气体压缩及输送设备

第二章气体压缩及输送设备第一节压缩机的分类与应用在石油化工装置中广泛地使用气体压缩机来输送气体和提高气体的压力。压缩机种类繁多，按其工作原理可分为速度式和容积式两大类。如图.1所示。图2.1压缩机的分类速度式（也称透平式）压缩机是依靠高速旋转的工作叶轮，将机械能传递给气体介质，并转化成气体的压力能。容积式压缩机依靠容积的周期性变化来实现气体的增压和输送。根据用途进行分类，如氢气压缩机，空气压缩机，裂解气压缩机，乙烯压缩机等。按出口压力pd又可分为：通风机，pd﹤0.0142MPa；鼓风机，0.0142MPa≤pd﹤0.245MPa；压缩机，pd﹥0.245MPa。压缩机由于在原理和结构上的差别，使得在性能特点方面各有不同，各类压缩机的适用范围如图2.2所示。图2.2各类压缩机的适用范围第二节离心式压缩机一、概述1.离心式压缩机的应用在现代大型石油化工装置中，除了个别需要超高压、小流量的场合外，离心式压缩机已基本取代了活塞式压缩机，成为压缩和输送各种气体的关键设备，占有极其重要的地位。如在化肥厂使用的离心式氮氢气压缩机、二氧化碳压缩机，石油化工厂使用的离心式石油气压缩机、乙烯压缩机，炼油厂使用的离心式空气压缩机、烃类气体压缩机，以及制冷用的氨气压缩机等。实践证明，在大型化生产中采用离心式压缩机具有以下几方面优点：（1）排气量大，结构紧凑，机组尺寸小，重量轻，占地面积小。（2）运转平稳可靠，易损件少，连续运转时间长，机器利用率高，操作维修费用低。（3）可以做到绝对无油的压缩过程，对于不允许气体带油的某些工艺过程具有重要意义。（4）机器转速高，适宜采用工业汽轮机或燃汽轮机直接驱动，使生产过程中产生的蒸汽、烟气的副产品得以利用，降低产品成本。离心式压缩机存在的缺点表现在以下几方面：（1）目前还不适用于气量太小及压比过高的场合。（2）气量调节的经济性较差，工作流量偏离设计流量时，效率下降幅度较大。（3）离心式压缩机效率一般仍低于活塞式压缩机。我国在五十年代已能制造离心式压缩机，从七十年代初开始又以石油化工厂，大型化肥厂为主，引进了一系列高性能的中、高压力的离心式压缩机，取得了丰富的使用经验，并在对引进技术进行消化、吸收的基础上大大增强了自己的研究、设计和制造能力。2.离心压缩机的种类离心压缩机的种类繁多，根据其性能、结构特点，可按如下几方面进行分类。表2.1离心式压缩机的分类分类方法类型名称结构特点或用途按照机壳数目分单缸型只有一个机壳多缸型具有二个以上机壳按照气体在压缩过程中的冷却次数分单段型气体在压缩过程中不进行冷却多段型气体在压缩过程中至少冷却一次等温型气体在压缩过程中每次都进行冷却按照机壳的剖分方式分水平剖分型机壳被水平剖分为上下两半筒型机壳为垂直剖分的圆筒二、离心压缩机的工作原理汽轮机（或电动机）带动压缩机主轴叶轮转动，在离心力作用下，气体被甩到工作轮后面的扩压器中去。而在工作轮中间形成稀薄地带，前面的气体从工作轮中间的进汽部份进入叶轮，由于工作轮不断旋转，气体能连续不断地被甩出去，从而保持了气压机中气体的连续流动。气体因离心作用增加了压力，并以很大的速度离开工作轮，气体经扩压器逐渐降低了速度，动能转变为静压能，进一步增加了压力。如果一个工作叶轮得到的压力还不够，可通过使多级叶轮串联起来工作的办法来达到对出口压力的要求。级间的串联通过弯道、回流器来实现。这就是离心式压缩机的工作原理。离心压缩机的结构和工作原理与离心泵相似，都是依靠高速旋转的叶片推动流体流动，从而增加流体的动能和压力能。但是离心压缩机压缩的是气体介质，其介质密度小，所产生的离心力小，因而依靠离心力作功获得的能量较少。为使气体获得更多的能量以提高气体的压力，离心式压缩机都采用很高的转速。转速往往高达每分钟近万转或每分钟一万转以上。转速越高，压缩机流通内气体的流速也就越高。这些使离心压缩机的结构有其特点，设计制造要求比普通离心泵更为严格、难度更大。三、离心压缩机的结构离心式压缩机本体结构由转子及定子两大部分组成，结构如图2-4所示。转子包括主轴及固定在轴上的叶轮、轴套、平衡盘、推力盘和联轴节等零部件。定子则由气缸和定位于缸体上的各种隔板以及轴承等零部件组成。在转子与定子之间需要密封气体之处还设有密封元件。有的压缩机，气体从气缸中间排出，到缸外进行冷却后，再回到气缸内继续进行压缩，有一次这样中间排出又返回的称为二段压缩，有的压缩机一缸可以有几个这样的段。下面将对离心式压缩机主要部件的基本结构和作用进行介绍。1.吸入室2.叶轮3.扩压器4.弯道5.回流器6.蜗壳7、8.轴端密封9.支持轴承10.止推轴承11.卡环12.机壳13.端盖14.螺栓15.推力盘16.主轴17.联轴器18轮盖密封19.隔板密封20.隔板图2-4离心式压缩机纵剖面结构图1.主轴主轴是起支持旋转零件及传递扭矩作用的。转子上的各零部件红套在主轴上，随主轴高速旋转。过盈装配不仅是传递扭矩需要，还是为了防止转动部件在旋转时由于离心力的作用而松动。另外，主轴与叶轮、平衡盘、推力盘等部件间还设有键，起到放松作用。各转子零部件在主轴上的定位是靠轴肩、定距套、锁进螺母及卡环来实现的。根据主轴的结构形式分为阶梯轴和光轴两种。2.叶轮叶轮又称工作轮，是压缩机转子上最主要的部件，叶轮随主轴高速旋转，对气体作功。气体在叶轮叶片的作用下，跟着叶轮作高速旋转，受旋转离心力的作用以及叶轮里的扩压流动，在流出叶轮时，气体的压力、速度和温度都得到提高。它是压缩机中唯一的作功部件。按结构形式叶轮分为开式、半开式和闭式三种。开式叶轮（见图2-5）结构最简单，仅由轮毂和径向叶片组成。在叶轮上，叶片槽道两个侧面都是敞开着的，气体通道是由叶片槽道和与叶片前后有一定间隙的机壳形成的。这种通道对气体流动不利，使气体流动损失很大，此外，在叶轮和机壳之间引起的摩擦鼓风损失也最大，故这种叶轮的效率最低，在压缩机中很少被采用。半开式叶轮（见图2-6）叶片槽道一侧被轮盘封闭，另一侧敞开，改善了气体通道，减少了流动损失，提高了效率。但是，由于叶轮侧面间隙很大，有一部分气体从叶轮出口倒流回进口，内泄漏损失大。此外，叶片两边存在压力差，使气体通过叶片顶部从一个槽道潜流向另一个槽道，因而这种叶轮效率仍不高。闭式叶轮由轮盖、轮盘和叶片组成。这种叶轮对气体流动有利。轮盖处装有气体密封，减少了内泄漏损失。叶片槽道间潜流引起的损失也不存在，因此效率比前两种叶轮都高。另外，叶轮侧面和定子间隙也不像半开式叶轮那样要求严，可以适当放大，使检修时拆装方便。这种叶轮在制造上虽较前两种复杂，但有较高的效率和其他优点，故在工业压缩机中得到广泛应用。图2-5开式叶轮图2-6半开式叶轮3.平衡盘在多级离心式压缩机中因每级叶轮两侧的气体作用力大小不等，使转子受到一个指向低压端的合力，这个合力即称为轴向力。轴向力对于压缩机的正常运行是有害的，容易引起止推轴承损坏，使转子向一端窜动，导致动件偏移与固定元件之间失去正确的相对位置，情况严重时，转子可能与固定部件碰撞造成事故。平衡盘是利用它两边气体压力差来平衡轴向力的零件。如图2-7所示，平衡盘位于高压端，它的一侧压力是末级叶轮盘侧间隙中的压力，另一侧通向大气或进气管，通常平衡盘只平衡一部分轴向力，剩余轴向力由止推轴承承受，在平衡盘的外缘需安装气封，用来防止气体漏出，保持两侧的差压。轴向力的平衡也可以通过叶轮的两面进气和叶轮反向安装来平衡。图2-7平衡盘装置4.推力盘由于平衡盘只平衡部分轴向力，其余轴向力通过推力盘传给止推轴承上的止推块，构成力的平衡，推力盘与推力块的接触表面，应做得很光滑，在两者的间隙内要充满合适的润滑油，在正常操作下推力块不致磨损，在离心压缩机起动时，转子会向另一端窜动，为保证转子应有的正常位置，转子需要两面止推定位，其原因是压缩机起动时，各级的气体还未建立，平衡盘二侧的压差还不存在，只要气体流动，转子便会沿着与正常轴向力相反的方向窜动，因此要求转子双面止推，以防止造成事故。