(完整版)2--2D12往复式压缩机典型部件的动力学分析与故障机理研究

2 2D12往复式压缩机典型部件的动力学分
析与故障机理研究
2.1 引言
2D12-70/0.1~13型对动式双作用石油气压缩机广泛应用于石化企业，其主要参数如下：轴功率500kw、排气量70m3/min、一级排气压力0.2746~0.2942Mpa、二级排气压力1.2749Mpa、活塞行程240mm、曲轴转速496rpm。

压缩机采用隔爆型异步电动机通过刚性联轴器和飞轮驱动曲轴旋转，带动两侧连杆，并经过十字头、活塞杆分别使一、二级活塞在一、二级气缸内作水平方向对动。

当压缩机工作时，活塞两侧分别吸气和压气。

一级气缸每一侧工作腔各有四个进气阀和四个排气阀，二级气缸每一侧工作腔各有两个进气阀和两个排气阀，皆为多环窄通道低行程的环状阀。

进气阀在缸体的上部，排气阀在缸体的下部。

往复式压缩机结构复杂、激励源众多，需要对其进行动力学分析，以便建立典型零件的动力学数学模型。

这有利于对往复式压缩机故障机理的认识，并为实验研究和信号监测提供理论依据。

2.2 运动学和动力学分析
2.2.1 曲柄--连杆机构运动学分析
对于压缩机等往复式机械，大质量的活塞--曲柄连杆机构是主要的运动部件，属于正置式曲柄--连杆机构，它的最大特点是气缸中心线通过曲轴的回转中心，并垂直于曲柄的回转轴线，这一机构的运动关系决定了整个系统的动力学特性[19，20]。

由图2.1的几何关系，可求得活塞的位移、速度和加速度。

ω为曲柄的角速度，x为由原点O沿x轴测得的B点的位置。

连杆长度l
AB=；曲柄与连杆长度之比：
l r /=λ，取时间为t 时，曲柄转角则为：t ⋅=ωθ。

图2.1压缩机结构几何模型
（1）活塞的位移
αλα22sin 1cos -+=l r x （2.1）
一般，连杆的长度都远大于曲柄的长度，λ值一般都小于1/3.5，1|sin |22≤-αλ，按二项式定理
展开公式（2.1），略去λ的高次项，得到活塞位移公式
即
wt r r l t r x 2cos 44cos λλω+-+= （2.2） （2）活塞的速度 )2sin 2(sin )(t t r d dx dt d d dx dt dx t x v ωλωωαωαα+-=⋅=⋅===• (2.3)
（3）活塞的加速度
即
)2cos (cos 2t t r a ωλωω+= （2.4）
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B m ，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H Q ，若连杆非常长，即λ很小时，活塞部分的往复惯性力H Q 为
若连杆很短时，则活塞部分的惯性力H Q 为
图2.2各部件受力分析图
如图2.2所示，c P 沿连杆中心线方向，称为连杆推力；q P 为周期性循环变化的气
体压力；活塞受到的侧向力H P ，H P 垂直于气缸壁。

则
)2cos (cos cos 2t t r m P P B q c ωλωωβ++= （2.5）
将公式（2.5）代入上式，得到
βωλωωββtg t t r m P tg P P B q c H ))2cos (cos (cos 2++== （2.6）
已知αλβsin sin =，将其代入公式（2.6），得到
t t
t t r m P P B q H ωλωλωλωω222sin 1sin ))2cos (cos (-++= （2.7）
(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
t r m Q Q Qx ωωcos 2=，t r m Q Q Qy ωωsin 2= （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c P 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c P ，分解为沿着曲柄方向的法向力N P 和与曲柄方向
垂直的切向力τP ，其中
图2.3 部件运动分析图
设连杆的质量为L m ，大端的集中质量为其回转质量为)1(l
h m L -⋅。

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A v 的大小为A v =ω⋅r ，其方向垂直于曲柄OA ，指向与ω的转向一致。

