氧化氮压缩机

氧化氮压缩机（精选四篇）

氧化氮压缩机 篇1

关键词：往复压缩机,试运,故障分析,对策

1 设备概况4M10Y21型

空压机为四列四缸四级双作用卧式往复式压缩机。一级气缸内径580mmm, 二级气缸内径370mm, 三级气缸内径250mm, 四级气缸内径170mm, 一、二、三、四级活塞行程均为240mm;排气压力3.78MPa, 排气温度, 转速3.78r/min排气量 (入口状态) 34m3m i n;机体由机身和中体组合而成, 其材料为灰铸铁。机身底面倾斜, 便于油流出。主轴承采用滑动轴承, 为分体上下对开式结构, 为薄壁轴瓦, 轴承盖设有吊装螺孔和安装测温元件的螺孔。本机设有四个气缸, 均为双作用气缸, 一级缸为QT350-22L材料铸件缸, 二、三、四级缸为JT25-47C材料铸件缸, 一、二、三、四级缸均采用循环水冷却式结构, 每级缸进、排气口均为上进下出。一、二、三、四级均采用活动装配式缸套, 材料为JT25-47D, 端部凸缘定位。气缸设有支承, 用于支撑气缸重量和调整气缸水平。气阀为闭式网状阀结构。填料密封由若干组密封环组成, 材料均为填充聚四氟乙烯, 填料盒设冷却水腔以降低活塞杆与密封环的摩擦温度。本机的运动机构 (曲轴、连杆、十字头等) 全部采用强制润滑。整个润滑系统由机身和稀油站组成, 稀油站由单独电机驱动的螺杆油泵, 可切换的双联过滤器, 油冷却器, 油压调节阀组成。本机设计为封闭式冷却水系统, 气缸、气缸盖、填料组件和各级冷却器均用循环水冷却。压缩机总进气口处设有空气滤清过滤器, 进气缓冲器和排冷却器、分离器, 在各级分离器上设有安全阀, 当气体压力超过额定值时, 安全阀自动开启, 使压力迅速下降, 以保证机器安全运转。

2 空气压缩机常见故障及处理措施

2.1 吸气、排气压力故障

2.1.1 功率消耗超过设计规定

故障现象:吸排气阀阻力太大;吸气压力过低;级间内泄漏。相应处理措施:检查气阀弹力是否合格, 气阀通道面积是否够大;检查管道和冷却器排气阻力过大现象;检查吸排气压力是否正常, 各级气体排出温度是否过高

2.1.2 级间压力超过正常压力

故障现象:第一级吸气压力过高;前一级冷却器能力不足;后一级的吸排气阀泄漏;后一级活塞环泄漏;到后一级的管路阻力增大。相应处理措施:处理措施紧闭旁通阀;检查冷却器;检查更换气阀损坏件;更换活塞环;检查管路使之畅通;

2.1.3 级间压力低于正常压力

故障现象:一级吸排气阀不良, 引起排气不足;一级活塞环泄漏过大;级间外泄漏;后一级前吸入管路阻力太大。相应处理措施:检查更换气阀损坏件;检查更换活塞环;检查消除泄漏点;检查管路使之畅通;

2.1.4 末级排气压力异常高

故障现象:末级管路上的截止阀阻力大或储罐压力升高。相应处理措施:检查截止阀和储罐状态并做相应处理。

2.1.5 排气量达不到设计要求

故障现象:活塞环严重泄漏;气阀泄漏严重;填料函泄漏严重;气缸余隙过大;压缩机入口阀未完全开启。相应处理措施:更换活塞环;检查气阀的各零件并处理;检查活塞杆与填料;调整气缸余隙;开足阀门。

2.2 温度异常故障诊断

2.2.1 吸排气阀发热

故障现象:阀座与阀片密封不良;吸排气阀弹簧弹力不当或断裂;气阀与气缸上的阀孔密封不良;气缸冷却不良。相应处理措施:检查阀座与阀片的损坏;检查弹簧;检查密封面, 更换垫片;检查水道或加大流量;

2.2.2 气缸发热

故障现象:活塞与气缸不同心, 导致偏磨;活塞环断裂;对有油润滑压缩机, 气缸中供油不足;气缸前级间冷却器冷却不好, 导致该气缸吸入气体温度过高;气缸自身冷却不良。相应处理措施:检查活塞与活塞杆的连接;检查处理;检查润滑系统;检查气缸前级间冷却器;检查冷却水、水道;