5.联轴器由于离心压缩机具有高速回转、大功率以及运转时难免有一定振动的特点，所用的联轴器既要能够传递大扭矩，又要允许径向及轴向有少许位移，联轴器分齿型联轴器、膜片联轴器和盘膜联轴器等，目前常用的是膜片式联轴器，该联轴器具有无油润滑、无磨损、热补偿性好、自动对中性好等特点。6.气缸气缸是压缩机的壳体，又称机壳。由壳身和进、排气室构成，气缸上，装有隔板、密封体、轴承体等零部件。对它有如下要求：(1)有足够的强度以承受气体的压力；(2)法兰结合面应严密，保证气体不向机外泄漏；(3)有足够的刚度，以免变形。6.1气缸的形式离心式压缩机气缸可分为水平剖分型和垂直剖分型(又称筒型)两种。气体压力比较低(一般低于5MPa)的多采用水平剖分型气缸，气体压力较高或易泄漏的，要采用筒型缸体。水平剖分型气缸有一个中分面，将气缸分为上下两半，分别称为上、下气缸，在中分面处用螺栓把法兰连接在一起。法兰结合面应严密，保证不漏气。一般进、排气接管或其他气体接管都装在下气缸，以便拆卸时起吊上气缸方便。打开上气缸，压缩机内零部，如转子、隔板、迷宫密封等都容易进行拆装。垂直剖分型气缸适应于中高压压缩机。如图2-4，气缸是一个圆筒，两端分别有端盖板，用螺栓把紧。隔板有水平剖分面，隔板之间有止口定位，形成隔板束。转子装好后放在下隔板束上，盖好上隔板束，隔板中分面法兰用螺栓把紧，隔板束件可用贯穿螺栓连起来，推入筒型缸体安置好后，贯穿螺栓可以卸掉。为了导向和防止隔板束转动，在气缸下部设有纵向键。轴承座可以和端盖板做成一个整体，易于保持同心，也可以分开制造，再用螺栓连接。和水平剖分型缸体比较起来，筒型缸体具有以下优点：第一，筒型缸体强度高；第二，筒型缸体泄漏面小，气密性好；第三，筒型缸体的刚性比水平剖分型好，在相同条件下变形小。筒型缸体的最大缺点是拆卸困难，检修不便。6.2气缸的固定原则气缸固定在机座上，压缩机在启动、停机和运行中负荷变化时，气缸各部分温度都会发生变化而引起相应的膨胀和收缩。如果膨胀和收缩不能合理、自由地进行，就可能引起气缸、轴承座的部件的变形，使中心对中偏差加大，振动加剧；同时引起压缩机内的间隙变化，造成动、静部分碰伤或者效率降低。因此气缸固定必须考虑到膨胀和收缩问题，要求气缸合理地自由伸缩。通常在气缸、轴承座和机座之间装设轴向键和水平横向键。有的压缩机采用挠性板支撑系统，不设轴向键。如图2-8所示，A为轴向键，B为水平横向键，气缸可以沿图中箭头所示方向自由膨胀和伸缩，而不会移动或旋动。图中A-A和B-B的空间交点E是不动点，常称为气缸的死点。键和机座之间应紧配，而键与气缸键槽、气缸猫抓螺钉与螺钉孔间及螺帽垫圈下均应留有足够的间隙，以使气缸伸缩。图2-8气缸机座滑键的布置在气缸固定时，要特别注意气体管道与气缸的柔性连接，以保证不因管道的收缩影响气缸的定位。7.隔板隔板形成固定元件的气体通道，根据隔板在压缩机中所处的位置，隔板有4种类型：进气隔板、中间隔板、段间隔板和排气隔板。

进气隔板和气缸形成进气室，将气体导流到第一级叶轮人口，对于采用可调预旋的压缩机，在进气隔板上还要装设可调导叶，以改变气体流向第一级叶轮的方向角。中间隔板的任务有二：一是形成扩压器，二是形成弯道（与气缸一起）和回流器。段间隔板是指在分段叶轮对置的压缩机中分隔两段的排气口。排气隔板除了与末级叶轮前隔板形成扩压器外，还要与气缸形成排气室（蜗壳）。(1)扩压器：气体从叶轮流出时，它仍具有较高的流动速度。为了充分利用这部分速度能，以提高气体的压力，在叶轮后面设置了流通面积逐渐扩大的扩压器。扩压器一般有无叶、叶片、直壁形扩压器等多种形式。无叶扩压器通常是由两个平行壁面组成的环形通道，气体在无叶扩压器中按一定方向角作对数螺旋线轨迹运动，随扩压器直径的增大流道面积增大、达到使气体降速增压的目的，其结构如图2-9所示；叶片扩压器是在环形通道内装有叶片，如图2-10所示。由于叶片的导流作用，气流降低速度快，与无叶扩压器相比，具有扩压程度大而尺寸小的优点；另一种特殊的叶片扩压器，叫直壁扩压器，其扩压器叶片前一小段形成接近对数螺旋线的曲壁通道，后一段是接近直线的直壁通道，这种扩压器中叶片的形成与一般叶片扩压器不同，它是由所需的通道形式来确定通道的两个壁面，由相邻两通道的侧壁构成叶片。这种扩压器看成是一个单独通道，故又称为通道形扩压器。由于这种扩压器的通道数仅为4~12个．也称为少通道扩压器，如图2-11所示，其弯道和回流器连成一个整体。图2-9无叶扩压器图2-10叶片扩压器图2-11直壁扩压器图2-12弯道和回流器(2)弯道：弯道是由机壳和隔板构成的弯环形空间，位于扩压器之后，其作用是为使气体进入下一级叶轮，将扩压出口流出的离心流动的气体作180°的转向，变为向心流动。(3)回流器：在弯道后面连接的通道就是回流器，回流器的作用是使气流按所需的方向均匀地进入下一级，它由隔板和导流叶片组成。导流叶片通常是圆弧的，可以和气缸铸成一体也可以分开制造，然后用螺栓连接在一起。弯道和回流器如图2-12。(4)蜗壳：蜗壳的主要目的是把扩压器后面或叶轮后面流出的气体汇集起来引出压缩机，由于蜗壳外径的不断增大和流通截面的渐渐扩大，也使气流起到了一定的降速扩压作用。蜗壳的截面形状有圆形、犁形、梯形和矩形等。蜗壳可以直接与叶轮出口连通(图2-13(b))，也有的气体先进扩压器再到蜗壳(图2-13(a))。有些蜗壳做成不对称的内蜗壳形式(图2-13(c))。图2-13蜗壳的结构形式8.密封为了减少气体通过转子与固定元件间的间隙的漏气量，需要采用密封装置。离心压缩机密封分内密封和外密封两种。内密封的作用是防止气体在级间倒流，如轮盖处的轮盖密封，隔板和转子间的隔板密封。外密封是为了减少和杜绝机器内部的气体向外泄露，或外界空气窜入机器内部而设置的，如轴端密封。离心压缩机中密封种类很多，常用的有以下几种：1）迷宫密封迷宫密封目前是离心压缩机用得较为普遍的密封装置，用于压缩机的外密封和内密封。迷宫密封的气体流动(见图2-14)，当气体流过梳齿形迷宫密封片的间隙时，气体经历了一个膨胀过程，压力从P1降至右端的P2，这种膨胀过程是逐步完成的，当气体从密封片的间隙进入密封腔时，由于截面积的突然扩大，气流形成很强的旋涡，使得速度几乎完全消失，密封面两侧的气体存在着压差，密封腔内的压力和间隙处的压力一样，按照气体膨胀的规律来看，随着气体压力的下降，速度应该增加，温度应该下降，但是由于气体在狭小缝隙内的流动是属于节流性质的，此时气体由于压降而获得的动能在密封腔中完全损失掉，而转化为无用的热能，这部分热能转过来又加热气体，从而使得瞬间刚刚随着压力降落下去的温度又上升起来，恢复到压力没有降低时的温度，气流经过随后的每一个密封片和空腔就重复一次上面的过程，一直到压力P2为止。由此可见迷宫密封是利用节流原理，当气体每经过一个齿片，压力就有一次下降，经过一定数量的齿片后就有较大的压降，实质上迷宫密封就是给气体的流动以压差阻力，从而减小气体的通过量。图2-14迷宫密封的气体流动图常用的迷宫密封有以下几种。(1)平滑型见图2-15，轴作成光轴，密封体上车有梳齿或者镶嵌有齿片，结构简单。(2)曲折型见图2-16，为了增加每个齿片的节流降压效果，发展了曲折型的迷宫密封，密封效果比平滑形好。(3)台阶型见图2-17，这种型式的密封效果也优于平滑形，常用于叶轮轮盖的密封，一般有3~5个密封齿。(4)蜂窝型见图2-18，这种密封加工工艺复杂，但密封效果好，密封片结构刚度大。