选A 点为基准点。

有
式中，A v 的大小和方向均已知，B 点的速度B v 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BA v 的大小BA v =BA l ω⋅，BA v 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 则连杆的转动角速度为ψφλωψφωωcos cos cos cos ⋅⋅===l r l v BA BA 则连杆大端回转质量产生的离心力为
)()1()cos cos (2h l l h m Q L L -⋅-⋅⋅⋅⋅=βαλω （2.9）
（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q P 及活塞往复运动产生的往复惯性力H Q ，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X m ，质心距离转轴O 的半径为0r ，则作用在曲
柄销处的离心力为02r m X ⋅⋅ω。

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βsec ⋅q P ，则气缸压力对曲柄产生的力矩为
)sin(sec βαβ+⋅⋅⋅=r P M q P （2.10）
（2）活塞惯性力产生的力矩
活塞惯性力沿连杆方向的作用力为βsec ⋅H Q ，对曲柄产生的力矩为
)4sin 4
3sin 432sin 2sin 4()sin(sec )2cos (cos )
sin(sec )
sin(sec 2222t t t t r m r m r x m r Q M B B B H Q ωλωλωλωλωβαβααωβαββαβ---⋅⋅⋅≈+⋅⋅+⋅=+⋅⋅⋅⋅=+⋅⋅⋅=•• （2-11）
（3）作用在曲柄销上的力对曲柄轴产生的力矩
αcos ⋅⋅=r P M H P H （2.12）
（4）活塞运动对气缸壁的作用力对曲柄轴产生的力矩
ββαsin )sin(+⋅⋅=r P M H JT （2.13）
2.2.4 气阀阀片动力学分析
阀片的受力状况如图2.5所示。

图中：H 为阀片升程，1F 为气体压力差，P 为气
缸内压力，2F 为弹簧压力。

(a)气阀结构简图 (b)阀片受力图
图2.4 阀片的动力学分析图
吸气阀阀片运动方程为
)()(22h h zk A p p dt h d M o p s v +--=β (2.14)
排气阀阀片运动方程如下为
)()(22h h zk A p p dt
h d M o p d v +--=β (2.15) 式中：β为推力系数；p A 为阀座口通道面积（2m ）；z 为一个气阀中弹簧的个数；k 为
弹簧刚性系数（2/m N ）；o h 为弹簧预压缩量（m ）；h 为阀片位移（m ）；v M 为气阀当量运动质量，2311M M M v +=（kg ）
；1M 为阀片质量（kg ）；2M 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。

2.2.5 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
k k d pV V p =0 (2.16)
)]2sin(2)[sin(42
0t t rD V V ωλ
ωπ++= (2.17)
式中：0V 为气缸余隙容积；k 为多变指数；d p 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；λ为曲柄半径与连杆长度之比；ω为曲轴转速。

当气压差增大到F 1=F 2时，吸气阀开始打开。

假设吸气过程气体与外界无热交换，
气阀和活塞环无泄漏，则吸气过程的压力变化为
v k dt dv p RT A a P dt dp k k s k s p p
s k k
sv sv p p s }])(1[)({1112--=-- (2.18)
式中:sv αsv A 为气阀当量流通面积；R 为热力学气体常数；s T 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
k k h s pV V V p =+)(0 (2.19)
而排气过程热力学方程式为
v k dt dv p p p d RT k k dv A dv a p d p P dt dp k k
d k -+--=-}]1)[(12)({11 (2.20)
式中：d T 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
∑∑∑+=+=p m m p p p i i )1( (2.21)
式中:p 为气缸内气体压力；i p 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。

i out in c m m m m m --+=∑ (2.22)
其中，余隙容积气体质量
d c d c RT v p m = (2.23)
吸入气体质量
])(1[1112k k s p p s k k sv sv s in RT A a m --=-⎰ρπθ (2.24)
排出气体质量
dt RT A a m k k d p p d k k dv dv d out ]1)[(12122-=--⎰ρπθ (2.25)
泄漏气体质量
)(223
out in y i p p RTb l m -=ηδ (2.26)
式中：l 为阀座的展开长度；y δ为间隙高度；η为动力粘性系数；b 为间隙在气流方向上的长度；in p 为气缸内气体压力；out p 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。