2.2.3 活塞杆发热

故障现象:自紧式的密封环不能正常工作;刮油环和活塞杆摩擦严重;支承环、导向环磨损严重, 导致活塞杆偏斜。相应处理措施:检查密封环并处理;检查刮油环并处理;更换支承环、导向环;

2.2.4 滑履过热

故障现象:滑履和滑道配合间隙太小;滑履和滑道接触不均匀;润滑油压低或者断油;润滑油性能降低。相应处理措施:调整间隙;刮研接触面;检查油泵、油路;更换润滑油;

2.2.5 轴承发热

故障现象:轴瓦间隙太小;轴瓦与轴颈接触面积小, 比压大;轴瓦内壁润滑油少。相应处理措施:调整间隙;用涂色法刮研;检查油泵油管;

2.3 噪声故障

2.3.1 飞轮或联轴器有异常响声

故障现象:压缩机联轴器和电动机联轴器中心线偏差太大;飞轮、联轴器和轴配合不当;联轴器中间连接件 (弹性柱销、垫) 损坏或松动;连接螺栓或键松动。相应处理措施:重新找正;检查配合并处理;检查更换;检查修理;

2.3.2 曲轴箱有振动和异常响声

故障现象:轴承盖螺栓、连杆螺栓、十字头螺栓松动或断裂;主轴承, 连杆大小头瓦、十字头滑道间隙过大;各轴瓦与轴承座间隙过大;主轴颈与联轴器配合松动;平衡铁与曲柄的连接松动。相应处理措施:紧固或更换;调整间隙;刮研轴瓦瓦背;调整间隙;检查紧固;

2.3.3 气缸发生异常响声

故障现象:气缸余隙太小;油、水过多, 造成水击;异物掉入气缸内;活塞杆螺母松动或活塞杆弯曲;支承不良, 活塞与气缸同轴度差。相应处理措施:适当加大余隙;减少润滑油, 增强油水分离效果;清除异物;紧固螺母, 更换活塞杆;调整支承;

2.4 供油故障

2.4.1 油泵供油异常

故障现象:油路堵塞或油管破裂;主动轴、被动轴与轴套因磨损间隙变大;齿轮啮合间隙过大;润滑油压力表不准;油泵反转;润滑油粘度太小。相应处理措施:清理油路或更换油管;更换轴和轴套;更换齿轮;检查更换;将电机接线倒过来;加入符合规定的润滑油;

2.4.2 润滑油注油异常

故障现象:管路堵塞;柱塞与泵体磨损严重, 压力达不到要求;逆止阀关闭不严。相应处理措施:检查清理;更换新零件;更换逆止阀;

3 结论与认识

(1) 通过归纳总结压缩机常见故障及处理措施, 避免了运转时造成设备及附件的损坏。

(2) 压缩机常见故障主要发生在吸排气、温度异常、噪声及油路故障几个方面。

(3) 熟练掌握和学习压缩机常见故障和处理方法, 可以有效避免事故的发生。

参考文献

[1]尤祥胜.往复式空气压缩机振动故障诊断[J].压缩机技术, 2006 (4) [1]尤祥胜.往复式空气压缩机振动故障诊断[J].压缩机技术, 2006 (4)

氧化氮压缩机 篇2

关键词：往复式压缩机,故障,诊断

吉林市炬焜工贸有限责任公司年产20万吨高纯液体二氧化碳项目, 二氧化碳压缩机采用上海压缩机厂生产的DF型往复式压缩机。往复式压缩比大, 输送介质量大, 运动部件多, 结构复杂, 检修工作量大, 检修质量要求高, 维修费用高。不同的工厂之间操作条件相差很大, 很难制定通用的固定不变的故障诊断和设备检修程序。该厂二氧化碳压缩机运行两年中出现很多问题, 对压缩机所出现的问题做一下总结, 为以后压缩机能正常工作起到一定的指导作用。

现将往复式压缩机常见的故障分析及处理方案介绍如下。

1 气阀故障诊断

气阀良好的工作性能很大程度上决定了往复式压缩机是否能够更合理、更有效、更经济地工作。同时, 由于气阀工作的疲劳强度大, 工作环境恶劣, 决定了它是往复式压缩机最易损坏的零部件之一。据统计, 因气阀损坏引起的机组停车占非计划停车的以上40%以上。[1]所以, 提高气阀维护质量显得尤为重要。