图2-15平滑型迷宫密封图2-16曲折型迷宫密封图2-17台阶型迷宫密封图2-18蜂窝型迷宫密封2）油膜密封，即浮环密封浮环密封的原理是靠高压油在浮环与轴套之间形成油膜而产生节流降压，阻止机内与机外的气体相通。浮环密封既能在环与轴的间隙中形成油膜，环本身又能自由径向浮动。图2-19为浮环密封的结构简，它由几个浮动环组成，浮环能在轴上上、下浮动，但受销钉限制不能随轴转动。浮环密封需要专门的密封液，一般为润滑油。封油从进油口注入，通过浮环和轴之间的间隙，沿轴向左右两端流动。封油压力仅比轴封前机内气体压力高约0.05MPa左右，所以向机内泄漏的封油量很少。流至高压侧的封油与气混合，排出到油气分离器，经分离后封油继续使用。流到低压侧(即大气侧)的封油没有被气体污染，可以回油箱循环使用。浮环密封利用了轴承工作原理，当轴转动且有封油存在时，磨得很光的浮环端面，在压力油和弹簧作用下紧贴在L形固定环上，防止泄漏。同时因浮环不能转动，环与轴之间形成油楔。油的流体动压将浮环托起，轴与环之间形成油膜，不仅避免了轴和环的直接接触磨损，且又阻止了机内气体的外漏。由于轴与环的间隙很小，也大大降低了封油的泄漏量。一般高压侧浮环只有一个，低压侧浮环数量由介质压力与大气压力的压差而定，压差大时则用两个甚至三个浮环。浮环密封安全可靠，在离心压缩机上使用比较广泛。但是这种密封有一套较复杂的压力控制系统，包括封油循环系统、高位罐及控制仪表等。加前所述，该系统应严格控制封油压力。图2-19浮环密封结构简图3）机械密封压缩机用的机械密封与一般泵用的机械密封的不同点，主要是转速高，线速度大，PV值高，摩擦热大和动平衡要求高等。因此，在结构上一般将弹簧及其加荷装置设计成静止式而且转动零件的几何形状力求对称，传动方式不用销子、链等，以减少不平衡质量所引起的离心力的影响，同时从摩擦件和端面比压来看，尽可能采取双端面部分平衡型，其端面宽度要小，摩擦副材料的摩擦系数低，同时还应加强冷却和润滑，以便迅速导出密封面的摩擦热。4）干气密封图2-20螺旋槽面干气密封结构图随着流体动压机械密封技术的不断完善和发展，螺旋槽面气体动压密封即干气密封在石化行业得到了广泛的应用。相对于封油浮环密封干气密封具有较多的优点：省去密封油系统及排除一些相关的常见问题，泄漏量少、磨损小、使用寿命长、能耗低、操作简单可靠。现已广泛用于石化行业的离心压缩机中。图2-20螺旋槽面干气密封结构图图2-20所示为螺旋槽面干气密封的示意图。它由动环1、静环2、弹簧4、O形环3、5、8，组装套7及轴6组成。图2-21所示为动环表面精加工出螺纹槽而后研磨、抛光的密封面。一般来讲螺旋槽深度约2.5~10μm，密封环表面平行度要求很高，需小于1μm，螺旋槽形状近似对数螺旋线。图2-21螺旋槽动环密封面如图2-21所示，当动环旋转时将密封气周向吸入螺旋槽内，由外径朝向中心，径向方向朝着密封堰流动，而密封堰起着阻挡气体流向中心的作用，于是气体被压缩引起压力升高，此气体膜层压力企图推开密封，形成要求的气膜。此平衡间隙或膜厚h典型值为3μm。这样，被密封气体压力和弹簧力与气体膜层压力配合好，使气膜具有良好的弹性既气膜刚度高，形成稳定的运转并防止密封面相互接触，同时具有良好刚度的气膜可有效的限制泄漏量。图2-21螺旋槽动环密封面干气密封作用力情况见图2-22，在正常运转条件下该密封的闭合力（弹簧和气体作用力）等于开启力（气膜作用力），当受到外力干扰，间隙减小，则气体剪切率增大，螺旋槽开启间隙的效能增加，开启力大于闭合力，恢复到原间隙，若受到外扰间隙增大，则间隙内膜压下降，开启力小于闭合力，密封面合拢恢复到原间隙。图2-22干气密封作用力图干气密封的类型可分成单列密封、串联密封、双列对置密封和三列密封等。和浮环油膜密封比较，干气体密封不需要复杂的辅助系统。只需要提供简单的控制系统以监测密封的情况和自动停车的情况。图2-23所示为一典型的干气体密封辅助系统。洁净的密封气（可以是工艺气，也可以是外设的氮气）以高于压缩机内被封工艺气体的压力由入口1注入到密封装置，用以阻止压缩机工艺气体渗漏。在两侧干气密封面间泄漏的工艺介质气和隔离气的混合气经过压力开关PSM(PAM)、限流孔板3和流量计4后，排放到主空口，去火炬系统。隔离气（氮气）由入口2注入，用以保护密封部件免受污染和阻止工艺气体泄漏，而靠近压缩机外部的密封泄漏气体主要为极少量的缓冲气体，经次放空口5放空。压缩机油泵运行前，必须将隔离气体（氮气）引入到干气密封装置，以防止密封部件和油接触。压缩机使用前，一般先注入洁净的氮气启动和保护密封面，在压缩机投入正常运行前，置换来自压缩机出口的工艺气，工艺气必须经过过滤器过滤。干气密封的支持系统控制部件及管线远不及常规液体密封安装的那么复杂和昂贵，通常具有如下特点：①气源与支持系统工程简单；②操作时无磨损，密封寿命可达数年；③工艺气体漏损率低，且工艺介质不会被污染；④对转子轴向或径向移动不敏感，⑤对密封的气体性能相对来说不敏感；⑥低动力消耗，约为机械接触式密封的l/20左右。图2-23干气密封的辅助系统9.轴承离心式压缩机有径向轴承和推力轴承。径向轴承的作用是承受转子重量和其他附加径向力，保证转子转动中心和气缸中心一致，并在一定转速下正常旋转。止推轴承的作用是承受转子的剩余轴向力，限制转子的轴向窜动，保持转子在气缸中的轴向位置。离心压缩机一般采用油膜滑动轴承，它是依靠轴颈（或止推盘）本身的旋转，把润滑油带入轴颈（或止推盘）与轴瓦之间，形成楔状油膜，受到负荷的挤压建立起油膜压力以承受载荷。(1)径向轴承径向轴承主要由轴承座、轴承盖、轴瓦等组成。轴承座：是用来放置轴瓦的，可以与气缸铸在一起，也可以单独铸成后支持在机座上，转子加给轴承的作用力最终都要通过它直接或间接地传给机座和基础。轴承盖：盖在轴瓦上，并与轴瓦保持一定的紧力，以防止轴承跳动，轴承盖用螺栓紧固在轴承座上。轴瓦：用来直接支承轴颈，轴瓦圆表面浇巴氏合金，由于其减摩性好，塑性高，易于浇注和跑合，在离心压缩机中广泛采用。在实际中，为了装卸方便，轴瓦通常是制成上下两半，并用螺栓紧固，目前使用巴氏合金厚度通常在1~2mm。润滑油从轴承侧表面的油孔进入轴承，在进入轴承的油路上，安装一个节流孔板，借助于节流孔板直径的改变，就可以调节进入轴承油量的多少，在轴瓦的上半部内有环状油槽，这样使得润滑油能更好地循环，并对轴颈进行冷却。离心压缩机采用最早和普遍的是圆瓦轴承（图2-24），后来逐渐采用椭圆瓦轴承、多油楔轴承，目前大型机组多采用可倾瓦轴承（图2-25）。可倾瓦轴承由多块瓦组成，瓦块可以摆动，在工况变化时能形成最佳油膜，抗振性好，不容易产生油膜振荡。如图2-25，五块可倾瓦沿轴颈圆周均匀分布，其中一块在轴颈下方，以便停车时支撑支撑轴颈及冷态时找正。为保证运行中适应速度、负载的变化，瓦块在瓦壳上自由摆动，形成最佳油膜。图2-24圆瓦轴承(2)推力轴承推力轴承与径向轴承一样，也是分上下两半，中分面有定位销，并用螺栓连接，球面壳体与球面座间用定位套筒，防止相对转动，由于是球面支承或可根据轴挠曲程度而自动调节，推力轴承与推力盘一起作用，安装在轴上的推力盘随着轴转动，把轴传来的推力压在若干块静止的推力块上，在推力块工作面上也浇铸一层巴氏合金，推力块图2-25径向可倾瓦轴承厚度误差小于0.01~0.02mm。离心压缩机中广泛采用米切尔式止推轴承和金斯泊雷式止推轴承。米切尔式是止推块直接与基环接触，是单层的；金斯伯雷轴承（图2-26）是止推块1下有上水准快2、下水准快3，然后才是基环4，相当于三层叠起来。金斯伯雷轴承的特点是载荷分布均匀、调节灵活，能补偿转子的不对中、偏斜，但轴向尺寸长、结构复杂。