图2.6 2D12型往复式压缩机的故障树分析图
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
)2cos (cos 221t t r m Q Q Q B H H H ωλωω+=+= （2.27）
式中：t r m Q B H ωωcos 21=，其变化频率为πω2/，为曲柄转动频率，称为一级惯性力；t r m Q B H ωλω2cos 22=，其变化频率为πω2/2，为曲柄转动频率的二倍，称为二级惯性力。

在此，B m 代表气缸中活塞部分的质量；r 表示曲柄半径；ω表示曲柄的回转角速度，λ表示曲柄半径与连杆长度之比。

一级、二级往复惯性力随曲柄转角α按一定周期变化，造成压缩机机体本身和基础的振动。

若活塞等往复部件的质量相同（可以在装配时，对各缸往复运动部件经过选配，使其质量达到基本相同），且相对轴线对称放置，则2D12型压缩机的一级惯性力在理论上应相互抵消。

（2）旋转部件的离心惯性力
具有不平衡旋转质量的曲柄和连杆等旋转部件运动时也将产生离心惯性力，见公式（2.8）和（2.9）。

该部分离心惯性力在压缩机的纵向和垂向都有分力，对这两个方向的振动都会产生激励作用，其频率为旋转部件的旋转角速度。

离心惯性力对振动的影响是由旋转部件存在的少量的不平衡量决定的。

（3）压缩机的耦合振动
耦合振动主要是因为压缩机和基础之间的连接问题引起的，它是压缩机横向振动的起因。

这里对其进行一下简要的定性分析。

为了阐述的方便，且不失一般性，可把压缩机和基础之间的连接想象成四角为4个弹簧阻尼器的连接。

整个压缩机就可简化为一个弹簧阻尼的振动系统。

若各弹簧均匀受力，且激励力沿垂向时，则此系统为单自由度振动系统。

但实际情况是，4个弹簧受载严重不均，特别是激励力的作用线与垂向不重合，使得压缩机的振动变得复杂化。

首先是各弹簧受力不均，造成变形不等，在振动激励下系统产生耦合振动。

其次，垂向激励力的作用线与垂向轴坐标轴不重合，若把它们向坐标原点平移，就可以得到它们对纵向坐标轴、垂向坐标轴以及横向坐标轴的作用力矩。

三个力矩的作用使得压缩机产生绕三个坐标轴的角振动，加剧了系统的耦合振动。

（4）压缩机各部件运动时的力矩
活塞等运动部件的惯性力（包括一级往复惯性力和二级往复惯性力）、气体压力产生转动力矩Q M 、P M 以及曲柄销作用在曲柄轴上的力矩H
P M ，反作用在压缩机机体上，将产生振动。

JT M 也将使压缩机产生振动。

（5）引起振动的其它原因
①压缩机运行时内部产生的冲击振声源。

由于各零部件的缺陷（如疲劳点蚀、机械损伤等）和运动件之间相互摩擦及碰撞所引起的高频冲击等组成。

②进气阀门、出气阀门机构的运动冲击也将作为一种激励源，使压缩机机体产
生振动。

③气阀泄漏、气缸组件泄漏、气缸拉伤、填料函故障、部件连接松动、部件过度磨损等，都能在相应部位导致振动幅度的变化，并通过振动信号的特征量反映出来。

2.3.2 漏气机理分析
漏气是压缩机的常见故障之一，压缩机的气体泄漏有内、外泄漏之分。

外泄漏是指气体直接漏入大气或管道中，气体有损失，使排气量减少；内泄漏是由压力较高的气腔向压力较低的气腔泄漏，然后仍排入排气管，内泄漏并不减少排气量。

内泄漏和外泄漏都将影响到压缩机的排气量和压力，是必须解决的问题。

对于往复式压缩机来说，产生气体泄漏的原因主要有三种：
(1)填料函的泄漏：由于填料函的老化、破损等原因，导致压缩机工作时一部分被压缩气体漏到机外，直接影响到压缩机的排气量和输出压力，这种泄漏是外泄漏。