(1) 气阀出现声音异常。往复式压缩机在正常运行时, 阀片主要承受两种载荷。一种是由气体压力引起的静载荷, 在静载荷的作用下, 阀片将产生弯曲变形。阀片承受的第二种载荷为撞击载荷。

一方面引起气阀声音异常的原因是气阀的阀片, 它是易损件, 当发生阀片起落被卡住, 弹簧倾斜或损坏, 阀片材质不良, 弹簧力太大等原因, 都会造成阀片过早破损, 产生气阀不正常的响声。

另一方面弹簧的损坏是导致阀片损坏的主要原因之一。如果弹簧变软和折断, 阀片对阀座或升程限制器的冲击力会加大, 产生不正常的响声。在升程限制器上嵌橡皮, 或者适当增大弹簧力, 都可以减轻阀片与升程限制器的撞击。该厂的1#压缩机三级排气阀及气缸由于设计问题造成损坏, 检修对三级气缸阀座进行加工修复, 加工深度为4 mm, 并加入5 mm新补偿垫圈, 解决阀体窜动问题 (见图1) 。

(2) 气阀本身出现故障。阀座和阀片接触不严或之间有磨损, 形成漏气;气阀装配的不正, 引起漏气;阀弹簧卡住或倾斜使阀片关闭不严, 阀片积碳过多, 影响阀片开关。

为了避免由气阀引起的故障, 首先要提高维修人员技术素质, 再次在气阀组件装配时要严格遵守装配要求, 坚决杜绝因气阀装配不当而引起阀片烧损现象的发生。

2 振动和噪声原因分析

往复式压缩机主机、电动机以及管道等相关附属设备在生产运行过程中互相影响, 构成一个相对完整的系统。这个系统里有主机、曲轴箱、电机三个震动源存在, 它们相互作用, 使机组产生振动。

由往复式压缩机的工作过程决定了气流的变化呈周期性和脉动性, 曲轴箱和电机的正常工作所引起的振动, 这是往复式压缩机正常振动, 如何减小这部分振动是设计者要考虑的问题, 这里不再研究。

其它非正常可能引起振动和噪声的原因有: (1) 十字头销、销盖或十字头滑履松了; (2) 主轴瓦、连杆大头或小头瓦松了或磨损; (3) 油压低、油温过低; (4) 来自于气缸。解决的方法:紧固或调换松了的零件和轴瓦, 检查间隙;增加油压, 修理泄露;机器加载前加热油, 对油冷却器减少冷却剂供给。

往复式压缩机管道的振动是机器运行中经常遇到的问题, 管道的振动对压缩机机组的安全运行是个隐患。在生产过程中, 由于强烈的振动使管线及附属设备等产生磨损、松动, 在振动所产生的交变应力作用下, 导致疲劳破坏, 严重的使管线焊缝及管夹振坏, 甚至影响机组的正常运转或发生事故。通过增加孔板、管架和加固管线支承措施的实施, 在管道振动问题上取得了明显效果:大大减小了由于振动造成的影响。[2]

3 密封泄露分析

往复式压缩机泄漏的存在, 导致压缩机排气量下降, 排气温度升高, 压缩机功耗变大, 润滑油性能变差, 压缩机可靠性下降, 寿命缩短等缺陷。

泄漏途径主要集中在以下三个方面:

(1) 气缸头部的气阀密封面:产生的原因有阀片升程过高或弹簧力偏小, 带来延迟关闭;阀座阀线平面相对于阀片基准面的高度不合理, 阀舌翘起;阀座阀线平面度不良、粗糙、有毛刺、有划痕。处理方法为对阀座口研磨, 消除阀座毛刺。

(2) 气缸壁与活塞之间间隙:产生的原因有气缸孔径在施加螺栓力矩后变形;活塞与缸孔配合间隙偏大;活塞端面密封长度偏小;气缸孔圆度、粗糙度不良;润滑油膜未起到密封作用;压缩机转动速度减小。处理方法为提高加工和安装精度。

(3) 不严密的气缸盖密封面等位置:产生的原因有气缸盖密封面平面度不良;气缸盖在施加螺栓力矩后, 密封面变形;缸盖垫片不合理;气缸螺栓力矩不合理;处理的分别方法为提高零部件密封面的制造精度, 正确给出螺栓的安装力。