图2-25金斯泊雷式止推轴承离心压缩机在正常工作时，轴向力总是指向低压端，承受这个轴向力的推力块称为主推力块。在压缩机起动时，由于气流的冲力方向指向高压端，这个力使轴向高压端窜动，为了防止轴向高压端窜动，设置了另外的推力块，这种推力块在主推力块的对面，称为副推力块。推力盘与推力块之间留有一定的间隙，以利于油膜的形成，此间隙一般在0.25~0.35mm以内,最主要的是间隙的最大值应当小于固定元件与转动元件之间的最小轴向间隙,这样才能避免动、静件相碰。润滑油从球面下部进油口进入球面壳体，再分两路，一路经中分面进入径向轴承，另一路经两组斜孔通向推力轴承，进推力轴承的油一部分进入主推力块，另一部分进入副推力块。四、离心压缩机的调节压缩机常按一种工况条件设计，实际却往往要在非设计条件下运行。工况改变了，压缩机的性能也将随之变化，这时就需要改变压缩机的运行工况以适应变化了的运行条件，满足使用要求。1.流量特性1.1一般特点运行中压缩机的运行工况常常发生变化。为了反映不同工况下压缩机的性能，通常把在一定进气状态下对应各种转速、进气流量与压缩机的排气压力（或压比）、功率及效率的关系用曲线形式表示出来，这些曲线就称为压缩机的流量特性线或性能曲线。如图2-26，所示是一台离心式压缩机排气压力-流量、功率-流量的性能曲线。压缩机性能曲线通常在试验台通过试验获得，也可以以级的性能曲线为依据通过计算方法得到。压缩机性能曲线是压缩机变动工况性能的图像表示，它清晰地表明了各种工况下的性能、稳定工作范围等，是操作运行、分析变工况性能的重要依据。图2-26离心压缩机的性能曲线纵观压缩机性能曲线，可以看出如下一般特点：(1)转速一定，流量减少，压力比增加。起先增加很快，当流量减少到一定值开始，压比增加的速度放慢，有的压缩机级的特性压比随流量减少甚至还要减少。(2)流量进一步减少，压缩机的工作会出现不稳定，气流出现脉动，振动加剧，伴随着吼叫声，这个现象称为喘振现象，这个最小流量称为喘振流量。因此，特性线上标明最小流量限制，当然，每个转速线下都有一个喘振流量，不同转速下喘振流量工况点的连线称为喘振线。(3)在增大流量时也会有限制，转速不变的情况下，流量加大到某个最大值时，压比和效率垂直下降，出现所谓“阻塞现象”。(4)转速越高，特性线越陡，这主要是由于转速高，气流马赫数就高。因而流量变化引起的损失增加就大，从而使得特性线变陡。(5)多级压缩机特性线比单级特性线陡，同理，压缩机段的特性线叠加后得到整机特性线要比段的特性线陡，稳定工作范围小。1.2工作条件变化的影响(1)进气温度：在转速和体积流量不变的情况下，进气温度升高，质量流量减少，压比降低，功率降低。(2)进气分子量：在转速和体积流量不变的情况下，分子量增加，质量流量增加，压力比升高，功率增加。(3)进气压力：在转速和体积流量不变的情况下，进气压力增加，质量流量增加，压力比基本不变，功率增加。2.管网特性曲线离心式压缩机的工况点都表现在其特性曲线上，而且压力与流量是一一对应的。但究竟将稳定在哪一工况点工作，则要与压缩机的管网系统联合决定。压缩机在一定的管网状态下有一定的稳定工况点，而当管网状态改变，压缩机的工况也将随之改变。所谓管网，一般是指与压缩机连接的进气管路、排气管路以及这些管路上的附件及设备的总称。但对离心式压缩机来说，管网只是指压缩机后面的管路及全部装置。因为这样规定后，在研究压缩机与其管网的关系时就可以避开压缩机的进气条件将随工况变化的问题，使问题得到简化。图2-27表示压缩机与排气系统中第一个设备相连的示意图，排气管上有调整阀门。为了把气体送入内压力为Pr的设备去，管网始端的压力（称为压缩机出口的背压）Pe为：Pe=Pr＋△P=Pr＋AQ2（1）式中△P包括管网中的摩擦损失和局部阻力损失，A为总阻力损失的计算系数。P=Pr+AQP=Pr+AQ2P=PrP=PrP=AQP=AQ2Q图2-27管网性能曲线将式（1）表示在图2-27上，即为一条二次曲线，它是管网端压与进气量的关系曲线，称为管网性能曲线。管网性能曲线实际上相当于管网的阻力曲线，此曲线的形状与容器的压力及通过管路的阻力有关。当从压缩机到容器的管网很短、阀门全开，因而阻力损失很小时，管网特性曲线几乎是一水平线，如线1。当管路很长或阀门关小时，阻力损失增大，管网性能曲线的斜率增加，于是变成线2所示。阀门开度愈小，曲线变得愈陡，如线3。如果容器中压力下降，则管网性能曲线将向下平移；当Pr为常压时，管网性能曲线就是线4，可见管网的性能曲线是随管网的压力和阻力的变化而变化的，3.离心压缩机的工作点当离心压缩机向管网中输送气体时，如果气体流量和排出压力都相当稳定（即波动甚小），这就是表明压缩机和管网的性能协调，处于稳定操作状态。这个稳定工作点具有两个条件：一是压缩机的排气量等于管网的进气量；二是压缩机提供的排压等于管网需要的端压。所以这个稳定工作点一定是压缩机性能曲线和管网性能曲线交点，因为这个交点符合上述两个相关条件。为了便于说明，把容积流量折算为质量流量G。图2-28中线1为压缩机性能曲线，线2为管网性能曲线，两者的交点为A点。假设压缩机不是在A点而是在某点A1工况下工作，由于在这种情况下，压缩机的流量G1大于A点工况下的G0，在流量为G1的情况下管网要求端压为PB1，比压缩机能提供的压力PA1还大△P，这时压缩机只能自动减量（减小气体的动能，以弥补压能的不足）；随着气量的减小，其排气压力逐渐上升，直到回到A工况点。假设不是回到工况点A而是达到工况点A2，这时压缩机提供的排气压力大于管网需要的压力，压缩机流量将会自动增加，同时排气压力则随之降低，直到和管网压力相等才稳定，这就证明只有两曲线的交点A才是压缩机的稳定工况点。图2-28离心压缩机的稳定工况点4.非稳定工况当离心式压缩机的流量减少或增加到一定值时都会出现气流不稳定工况，因而相应地有最大流量限和最小流量限，大量理论研究和实验表明，压缩机的气流不稳定工况总是与通流部分各元件气流的严重脱离密切相关的。压缩机运行中出现不稳定工况，性能将大大恶化，在喘振下运行会出现严重的振动，机器不能正常工作，甚至被破坏。4.1阻塞工况压缩机在某转速下运行，转速不变，增加流量，当流量增加到某个值时，压缩机性能急剧恶化，不能再继续增加流量或提高排气压力。这可能有两种情况：第一，在压缩机内流道中某个截面气流达到临界状态，进一步加大流量成为不可能，多发生在高转速；第二，流量增加，损失增加太多，叶轮对气体做的功只能用来克服流动损失，而不能提高气体的压力，多发生在低转速。这就是压缩机的阻塞。阻塞流量可以通过试验和计算来确定。在试验时，加大流量，使压缩机性能开始急剧恶化的流量就可认为是阻塞流量，压比-流量特性线几乎成垂直下降形式。一般压缩机特性线上阻塞流量限都不明显标明。为确保运行稳定，可以根据特性线的形状大致规定最大流量限制，也可以以设计工况为依据规定出一定的范围。4.2喘振工况当离心压缩机流量小到足够时，会在整个扩压器流道中产生严重的旋转失速，压缩机出口压力突然下降，使管网的压力比压缩机出口压力高，迫使气流倒回压缩机，一直到管网压力下降到低于压缩机出口压力时，压缩机又开始向管网供气，压缩机恢复正常工作。当管网压力又恢复到原来压力时，流量仍小于喘振流量，压缩机又产生严重的旋转失速，出口压力下降，管网中的气流又倒流回压缩机。如此周而复始，使压缩机的流量和出口压力周期性的大幅波动，引起压缩机强烈的气流波动，这种现象就称为压缩机的喘振。一般管网容量大，喘振振幅就大，频率就低，反之，管网容量小，振幅就小、频率就高。喘振现象通常具有如下宏观特征：(1)压缩机工作极不稳定(2)喘振有强烈的周期性气流噪声，出现气流吼叫声。(3)机器强烈振动，机体、轴承等振幅急剧增加。