（2）气阀的泄漏：气阀泄漏的原因主要是由阀片折断和弹簧失效造成的。

当气阀出现阀片折断故障时，该气阀在压缩机的膨胀、吸气、压缩、排气的一个完整的工作循环过程中总有气流通过，从而造成全程性漏气。

气阀出现弹簧失效时，将导致气阀开启和闭合的提前或滞后，也将造成阶段性漏气。

进气阀不能及时关闭，或关闭不严密，将导致已吸入气缸的气体在活塞返程时向进气管回流，因而减少了输出到排气管的排气量，气阀的泄漏对于压缩机而言属于外泄漏。

（3）气缸内活塞环的泄漏：如果压缩机的进气压力高于环境压力，则压缩机的进气、压缩、排气过程都有气体向外泄漏，可称为全循环外泄漏；如果气缸的进气压力等于环境压力，则进气过程没有外泄漏，基本上可以视作半循环外泄漏。

而对于以上这些泄漏来说，基本上都属于压缩机的热力性故障。

因气阀的不严密，
活塞环的磨损，管道及管系设备漏气，对压缩机排气量的影响将最为显著。

其次，则对排气压力、温度及级间压力、温度等都将有很大的影响。

上述泄漏情况的发生，都将对压缩机的振动状况产生影响。

因此，对压缩机振动信号进行分析，找出压缩机漏气故障和振动信号之间的关系，是具有现实意义的。

在实际的故障测试过程中，由于缸盖和缸体的振动和声音信号中包含了压缩机的大部分故障诊断信号，对其振动信号进行计算机分析诊断，可诊断出压缩机主体的大多数故障。

因而，在测试中，我们对一级、二级的进气阀、排气阀进行了检测。

从气阀传出的噪声，一部分由阀片与阀挡或阀座的撞击产生，另一部分则由气流直接激发产生。

前者的撞击噪声频带分布范围极宽，几乎包含了整个可听音频率范围的分量，而后者的流体发声的频带分布在较低的频率范围内。

2.3.3 气阀故障机理分析
气阀的功用是控制气缸中的气体吸入与排出。

在大中型压缩机中，环形阀的使用最为普遍[23]。

环形阀属于自动阀，即气阀的开启与闭合不是由专门的机构来操纵，而是靠阀门两侧的压力差来自动的实现的。

压缩机对于环形阀的总体要求是：开闭及时、不漏气、阻力损失小、使用寿命长、余隙容积小、结构简单、互换性好。

在压缩机多种多样的故障中，气阀故障占总故障数的60%以上[24]，因此，进行气阀故障机理的研究是对整个压缩机进行故障诊断的重要组成部分。

环形阀一般由阀座、升程限制器、阀片、弹簧、气阀螺栓和螺母组成。

由于环形阀结构复杂，零部件数量多（例如2D12压缩机一级气阀有8片阀片、24个弹簧），长期在高温下承受着交变冲击载荷，极易发生故障。

对结构、材质、制造工艺和操作条件完全相同的气阀，使用寿命在理论上应该是相近的，即失效时间呈正态分布。

环形阀的阀座和升程限制器一般使用中表现为中长期故障，阀片和弹簧在使用中表现为中短期故障，气阀螺栓和螺母的故障率较低。

阀座是气阀的主体，它与升程限制器一起构架了气阀组件的空间。

阀座与升程限制器开通气体通道，是气体必经之处；阀座上的同心凸台表面经磨削加工，与阀片共同构成对气体密封结构；升程限制器对阀片具有导向及限制升程的作用。

阀片升程的大小对压缩机有很大的影响，升程过大，阀片冲击大，影响阀片寿命；升程过小，气体通道截面小，气体流动阻力大，影响压气效率。