(4) 其他原因有气缸端面跳动度、平面度不良;气缸端面密封垫不合理;吸气消音气弹簧夹的压紧力不合理;消音器头部密封筋不合理;焊接面设计不合理、助焊剂不良等。

4 油压系统问题分析

润滑油有四个方面的作用:在运动件的接触面间形成一层高压油膜, 能够减轻滑动部位的磨损, 延长零件使用寿命;减少摩擦功耗;冷却作用, 可导走摩擦产生的热量, 使零件的工作面温度不会过高, 保证运动部位的配合间隙.防止接触面被烧伤;密封保持气缸的容积, 提高活塞和填料盒的密封性能。这些作用都与压缩机的效率有着直接或间接的联系。[3]

(1) 压缩机的油压调不高故障原因与补救办法: (1) 油泵气蚀, 换磨损的油泵。 (2) 油压调节阀失灵, 拆开油压调节阀检查。 (3) 传动零件打击油面使油起泡沫, 降低油池的油位。 (4) 轴承间隙过大, 修理或更换。 (5) 滤油器脏或者阻塞, 换滤芯, 先用手旋片式过滤器, 如无效, 则将曲轴箱油放出, 检查曲轴箱内的油过滤器并清洗干。 (6) 安全阀设置压力低, 调整或调换安全阀。

(2) 压缩机起动不久即停止故障原因与补救办法: (1) 油压过低, 用油压调节阀调高油压。 (2) 对油箱润滑油进行含水量分析, 原因是油冷却器列管泄露造成。对油冷器进行气密实验, 如果有列管泄露, 则把两端用管堵封死后氩弧焊满焊消除漏点。 (3) 油压差继电器调定值太高, 重新调整。

(3) 压缩机卸载装置机构失灵故障原因与补救办法: (1) 油压不够, 调节油压到0.16~0.32 Mpa。 (2) 油管阻塞, 拆开清洗。 (3) 油缸内有污物卡死, 拆开清洗。

5 排气温度过高

往复式压缩机排气温度过高的原因主要有气缸、气阀、润滑油系统、冷却系统等方面的影响。列表说明 (见表1) 。

6 结语

为了保证二氧化碳往复式压缩机安全平稳运行, 从试车到运行再到检修这个过程中, 必须对往复式压缩机进行故障诊断涉及到设备的使用问题以及对机械设备本身的结构、运动动力特性的掌握、对发生故障的机理熟练掌握。搞好科学检修、提高维修质量、对备件质量做到严格控制, 防止使用材质不过关的备件, 提高运行周期, 为压缩机的长期、安全、平稳运行奠定了基础。

参考文献

[1]殷瑞民.往复式压缩机气维护技术[J].河南化工, 2003 (10) .

[2]朱白钦.二氧化碳压缩机管线振动原因及应对措施[J].河南科技, 2008 (1)

[3]谢俊峰.活塞式压缩机常见故障机处理方法[J].氮肥技术, 2010, 31 (5) .

[4]郭洁.活塞式压缩机进排气故障分析及改进[J].河南冶金, 2007/15 (1) .

氧化氮压缩机 篇3

我厂尿素装置二氧化碳压缩机型号为6MD32-187/0.25-156, 共3台, 2开1备。其作用主要是对原料二氧化碳气进行加压, 再输送至高压合成系统进行尿素合成反应。主要技术参数如下:

入口压力0.15MPa (A)

出口压力15.7MPa (A)

流量11 239~15 126m3/h

级数5

列数6 (一级两列)

活塞行程360mm

转速300r/min

活塞力32t

轴功率3 088kW

电机功率3 400kW

由于前系统资源匹配问题, 现机组无法实现满负荷运行 (实际运行负荷在66%~73%, 即20 000~22 000m3/h气量) , 只能长期使用一回一、一回三进出口连通管路进行气量调节。如此虽然能够实现连续的流量调节, 但部分气体被压缩后又被导回吸气侧, 则用于压缩这部分过量气体的能量完全被浪费掉, 这种调节方式是所有调节方式中能耗最高的一种[1]。所以, 如何根据机组设计特点及运行要求, 制定最佳的节能调节方案, 成为我们研讨的课题。