4.2.1引起喘振的原因实际运行中引起喘振的原因很多。从外部条件来分析，即从压缩机与管网的联合运行来分析，管网流量、阻力的变化与压缩机工作不协调应是引起压缩机喘振的重要原因。这种工作的不协调可以分为两点：第一，压缩机的流量等于或小于喘振流量；第二，压缩机排气压力低于管网气体压力。因为联合运行点是由压缩机特性线和管网特性线共同决定的，如果联合运行点落在压缩机特性线的喘振区时就会出现喘振。实际运行中引起运行点变化的情况很多，凡是运行中使压缩机特性线下移（如进气压力降低、进气温度升高、进气分子量减少等）或管网特性线上移，或者两者同时发生，或减量过多，使联合运行点落人喘振区的都会引起压缩机喘振。开车过程中升速、升压不协调，如升压太快，降速、降压不协调，如降速太快都可能引起压缩机喘振。对高压比压缩机首末级容积流量差很大，前面流道宽而后面流道很窄，开车时（升速过程）各级排气压力都不高，当转速升高到某个转速时，前面级容积流量已足够大，而后面的级有可能排不出去，形成对中间级的阻塞，压力升高，造成对这些级的背压超过该转速下的喘振点的压力而引起机器的喘振。4.2.2喘振实例分析当压缩机的性能曲线与管网性能曲线两者或两者之一发生变化时，交点就要变动，也就是说压缩机的工况将有变化，从而出现变工况操作。离心压缩机的特性曲线（ε-Q）与压缩机的转速、介质的性质及进气状态有关。性能曲线的变化如图2-29所示。图2-29性能曲线的变化离心压缩机的变工况有时并不是在人们有意识的直接控制下（例如调节阀门等）发生的，而是间接地接受到生产系统乃至驱动机的意外干扰而发生。化工厂离心式压缩机经常发生意料之外的喘振，举例如下。图2-30离心压缩机性能变化造成喘振的情况a.某压缩机原来进气温度为20℃，工作点在A点（见图2-30a），因生产中冷却器出了故障，使来气温度剧增到60℃，这时压缩机突然出现了喘振。究其原因，就是因为进气温度升高，使压缩机的性能曲线下移，由线1下降为1’，而管网性能曲线未变，压缩机的工作点变到A’点，此点如果落在喘振限上，就会出现喘振。b.某压缩机原在图2-30b所示的A点正常运行，后来由于某种原因，进气管被异物堵塞而出现了喘振。分析其原因就是因为进气管被堵，压缩机进气压力从Pj下降为Pj’使机器性能曲线下降到1’线，管网性能曲线无变化，于是工作点变到A’，落入喘振限所致。c.某压缩机原在转速为n1下正常运行，工况点为A点（图2-30c）。后来因为生产中高压蒸汽供应不足，作为驱动机的蒸汽轮机的转速下降到n2，这时压缩机的工作点A’落到喘振区，因此产生喘振。此外，还有因为气体分子量改变而导致喘振的事例。以上几种情况都是因压缩机性能曲线下移而导致喘振的，管网性能并未改变。有时候则是因为管网性能曲线发生变化（例如曲线上移或变陡）而造成喘振。图2-31管网性能变化造成喘振的情况某压缩机原在A’点工作(见图6-31),后来因为生产系统出现不稳定,管网中压力大幅度上升，管网性能曲线由2上移到线2’（此时压缩机的性能曲线未变），于是压缩机出现了喘振。还有一种类似情况就是当把排气管阀门关得太小时，管网性能曲线变陡，一旦使压缩机的工作点落入喘振区，喘振就突然发生。当某种原因使压缩机和管网的性能都发生变化时，只要最终结果是两曲线的交点落在喘振区内，就会突然出现喘振。譬如说在离心压缩机开车过程（升速和升压）和停车过程（降速和降压）中，两种性能曲线都在逐渐变化，改变转速就是改变压缩机性能曲线，使系统中升压或降压就是改变管网性能曲线。在操作中必须随时注意使两者协调变化，才能保证压缩机总在稳定工况区内工作。4.2.3防止与抑制喘振的方法采用防喘装置是防止和抑制喘振普遍采用的方法。一方面设法在管网流量减少过多时增加压缩机本身的流量，始终保持压缩机在大于喘振流量下运转；另一方面就是控制管网的压力比和压缩机的进、出口压比相适应，而不至于高出喘振工况下的压比。图2-32示意表明，当管网需要的流量Ga减少到压缩机喘振图2-32防喘原理示意流量时，旁通阀打开，让一部分气体回流到入口或放空，使实际通过压缩机的流量为G，大于喘振流量，防止喘振发生。在实际操作中防止压缩机喘振可以从以下几方面入手：防止进气压力低、进气温度高和气体分子量减小等；防止管网堵塞使管网特性改变；在开、停车过程中，升降速度不可太快，并且先升速后升压和先降压后降速；防喘系统在正常运行时应当投入自动。5.离心压缩机的工况的调节压缩机调节的实质就是改变压缩机的工况点，所用的方法从原理上讲就是设法改变压缩机的性能曲线或者改变管网性能曲线两种。具体地说有以下几种调节方式：(1)排气节流调节在压缩机排气管上安装节流阀，控制流量和管网压力，改变阀的开度，就改变管网的阻力特性，也就改变了压缩机的联合运行工况。排气节流调节方法比较简单，但带来附加的节流损失，是不经济的方法，尤其当压缩机性能曲线较陡而且调节的流量（或者压力）又较大时，这种调节方法的缺点更为突出，目前除了风机及小型鼓风机使用外，压缩机很少采用这种调节方法。(2)进气节流调节在压缩机进气管上安装节流阀，通过入口调节阀来调节进气压力。改变了压缩机的进气状态，压缩机性能曲线也就跟着改变，达到调节流量的目的。与排气节流调节相比，进气节流调节的经济性较好。另外，关小进气阀会使压缩机性能曲线向小流量区移动，因而可使压缩机在更小的流量范围内稳定工作。(3)改变转速调节对于汽轮机、燃气轮机等驱动的压缩机采用变转速调节最方便。压缩机的不同转速有与之相对应的特性线，变转速调节就是通过改变转速来适应管网的要求。变转速调节并不引起其他附加损失，只是调节后的新工况点不一定是最高效率点导致效率有些降低而已。所以从节能角度考虑，它最经济，是大型压缩机经常采用的调节方法。(4)变压缩机元件调节通过改变压缩元件的结构尺寸来改变压缩机的特性线，改变联合运行点。离心式压缩机常采用的方法有可转动进口导叶和可调叶片扩压器。五、离心压缩机的常见故障与处理离心式压缩机的性能受吸入压力、吸入温度、吸入流量，进气分子量组成和原动机的转速和控制特性的影响。一般多种原因相互影响发生故障或事故的情况最为常见，现将常见的故障可能的原因和处理措施，列于下面表中。1.压缩机性能达不到要求可能的原因处理措施①设计错误审查原始设计，检查技术参数是否符合要求，发现问题应与卖方和制造厂家交涉，采取补救措施②制造错误检查原设计及制造工艺要求，检查材质及其加工精度，发现问题及时与卖方和制造厂家交涉③气体性能差异检查气体的各种性能参数，如与原设计的气体性能相差太大，必然影响压缩机的性能指标④运行条件变化应查明变化原因⑤沉积夹杂物检查在气体流道和叶轮以及气缸中是否有夹杂物、如有则应清除⑥密封间隙过大检查各部间隙，不符合要求者必须调整2.压缩机流量和排出压力不足可能的原因处理措施①通流量有问题将排气压力与流量同压缩机特性曲线相比较、研究，看是否符合，以便发现问题②压缩机逆转检查旋转方向，应与压缩机壳体上的箭头标志方向相一致③吸气压力低和说明书对照，查明原因④分子量不符检查实际气体的分子量和化学成分的组成，和说明书的规定数值对照，如果实际分子量比规定值为小，则排气压力就不足⑤运行转速比设计转速低检查运行转速，与说明书对照。如转速确实低，应提升原动机转速⑥自排气侧向吸气侧的循环量增大检查循环气量，检查外部配管，检查循环气阀开度，循环量太大时应调整⑦压力计或流量计故障检查各计量仪表，发现问题应进行调校、修理或更换3.排出压力波动可能的原因处理措施①流量过小增大流量，必要时在排出管安上旁通管补充流量②流量调节阀有病检查流量调节阀，发现问题及时解决4.压缩机起动时流量、压力为零可能的原因处理措施①转动系统有毛病，如叶轮键、连结轴等装错或未装拆开检查，并修复有关部件②吸气阀和排气阀关闭检查阀门，并正确打开到适当位置5.