弹簧支撑的动圈式线性压缩机理论与实验研究[D].杭州:浙江大学, 2011.

[5]钟美鹏.基于瞬态分析的高压直联压缩机设计与关键技术研究[D].杭州:浙江大学, 2010.