2 调节方案的选择

2.1 调节方案选定原则

(1) 能够满足调节负荷的要求 (60%~100%) 。

(2) 能够实现容积流量的连续调节。

(3) 力求简单可靠, 易于操作维护。

(4) 投资省, 费用较低。

(5) 经安全评估, 风险可控。

2.2 方案选择时重点考虑的问题

多级压缩机的排气量主要取决于第一级的进气量, 因此, 调节时必须使调节机构作用于第一级。当第一级气量改变, 其他级不采取相应措施时, 就必然会引起级间压力的改变, 形成压力重分配问题。而多级压缩机级间压力的分配, 在设计时往往按照运行最经济、零件受力最有利的原则进行计算的。一旦排气量改变, 或由于其他类似的影响因素, 引起压力重分配现象, 显然会脱离最有利的设计工况, 甚至会达到某些不能允许的工况。例如, 级的压缩比过高, 导致排气温度过高、动力学平衡破坏、部件安全系数降低等问题。因此, 调节方案的选择, 必须综合考虑节能、安全、投资、稳定可靠等方面。

2.3 调节方案的选择评定

2.3.1 降转速调节

改变压缩机的转速, 使压缩机排气量随之改变, 按驱动机转速变化的特点可得连续调节 (连续变化) 。这种调节方式的优点有, 一是压缩机不需要设专门的调节机构, 而仅受驱动机性能的限制, 往往调节幅度不能很大, 或使驱动机变速机构复杂化;二是由于压缩机本身结构未发生变化, 不会因转速的变化导致级间压力重新分配;三是采用转速调节时, 总是使压缩机的转速降低来达到 (低负荷工况) 。从理论上分析, 此时压缩机气缸内的工作循环的持续时间增大, 气体的热交换加强, 引起压缩过程指数和膨胀过程指数下降, 对指示功的降低是有利的;由于转速降低, 使气体通过气阀、管路的速度也降低, 故其流动损失也降低了;压缩机的摩擦功, 可以认为是随转速呈比例变化的, 故摩擦功也基本上随转速的降低而呈比例的降低。此外, 采用降转速调节气量时, 气体力也不变[2]。

但是, 在转速下降的同时, 也降低了气阀的气体顶推力, 引起气体力和弹簧力匹配失调, 影响气阀的正常工作, 对气阀的经济性和可靠性不利。而对于在用机组, 电机已经定型, 更换电机费用昂贵, 投资过大。因此, 此方案无法实施。

2.3.2 余隙调节

利用补助容积连通, 增大气缸余隙容积, 降低容积系数, 容积流量降低, 实现排气量调节。据补助容积是可变的还是不变的, 是在全部行程中连通还是在部分行程中连通, 可实现连续、分级或间断调节。受原机组设计状况影响, 调节能力有限, 最大为15%左右, 即便是对气阀余隙、缸头余隙进行局部改造或调整, 也难以满足目前负荷调节的需求, 仅可作为辅助调节方式。若要实现60%~100%负荷的调节限量, 需增加补助余隙空间。补助余隙计算式及相关数据如下:

气缸行程容积 (Vst) 0.793m3

一入压力0.15MPa (A)

调节前一出压力0.45MPa (A)

调节后一出压力0.3MPa (A)

相对气缸余隙容积 (a1) 0.09

调节前膨胀指数 (m) 1.15

调节后膨胀指数 (m1) 1.15

调节前温度系数 (λT) 0.955

调节后温度系数 (λ′T) 0.975

调节前容积系数 (λv) 0.853

调节后容积系数 (λ′v) 0.926

调节后压缩比 (ε) 2

流量降低程度系数 (σ) 0.6

补助余隙容积 (Va) 0.406 760 9m3

原设计一级余隙缸 (直径0.46m, 活塞行程0.3m) 余隙容积计算如下:

需要补充的余隙容积Vb=Va-Vy=0.406 8-0.049 8×2=0.307 2m3。

由计算可知, 需要增补的余隙容积较大, 结构较笨重, 给现场安装带来困难, 且可变余隙腔调节响应速度慢, 通常需要较多的人工干涉, 可靠性较差。所以, 该方式不可作为主要的调节方式。

2.3.3 Hydro COM全行程气量无级调节系统

该系统实质上是计算机控制的全行程压开进气阀调节执行机构, 是贺尔碧格公司专门为往复式压缩机开发的液压式气量无级调节系统。其主要工作原理是, 计算机即时处理压缩机运行过程中的状态数据, 并将信号反馈至执行机构内电子模块, 通过液压执行器来实时控制进气阀的开启与关闭时间, 实现压缩机排气量0~100%全行程范围无级调节。