流量降低可能的原因．处理措施①进口导叶位置不当检查进口导叶及其定位器是否正常，特别是检查进口导叶的实际位置是否与指示器读数一致，如有不当，应重新调整进口导叶和定位器②防喘阀及放空阀不正常检查防喘振的传感器及放空阀是否正常，如有不当应校正调整，使之工作平稳，无振动摆振，防止漏气③压缩机喘振检查压缩机是否喘振，流量是否足以使压缩机脱离喘振区，特别是要使每级进口温度都正常④密封间隙过大按规定调整密封间隙或更换密封⑤进口过滤器堵塞检查进口压力，注意气体过滤器是否堵塞，清洗过滤器6.气体温度高可能的原因处理措施①冷却水量不足检查冷却水流量、压力和温度是否正常，重新调整水压、水温②冷却器冷却能力下降检查冷却水量，要与冷却器管中的水流速应小于2m／s③冷却管表面积污垢检查冷却器温差，看冷却管是否由于结垢而使冷却效果下降，清洗冷却器管子④冷却管破裂或管子与管板间的配合松动堵塞已损坏管子的两端或用胀管器将松动的管端胀紧⑤冷却器水侧通道积有气泡检查冷却器水侧通道是否有气泡产生，打开放气阀把气体排出⑥运行点过分偏离设计点检查实际运行点是否过分偏离规定的操作点，调整运行工况7.压缩机的异常振动和异常噪音可能的原因处理措施①机组找正精度被破坏，不对中检查机组振动情况，轴向振幅大，振动频率与转速相同，有时为其2倍、3倍……卸下联轴器，使原动机单独转动，如果原动机无异常振动，则可能为不对中，应重新找正②转子不平衡检查振动情况，若径向振幅大，振动频率为n，振幅与不平衡量及n2成正比；此时应检查转子，看是否有污垢或破损，必要时转子重新动平衡③转子叶轮的摩擦与损坏检查转子叶轮，看有无摩擦和损坏，必要时进行修复与更换④主轴弯曲检查主轴是否弯曲，必要时进行校正直轴⑤联轴器的故障或不于衡检查联轴器并拆下，检查动平衡情况，并加以修复⑥轴承不正常检查轴承径向间隙，并进行调整，检查轴承盖与轴承瓦背之间的过盈量，如过小则应加大；若轴承合金损坏，则换瓦⑦密封不良密封片摩擦，振动图线不规律，起动或停机时能听到金属摩擦声。修复或更换密封环⑧齿轮增速器齿轮啮合不良检查齿轮增速器齿轮啮合情况，若振动较小，但振动频率高，是齿数的倍数，噪音有节奏地变化，则应重新校正啮合齿轮之间的不平行度⑨地脚螺栓松动，地基不坚固修补地基，把紧地脚螺栓⑩油压、油温不正常检查各油系统的油压、油温和工作情况，发现异常进行调整；若油温低则加热润滑油⑾油中有污垢，不清洁，使轴承发生磨损检查油质，加强过滤，定期换油。检查轴承，必要时给以更换⑿机内侵入或附着夹杂物检查转子和气缸气流通道，清除杂物⒀机内浸入冷凝水检查压缩机内部，清除冷凝水⒁压缩机喘振检查压缩机运行时是否远离喘振点．防喘裕度是否足够，按规定的性能曲线改变运行工况点，加大吸入量检查防喘振装置是否正常工作⒂气体管道对机壳有附加应力气体管路应很好固定，防止有过大的应力作用在压缩机气缸上；管路应有足够的弹性补偿，以应付热膨胀⒃压缩机附近有机器工作将它的基础、基座互相分离，并增加连结管的弹性⒄压缩机负荷急剧变化调节节流阀开度⒅部件松动紧固零部件，增加防松设施8.压缩机喘振可能的原因．处理措施①运行工况点落入喘振区或距离喘振边界太近检查压缩机运行工况点在特性曲线上的位置，如距喘振边界太近或落入喘振区，应及时脱离并消除喘振②防喘裕度设定不够预先设定好的各种工况下的防喘裕度应控制在1.03～1.50左右，不可过小③吸入流量不足进气阀开度不够，滤芯太脏或结冰，进气通道阻塞，入口气源减少或切断，应查出原因并采取相应措施④压缩机出口气体系统压力超间压缩机减速或停机时气体未放空或未回流，出口逆止阀失灵或不严，气体倒灌，应查明原因，采取相应措施⑤工况变化时放空阀或回流阀未及时打开进口流量减少或转速下降，或转速急速升高时，应查明特性线，及时打开防喘的放空阀或回流阀⑥防喘装置未投自动正常运行时防喘装置应投自动⑦防喘装置或机构工作失准或失灵定期检查防喘装置的工作情况，发现失灵、失准或卡涩，动作不灵，应及时修理调整⑧防喘整定值不准严格整定防喘数值，并定期试验，发现数值不准及时校正⑨升速、升压过快运行工况变化，升速、升压不可过猛、过快，应当缓慢均匀⑩降速未先降压降速之前应先降压，合理操作才能避免发生喘振⑾气体性质改变或气体状态严重改变当气体性质或状态发生改变之前，应换算特性曲线，根据改变后的特性线整定防喘振值⑿压缩机部件破损脱落级间密封、平衡盘密封和“O”型环破损、脱落，会诱发喘振，应经常检查，使之处于完好状态⒀压缩机气体出口管线上逆止阀不灵经常检查压缩机出口气体管线上的逆止阀，保持动作灵活、可靠、以免发生转速降低或停机时气体的倒灌9.机器声音异常可能的原因处理措施①机器损坏停机检查修理②机器运转不稳调节工艺参数，若即时调不过来，可请示停机检查③轴承、密封件摩擦检查轴承、密封件，进行修理或更换④吸入异物停机检查清除10.压缩机漏气可能的原因处理措施①密封系统工作不良检查密封系统元件，查出问题立即修理②“O”型密封环不良检查各“O”型环，发现不良或变质应更换③气缸或管接头漏气检查气缸接合面和各法兰接头，发现漏气及时采取措施④密封胶失效检查气缸中分面和其他部位的密封胶及填料，发现失效应更换⑤密封浮座太软，不能动发现部件腐蚀时，应更换材料，发现密封部分和密封弹簧内部有固体物质时，应分析气体成分⑥运行不正常检查运行操作是否正确，发现问题及时解决⑦密封件破损、断裂、腐蚀、磨损检查各密封环，发现断裂、破损、磨损和腐蚀应查明原因，并采取措施解决11.轴承故障可能的原因处理措施①润滑不正常确保使用合格的润滑油，定期检查，不应有水和污垢进入油中②不对中检查对中情况，必要时应进行校正和调整③轴承间隙不符一合要求检查间隙，必要时应进行调整或更换轴承④压缩机或联轴节不平衡检查压缩机和联轴器，看是否有污物附着或零件缺损，必要时应重新找平衡12.止推轴承故障可能的原因处理措施①轴向推力过大查看联轴器是否清洁，装配时禁止将过大的轴向推力通过原动机联轴器传递到压缩机上②润滑不正常检查油泵、油过滤器和油冷却器，检查油温、油压和油量，检查油的品质，凡不合要求者及时处理13.轴承温度升高可能的原因处理措施①油管不通畅，过滤网堵塞、油量小检查清洗油管路和过滤器，加大给油量②轴承进油温度高增加油冷却器的水量③轴承间隙太小或不均匀刮研轴瓦，调整瓦量④润滑油带水或变质分析化验油质，更换新油⑤轴承侵入灰尘或杂质清洗轴承⑥油冷却器堵塞，效率低清洗油冷却器⑦机组的剧烈振动消除振动的原因⑧止推轴承油楔刮小或刮反更换轴瓦块⑨轴承的进油口节流阀孔径太小，进油量不足适当加大节流圈直径⑩冷油器的冷却水量不足，进油温度过高调节冷油器冷却水的进水量⑾轴衬巴氏合金牌号不对或浇铸有缺陷按图纸规定的巴氏合金牌号重新浇铸⑿轴衬存油沟太小适当加深加大存油沟14.轴位移增大报警可能的原因处理措施①轴向位移仪表失灵检查仪表故障进行处理②止推轴承损坏修理或更换瓦块③机器操作不稳定查明原因，予以排除④安装不良检查轴向位移系统，进行检修和调整⑤油管堵塞，轴瓦进油量小检查清洗油路⑥机器振动，轴瓦温度上升紧急停车，检查修理15.油密封环和密封环故障可能的原因处理措施①不对中和振动参阅振动部分②油中有污物检查油过滤器，更换附有污物的滤芯，检查管路清洁度③密封环间隙有偏差检查间隙，必要时应调整或更换密封环④油压不足检查参比气压力，不得低于最小极限值16.