图1为Hydro COM核心的液压执行器和专用气阀示意图。通过进气阀的延迟关闭, 使多余部分气体未经压缩而重新返回到进气总管, 压缩循环中只压缩了需要压缩的气量。这正是运用了上述的“回流省功”原理。在Hydro COM系统的控制下, 压缩机的进气阀不再是依靠压差工作的自动阀, 而是一个由外置动力驱动的强制阀。当然, 如果由于某种原因导致Hydro COM系统无法正常工作, Hydro COM专用气阀仍能象普通气阀一样承担正常的进气任务, 最大限度地保证生产装置的安全运行。先进的控制理论和机电技术的结合, 使Hydro COM系统在最大限度节省能源的同时, 还拥有极高的控制动态特性。据不同的控制要求及设计, Hydro COM可精确控制各级的状态参数, 如压力、流量等[3]。

根据机组的设计技术参数和调节要求, 贺尔碧格公司进行了初步的改造设计计算, 对几种设计方案进行了对比分析 (见表1) 。

(1) 一回一打开与关闭两种运行方式的比较。一回一关闭后, 可以节约功率约900kW, 从电流的变化可以很好地体现出来, 即从310A下降到240A, 实现了节能。节能的手段, 一是通过调整各级的压缩比, 优化了各级的能耗;二是实实在在地降低了一级的压缩气量, 进而降低了整体的气量。其缺点是, 五级进排气压差太大, 影响压缩机运行的可靠性;此两种工况的级间压力相差较大, 会造成易损件 (气阀、填料、活塞环等) 寿命缩短。

(2) 如果只在一级安装Hydro COM气量调节系统, 则运行工况不能被优化, 由此带来的效益仅仅局限于一回一打开时浪费的压缩功, 理论计算节约约120kW。

(3) 如果在一二级上安装, 一级负荷65%, 二级负荷70%, 则总功率为1 743kW。比一回一调节多节约260kW。整体投资约为300万元。

该方案调节范围较宽, 采用计算机控制, 操作简单、精准, 且调节平稳, 对机组安全运行影响较小, 符合调节原则要求, 但投资过大;若资金容许, 可采用。

2.3.4 进气减压 (节流) 调节

通常意义上的进口节流调节, 是指在进口管路上安装节流阀, 因克服节流阀阻力而使进气压力ps降低, 故进气密度ρs下降, 进入压缩机的质量流量减少。实际生产运行中, 也可以通过前系统降压运行来实现。这种方法不仅节能效果明显, 操作简单可靠, 而且不需要额外的资金投入。但需要注意的是, 由此将导致压缩机级间压力的重新分配, 特别是五段压缩比增高, 五段出口温度将有所升高, 对机组的动力平衡和部件安全性有所影响, 需要进行计算校核。

对此种方案, 我们利用Excel编程, 分别对入口压力为0.15MPa、0.13MPa两种工况进行了热力学复算, 见表2。

从表2计算结果来看, 入口压力从0.15MPa降至0.13MPa后, 轴功率从2 981.077kW降到2 645.893kW, 降低了11.2%, 而电流也从318.7A降低到282.9A;五段出口温度虽然有所升高, 但仅为112.83℃, 未超过设计要求;最大综合活塞力有所降低, 动力平衡未出现破坏现象。因此, 此方案是可行的。

3 方案的确定及实施效果

综合以上各种气量调节方案, 我们决定采用以入口压力减压至0.13MPa运行为主, 以原设计气缸余隙调节为辅的节能操作方案, 制定了详细的操作规程, 并进行实际操作检验。通过一年来的电耗统计数据, 两台机运行, 累计节电12.48万度, 减少电费支出约6万元。在没有增加任何投资的情况下, 取得了较好的节能效果, 也为同行业类似工况的往复式压缩机节能降耗提供了可借鉴的经验。

摘要：对往复式压缩机低负荷工况下调节方式进行研究, 结合6MD32型二氧化碳压缩机自身的特点, 探讨降转速调节、气缸余隙调节、全行程气量无级调节和入口节流降压调节等方式, 从技术、投资、可靠性等方面进行综合对比, 最终选择进气减压调节方式, 取得明显的节能效果。

关键词：二氧化碳压缩机,降转速调节,余隙调节,全行程气量无级调节,进气减压调节

参考文献

[1]赵国山, 狄性启, 宋世伟.活塞式压缩机节能研究概述[J].通用机械, 2006, 5 (11) :72~76.