密封系统工作不稳、不正常可能的原因处理措施①密封环精度不够检查密封环，必要时应修理或更换②密封油品质或油温不符合要求检查密封油质，指标不符合要求应更换；检查密封油温，并进行调节③油、气压差系统工作不良检查参比气压力及线路，并调整到规定值；检查压差系统各元件工作情况④密封部分磨损或损坏拆下密封后重新组装，按规定进行修理或更换⑤密封环磨损不一应轻轻研磨轴套、叶轮轮毂等和密封的接触面，并修正成直角⑥浮座的端面有缺口或密封面磨损消除吸入损伤，减少磨损，必要时更换新的⑦浮座的接触不是同样磨损应研磨、修正接触面或更换新的⑧密封环断裂或破坏组装时注意勿损伤，尽量减少空负荷，不能修复时应更换⑨密封面、密封件、“O”型环被腐蚀分析气体性质，更换材质或零件⑩低温操作密封部分结冰如有可能消除结冰，或用干燥氮气净化密封大气⑾计量仪表工作误差检查系统的测量仪表，发现失准应检修或更换17.压缩机叶轮破损可能的原因处理措施①材质不合格，强度不够重新审查原设计和制造所用的材质，如材质不合格应更换叶轮②工作条件不良造成强度下降工作条件不符合要求，由于条件恶劣，造成强度降低，应改善工作条件，使之符合设计要求③负荷过大，强度降低因转速过高或流量、压比太大，使叶轮强度降低造成破坏；禁止严重超负荷或超速运行④异常振动，动、静部分碰撞振动过大，造成转动部分与静止部分接触、碰撞，形成破损，严禁振值过大强行运转；消除异常振动⑤落入夹杂物压缩机内进入夹杂物打坏叶轮或其他部件；严禁夹杂物进入压缩机，进气应过滤⑥浸入冷凝水冷凝水浸入或气体中含水分在机内冷凝，可能造成水击和腐蚀，必须防止进水和积水⑦沉积夹杂物保持气体纯洁，通流部分和气缸内有沉积物应及时清除(8)应力腐蚀和化学腐蚀防止发生应力集中；防止有害成分进入压缩机；做好压缩机的防腐蚀措施18.齿轮增速器声音不正常可能的原因处理措施①由于过载或冲击载荷使齿轮突然断裂(疲劳断裂或载荷集中断裂)修理或更换齿轮；起动时要平稳、缓慢，运行要稳定②齿轮齿面的疲劳点蚀、胶合窘损或塑性变形修理、调整齿轮，严重的更换齿轮③齿轮工作面啮合不良重新安装调整齿轮的啮合④齿轮间隙不适宜重新调整间隙19.齿轮振动加剧可能的原因处理措施①齿轮磨损或损坏调整啮合间隙、或更换齿轮②齿面接触精度差提高加工精度，修整齿面③中心线对中不良重新安装找正④轴瓦间隙太小刮瓦调整⑤润滑不良查明原因予以排除⑥由驱动机或压缩机的振动引起查明原因，消除振源20.齿轮润滑不良可能的原因处理措施①油变质、带水或含有杂质对油进行化学分析，查明原因，换油②供油系统堵塞检查油路系统，进行清洗21.润滑油压力降低可能的原因处理措施①主油泵故障切换检查，修理油泵②油管破裂或连接处漏油检查修理或更换管段③油路或油过滤器堵塞切换，清洗④油箱油位过低加油⑤油路控制系统机构不良检查调整⑥油压自控或压力表失灵检查修理或更换压力表⑦轴承温度突然升高停机检查巴氏合金表面22.油压波动剧烈可能的原因处理措施①油路中混入空气或其他杂质打开放气阀，清除杂质②油压调节阀失灵调接油压调节阀或更换③油压表不良检查、修理或更换④油泵或管路振动剧烈查明原因排除振源23.油冷却器后油温高可能的原因处理措施①冷却水量不足增加冷却循环水量②冷却器结垢，效率低清除污垢③润滑油变质换油④冷却水压力低，水温高增加冷却水压力，加大水量⑤管路故障，冷却水中断检查管路排除故障24.主油泵振动发热或产生噪音可能的原因处理措施①油泵组装不良重新按图组装②油泵与电动机轴不同心重新找正对中③地脚螺栓松动紧固地脚螺栓④轴瓦间隙大调整轴瓦间隙⑤管路脉振紧固或加管卡⑥零件磨损或损坏修理零件或更换⑦溢流阀或安全阀不稳定调整阀门或更换阀门25.油温升高可能的原因处理措施①出口水温高增加冷却循环水量②冷却水量不足增加冷却循环水流量③润滑油系统内有气泡，变质放出油系统中的气体，换油④油冷却器积垢使冷却效果下降检查油冷却器，清除积垢26.润滑油变质可能的原因处理措施①水和压缩机的气体混入润滑油使油混浊或变色检查压缩机的机械密封，查看渗漏是否扩大；检查轴套的“O”型环，发现问题及时解决②油位过高，油发泡停机检查油位，油质不良更换27.润滑油量突然减少可能的原因处理措施①油泵发生故障检查主油泵是否运转；主油泵切换时，辅助油泵是否运转②油泵输入轴处油封漏油检查输入轴处漏油量，必要时更换油封③齿轮箱机械密封处漏油检查机械密封，有问题及时解决28.原动机超负荷可能的原因处理措施①气体分子量比规定值大检查实际分子量，与说明书进行比较②原动机电气方面有毛病检查断路器的热容量和动作状况，检查电压是否降低，检查各相电流差是否在3％以内，发现问题及时解决③原动机、齿轮箱、压缩机等机械缺陷，零件相碰卸开原动机，检查原动机和齿轮箱等设备的轴是否自由，轻快转动；研究润滑油的排出状况，查看有无金属磨损粉末；拆开压缩机体，查看有无接触、刮碰现象④与叶轮相邻的扩压器表面腐蚀，扩压度降低拆机检查．检查扩压器各流道，如有腐蚀应改善材质或提高表面硬度；清扫表面(用金钢砂布擦)，使表面光滑；如叶轮与扩压器相碰，或扩压器变形，应更换⑤叶轮或扩压器变形叶轮或扩压器变形应修复或更换⑥转动部分与静止部分相碰拆开原动机、压缩机和齿轮箱，检查各部间隙并与说明书对照，发现问题及时解决⑦吸入压力高吸入压力高，则重量流量大，功率消耗大，与说明书对照，找出原因并解决第三节往复式压缩机一、概述1、活塞式压缩机的特点活塞式压缩机属于容积式压缩机，适用于中小输气量，排气压力可从低压直至超高压，与其它类型压缩机相比，具有一系列特点：其优点是：(1)不论流量大小，都能得到所需要的压力，排气压力范围广，最高压力可达320MPa（工业应用），甚至700MPa，（实验室中）(2)单机能力为在500m3/min以下的任意流量(3)在一般的压力范围内，对材料的要求低，多采用普通的钢铁材料(4)热效率较高，一般大、中型机组绝热效率可达0.7~0.85左右(5)气量调节时，排气量几乎不受排气压力变动的影响(6)气体的重度和特性对压缩机的工作性能影响不大，同一台压缩机可以用于不同的气体(7)驱动机比较简单，大都采用电动机，一般不调速由于以上优点，活塞式压缩机在工业上获得广泛应用，但此机型也存在一些缺点：结构复杂笨重，易损件多，占地面积大，投资较高，维修工作量大，使用周期较短，但经过努力可以达到8000小时以上转速不高，机器体积大而重，单机排气量一般小于500m3/min机器运转中有振动排气不连续，气流有脉动，容易引起管道振动，严重时往往因气流脉动、共振而造成管网或机件的损坏流量调节采用补助容积或旁路阀，虽然简单、方便、可靠，但功率损失大，在部分载荷操作时效率降低用油润滑的压缩机，气体中带油需要脱除（7）大型工厂采用多台压缩机组时，操作人员多或工作强度较大2、活塞式压缩机的种类活塞式压缩机型式多样，大体可按以下几种方式分类按排气压力分类低压压缩机0.2<P<0.98MPa中压压缩机0.98~9.8MPa高压压缩机9.8~98.0MPa越高压压缩机>98.0MPa按消耗功率分类微型压缩机<10KW小型压缩机10~100KW中型压缩机100~500KW大型压缩机>500KW按排气量分类微型压缩机<1m3/min小型压缩机1~10M3/min中型压缩机10~60m3/min大型压缩机>60M3/min按气缸中心线的相对位置分类立式：气缸中心线与地面垂直卧式：气缸中心线与地面平行，其中包括一般卧式、对置式和对动式（对置平衡式）角度式：气缸中心线彼此成一定角度，其中包括L型、V型、W型、扇型和星型等按活塞在气缸内作用情况分类单作用式：气缸内仅一端进行压缩循环双作用式：气缸内两端都进行同一级次的压缩循环级差式：气缸内一端或两端进行两个或两个以上不同级次的压缩循环按压缩机级数分类单级压缩机：气体经一级压缩达到排气压力两级压缩机：气体经两级压缩达到排气压力多级压缩机：气体经三级以上达到排气压力按压缩机列数分类单列压缩机：气缸配置在机身一侧的一条中心线上双列压缩机：气缸配置在机身一侧或两侧的两条中心线上多列压缩机：气缸配置在机身一侧或两侧两条以上中心线上3、活塞压缩机的基本组成活塞式压缩机系统由驱动机、曲轴、连杆、十字头、活塞杆、气缸、活塞环、填料、气阀、冷却器、和油水分离器等所组成。驱动机驱动曲轴旋转，通过连杆、十字头和活塞杆带动活塞进行往复运动，对气体进行压缩，出口气体离开压缩机，如有级间冷却器则先进入冷却器后，再进入油水分离器进行分离和缓冲，然后再依次进入系统或下一级进行多级压缩。活塞式压缩机的驱动：（1）对驱动机的要求ａ、驱动机功率充足。活塞式压缩机广泛用于中小流量、高压下，耗功有大有小，但驱动机功率必须足够，并留有一定的富裕量ｂ、尽量与压缩机直联。活塞式压缩机的工作转速一般比较低，尽量采用与原动机直联，避免采用中间齿轮变速器ｃ、结构系统简单，起动迅速方便，容易开停车ｄ、运转平稳，振动小，防爆，安全可靠，能长周期运行（2）驱动机种类目前，活塞式压缩机采用的驱动机主要是电动机和内燃机两种，在有电的情况下，一般总是采用电动机，只有在没有电源时或有廉价的天然气或炼厂废气的场合下，才采用内燃机。电动机的结构系统比较简单，起动迅速、简便，工作安全可靠，维护简单，重量轻，价格相对低廉。活塞式压缩机一般采用交流电动机，功率在800KW以下时，大多采用鼠笼式异步电动机，因为它结构简单，工作可靠，起动方便，价格低廉。但鼠笼式的起动电流较大，会引起电网电压的波动。如果在这方面受限制，可采用线绕转子式异步电动机，以防过大的起动电流，但需设置一套专门的起动装置，结构比较复杂，价格比较昂贵。异步电动机的功率因数cosφ<1，因此要消耗很大一部分无功功率，对电网是不利的。为此，当功率大于800KW时，宜采用同步电机，因为同步电机的功率因数cosφ=1。同步电动机的缺点是结构比较复杂，价格较高，对管理水平的要求也较高。大型压缩机都是采用电动机刚性联结直接驱动，或者电机直接装置在压缩机的曲轴之上，成为悬挂式电动机。刚性联轴器的优点是电动机转子可充作压缩机的飞轮，但在装配时对中要求较高。4、活塞压缩机的适用范围根据活塞压缩机的特点，可以看出它的适用范围主要是高压力、中小流量。根据压缩机的使用场合，考虑运转维护方便，动力平衡性，结构紧凑，安装方便等因素，以下为典型对置式压缩机简图8-2：对动平衡型压缩机为活塞作对称运动的对置型压缩机，它具有一般卧式压缩机的优点，却避免了一般卧式压缩机的缺点，它是卧式压缩机的发展。气缸水平布置且分布在曲轴箱两侧，气缸中心线与曲轴中心线垂直，每相邻两列有一对错角为180o的曲拐，活塞作相对运动。该类压缩机的动力平衡性能特别好，其第一、二阶惯性力可以完全平衡，惯性力矩也很小，转速可比卧式提高1~1.5倍，一般机组可达300~400rpm。因此，压缩机和电动机在质量上和外形尺寸上大约可减少50~60%。由于活塞对动，相对两列的活塞力相反，能互相抵消，减轻了主轴承的负载，改善了轴承的磨损，活塞工作面上的最大载荷和作用在部件上的应力和力矩减小，可使压缩机的尺寸和重量大大减小。该类压缩机的系列化和变形比较方便，因此在大中小型压缩范围，无论在国内外都有获得了很大的发展，以压倒的优势取代了一般卧式和大型立式压缩机组。图8-2对置式压机简图对置平衡型压缩机按电动机配置的位置不同可分为Ｈ型和Ｍ型两种。图8-2对置式压机简图Ｍ型压缩机电动机配置在机身的一端，列间距较小。机身利于整个构造，安装简单，但其机身和曲轴的刚性不如Ｈ型，而且机身和曲轴的制造也比Ｈ型困难。Ｍ型多用于多种用途的联合压缩机。二、活塞式压缩机的主要参数1、排气量活塞式压缩机的排气量，通常是指单位时间内压缩机最后一级排出的气体，换算到第一级进口状态的压力和温度时的气体容积值，排气量常用的单位为M3/min或M3/h。压缩机的额定排气量----压缩机铭牌上标注的排气量----是指特定的进口状态（一般为1大气压、20℃）时的排气量。对于实际气体，若是在高压下测得的气体容积，则换算时要考虑到气体的可压缩性的影响。排气量表征压缩机的大小，但并不表明压缩机所排气体的物质数量。化工工艺中使用的压缩机，由于工艺计算的需要，需将排气量折算到标准状态（101325Pa、0℃）时的干气体积值，此值称为供气量。供气量与排气量的关系为QN=Q0(P1-φPs1)T0/(P0T1)式中P0、T0及P1、T1------标准状态及压缩机进口状态的压力和温度，N/m2、Kφ------相对湿度Ps1-----进气温度T1时的水蒸汽饱和蒸汽压力，N/m2（Pa）反之，也可从用户要求的供气量，根据上式换算成压缩机的排气量。2、排气压力活塞式压缩机的排气压力通常是指最终排出压缩机的气体压力，排气压力应在压缩机末级排气接管处测量，常用单位为MPa。一台压缩机的排气压力并非固定，压缩机铭牌上标出的排气压力是指额定排气压力。实际上，压缩机可在额定排气压力以下的任意压力下工作，并且只要强度和排气温度等允许，也可超过额定排气压力工作。3、转速活塞式压缩机曲轴的转速，常用r/min(rpm)表示，它是表征活塞式压缩机的主要结构参数。4、活塞力活塞力为曲轴处于任意的转角时，气体力和往复惯性力的合力，它作用于活塞杆或活塞销上。活塞力已成为压缩机系列化、规格化的一个主要参数，常用单位为t（吨）。5、活塞行程活塞式压缩机在运转中，活塞从一端止点到另一端止点所走的距离，称为一个行程，常用单位为m（米）6、功率活塞式压缩机消耗的功，一部分直接用于压缩气体，称为指示功，另一部分用于克服机械摩擦，称为摩擦功，主轴需要的总功为两者之和，称为轴功。单位时间内消耗的功称为功率，常用单位为瓦（W）或千瓦（KW）。压缩机的轴功率为指示功率和摩擦功率之和。7、热效率（1）等温效率等温效率有等温指示效率和等温轴效率之分，等温指示效率是压缩机理论等温循环指示功与实际循环指示功之比，等温轴效率系指理论等温循环指示功与轴功之比，等温轴效率也称全等温效率。绝热效率绝热效率也可分绝热指示效率和绝热轴效率。一般绝热效率系指绝热轴效率，它是压力缩机的理论绝热循环功与轴功之比。等温绝热效率将压缩机理论循环的等温指示功与绝热循环功相比，其比值称为等温绝热效率。比功率8、其它参数表示活塞式压缩机特征的还有其它一些参数，诸如结构型式（立式、角式、和卧式等）、列数和级数等。三、活塞式压缩机的变工况及排气量调节活塞式压缩机的排气量和压力(包括中间压力)，在机器运转过程中不是固定不变的。外界的气耗用量不可能随时都等于压缩机的排气量，进出压缩机的气体压力也不会等于压缩机的预定设计压力。当外界耗气量小于压缩机的排气量时，便需对压缩机进行排气量的调节，以使缩机的排气量适应耗气量的要求。1、变工况工作（1）吸气压力改变当吸气压力降低，排气压力不变时，对单级压缩机，则压缩比升高，排气量下降，对于多级压缩机，主要导致末级压缩比升高，排气量有所下降，级数越多，影响越少。（2）排气压力改变提高压缩机的排气压力，而吸气压力不变，对于多级压缩机来说末级压缩比最大，但其余各级压缩比也略有上升，排气量减少，功率增加。（3）压缩介质改变介质的改变，气体的绝热指数也随之改变，绝热指数高，排气量和功率都有所增大，重度增大的气体，功率也随之增大。（4）压缩机转速的改变在一定范围内增加转速，排气量会相应增加，而且还会影响到气阀的寿命，所以提高转速要综合考虑，而且还要对有关通流部件进行改造。2、排气量的调节活塞式压缩机调节气量方法很多，按根据排气改变的情况，可分为间隙调节、分级调节和连续调节三种。压缩机和气体耗用机器之间的输气管网容积（包括贮气器在内）也是排气量调节中的重要环节。当压缩机的排气量大于气体耗用量时，输气管网中的压力升高，反之则降低。利用管网中压力在一定的幅度范围（压力不均匀度）波动，可在短期内缓和排气量不相等的矛盾。显然，管网容积