[2]郁永章主编.容积式压缩机技术手册[M].北京:机械工业出版社, 2000:37~83.

氧化氮压缩机 篇4

1 材料与方法

1. 1 实验材料及设备

氧化锆瓷块( 玛泰克CAD-CAM氧化锆瓷块,日进,江苏) ,饰面瓷系统( Vintage ZR系列,松风,日本) ,烤瓷炉( P100,义获嘉,瑞士) ,喷砂机( Renfert Gmb H,德国) ,万能材料试验机( CMT7104 型,深圳三思计量技术有限公司) ,扫描电子显微镜( S-3500 型,日本) 。

1. 2 实验方法

1.2.1试件制备

应用精密车床加工制作金属代型,根据金属代型,常规CAD-CAM制作高6. 5 mm、外径6 mm、厚0. 5 mm的筒状基底冠25 个,随机分为5 组,每组5 个,记为A、B、C、D、E组,按常规方法堆塑遮色瓷及体瓷,并按厂家提供的烧结程序进行烧结,打磨调整厚度,使5 组试件饰面瓷的最终厚度依次为0. 5、1. 0、1. 5、2. 0、2. 5 mm。最后均自身上釉1 次。

1.2.2抗压缩破坏试验

将试件按照分组用玻璃离子水门汀依次粘固于金属代型上,并于室温下放置24h,然后顺次置于万能材料试验机上,用直径6 mm的半球形加载头,于试件面中央以0. 5 mm/min[13]的速度垂直向缓慢施压直至试件出现破碎、崩脱,同时记录各试件折裂时的力值( 单位: 牛顿,N) 。

1.2.3统计分析

使用SPSS 13. 0 统计分析软件对各组试件抗压缩破坏力值进行统计分析,结果显示各组力值呈正态分布且方差齐,因此采用单因素方差分析及多个样本均数的两两比较。检验水准均为 α =0. 05,以P < 0. 05 为有统计学意义。

1.2.4扫描电子显微镜(SEM)观察

观察各组试件断裂面的微观结构。

2 结果

2. 1 各组试件抗压缩破坏力值

本实验测试A - E组试件的抗压缩破坏力值,依次为: ( 1 279. 96 ± 42. 85) N、( 2 235. 44 ± 50. 14) N、( 2 216. 38 ± 48. 97) N、( 2 169. 22 ± 60. 40) N、( 2028. 70 ± 47. 37) N。统计分析结果表明,A组、E组氧化锆全瓷修复体的抗压缩破坏力值均低于其他3 组( P < 0. 01) ; 其余组间抗压缩破坏力值无统计学差异( P > 0. 05) 。

2. 2 氧化锆全瓷冠断裂面微观结构

在300 倍扫描电子显微镜下观察各组试件氧化锆基底冠- 饰面瓷结合界面断裂的微观结构,可见B组、C组、D组界面结合较为紧密、平坦,气孔及微裂纹较少; A组、E组界面结合较为疏松,不平坦,气孔及微裂纹数目较多,体积较大( 图1) 。在1 000 倍扫描电子显微镜下观察各组试件饰瓷层断裂面的微观结构可见B组、C组、D组气孔及微裂纹数目较少,体积较小;A组、E组气孔及微裂纹较多较大,可见长而不规则的微裂纹存在(图1)。

3 讨论

3. 1 陶瓷材料微观结构的变化对氧化锆全瓷冠抗压缩破坏力性能的影响

本实验各组试件抗压试验力值及其统计学分析结果显示,在基底冠厚度一定的情况下,饰面瓷厚度过厚( E组) 或者过薄( A组) 时,抗压缩破坏力值下降,提示饰面瓷厚度对氧化锆全瓷修复体的抗压缩破坏力有影响。同时,通过对各组试件断面的扫描电镜观察,发现A组与E组氧化锆修复体的饰瓷层气孔及微裂纹的数目增多,体积增大,并且有长而不规则的微裂纹出现。口腔陶瓷材料的微观结构决定着陶瓷的强度等许多理化性质,通常陶瓷的微观结构包括晶相、玻璃相及气相3 种不同的组成相[14]。单纯的从陶瓷材料的结构因素与组分上来分析,陶瓷材料具有很高的理论强度,但是,临床上陶瓷的实际强度远远低于其理论强度,其原因在于,在计算2 种强度差时没有考虑到陶瓷材料中存在的缺陷,主要包括陶瓷材料中的微裂纹、结构的不均匀性等[15],对其性能、强度等影响非常大[16]。陶瓷中的气相即气孔,是陶瓷材料中应力集中的区域,气孔本身的分布、数目及大小对陶瓷强度等理化性能有重要的影响,此外,当气孔数目过多或体积过大,在受到外力作用后会与周围的微裂纹相连,加快微裂纹扩展,导致陶瓷折裂,因此,在制作中合理的控制气孔的数目、体积及分布等有重要意义[17]。微裂纹是陶瓷材料本身所固有的结构缺陷,在所有的陶瓷材料中都存在,陶瓷表面及内部微裂纹的数量与大小决定了陶瓷材料的强度[18]。当饰面瓷过薄时,在陶瓷烧结过程中,瓷层有缩聚形变,瓷层没有足够的收缩补偿,会导致陶瓷内部结构气孔和微裂纹的数目增加[19]。饰面瓷过厚时,在饰面瓷的涂塑过程中,瓷层内部的水分不易外渗吸干,在烧结过程中造成陶瓷缩聚不良,烧结完成后陶瓷内部气孔较多; 此外饰面瓷过厚时,其热力学性能随之改变,烧结时升温、降温时间延长,速率下降,引起白榴石含量增加,进而导致其周围的微裂纹数目增多[20]; 同时由于饰面瓷过厚,瓷层内部的热量不易传出,瓷层表面与内部温差增大,收缩变形不一致,残余应力增加,直接引起微裂纹增加[21,22,23,24]。气孔及微裂纹的增多增大,导致了氧化锆修复体抗压缩破坏力的下降。

3. 2 全瓷冠内部应力增加对全瓷冠抗压缩破坏力性能的影响

临床常见的全瓷修复体的损伤模式分为完全断裂( 基底瓷和饰瓷共同断裂) 、饰瓷脱瓷( 饰瓷破碎并暴露基底瓷) 和饰瓷崩瓷( 饰瓷破碎没有暴露基底瓷)[25]。本实验中除少数试件表现为完全断裂外,大部分试件表现为饰瓷脱瓷和崩瓷。饰瓷脱瓷与氧化锆基底冠和饰面瓷的结合机制有关: 有研究表明,金瓷冠内部应力产生的根源在于基底冠- 饰面瓷两者热膨胀系数的不同,在经典的金瓷结合理论中,烤瓷的热膨胀系数以稍小于金属的热膨胀系数为宜,最理想的状态是二者的差距在( 0 ~ 0. 5) × 10- 6/ ℃ 之间,但是由于烤瓷合金有一定的柔韧性,而氧化锆基底是脆性材料,因此,全瓷修复体对两者之间的热膨胀系数的匹配要求更为严格。临床上应用的全瓷冠的基底冠- 饰面瓷都来源于同一厂家,二者热力学匹配一致,但是瓷粉的热膨胀系数不是稳定不变的,在陶瓷的烧结过程中,瓷粉的热膨胀系数可受到许多因素的影响,其中最重要的影响因素就是陶瓷中白榴石的含量。在本实验中,当饰面瓷厚度超过2 mm时,烧结时其降温速度变慢,白榴石含量增加,瓷粉热膨胀系数发生改变[20],原有的基底冠- 饰面瓷热力学匹配发生破坏,全瓷冠内部残余应力增大,抗压缩破坏力性能下降; 同时饰面瓷厚度增加,瓷层在烧结过程中形变增大,直接导致修复体内部残余应力增加; 此外,在冷却过程中,饰面瓷和氧化锆基底冠在收缩比例上的任何差别都会产生界面应力[26],因此,饰面瓷厚度增加,缩聚形变过大,还会引起基底冠- 饰面瓷结合界面应力的增加,降低了基底冠- 饰面瓷的结合强度,从而影响了全瓷冠的强度。当饰面瓷过薄时,饰瓷层不能抵抗压力作用下的微裂纹扩展,裂纹直接扩展至基底冠和饰面瓷的界面,导致脱瓷发生[25]。