阀座密封面的失效主要是由于锈蚀、积碳和磨损造成的。

对于2D12天然气压缩机来说，由于压缩介质天然气是多种成分的混合气体，其中的水蒸气及硫化物是产生腐蚀的主要原因；吸入压缩机的气体中的灰尘颗粒以及高温下烃类分解则会形成积碳，腐蚀与积碳进一步加剧了气阀开启和闭合时的机械磨损。

密封不良会造成气体回流，吸排气效率下降，工作温度升高，气体压力异常等现象，因此可以通过检测热力参数来判定故障；另一方面，气体泄漏也将造成振动噪声的变化。

弹簧在升程中具有缓冲阀片与升程限制器的撞击作用，在回程中具有辅助阀片自动复位并保证密封的作用。

弹簧失效的主要形式是折断和弹性改变。

弹簧失效后可以造成阀片不能准确、平稳地开启和闭合；弹力不一致，易使阀片歪斜、卡滞。

弹簧失效的主要原因在于柱形弹簧钢丝直径小，对微小的外伤或腐蚀性缺口敏感所致。

同时，高温蠕变和渗碳作用可能使弹簧弹性发生改变和金相组织的脆性改变。

弹簧力的变化会影响气阀开启、闭合的准确性，弹力变小，阀片延迟关闭造成气体回流，引起循环气体温度、压力的变化；阀片对升程限制器的的撞击强度增大，使冲击振动及噪声增大，影响阀片寿命。

弹力变大，气阀开启时，气流压力不能使阀片贴在升程限制器表面，会引起阀片的振颤，同时也会造成能量损失，影响到压缩机的效率。

弹簧断裂，可引起复杂的振动，阀片运动卡滞，以及引起阀片受力不均等。

因此，弹簧故障在热力学和动力学参数方面都会有所反应。

阀片是气阀的关键件，其作用是在吸气或排气的结束，关闭气流通道的作用，它与阀座一起形成密封结构。

阀片失效的主要形式是变形与折断，经调查，阀片的
失效几乎全部都与弹簧不同形式的失效(折断或严重锈蚀)有关。

弹簧的失效，引起了阀片工况的变化，阀片受力不均，开启、闭和冲击变大，最容易使阀片在短时间内造成变形和断裂。

另外，阀片材料的硬度也是阀片断裂的主要原因之一，硬度过高阀片表面的微裂纹增加，抗脆性破坏的性能下降。

阀片工作时要承受交变与冲击载荷，不仅需要较高的硬度，还需要足够的韧性和抗疲劳的能力。

故障的阀片不能保证气体通道的正常开启与闭合，因此会造成气体泄漏与回流。

碎裂的阀片将引起复杂的振动，碎片进入气缸将对活塞-气缸系统造成严重的破坏。

故障信号在振动方面会表现明显。

上述分析表明，气阀各种故障都会引起压缩机热力性能和动力性能出现异常，相关的信号主要有气体温度、压力、流量、噪声、振动等信号。

从测试工作的可行性和信号与故障联系的紧密程度对信号分析如下：
（1）温度信号
包括吸气腔温度、排气腔温度、缸内气体温度、阀体温度和气缸缸体温度等。

上述温度信号中，阀体温度和缸体温度对故障的反应惯性大，变化缓慢，同时容易受到外界环境以及运行时间的影响，对于故障诊断来说不是理想的信号。

在压缩机稳定工作达到相对的热平衡后，吸、排气腔气体温度变化不大，容易测量，而且对故障的反映较为敏感，应作为故障监测的特征信号。

气缸内气体温度变化快，对仪器灵敏度要求高，测点须布置在气缸内部，因此实现困难。

（2）压力信号
压力信号包括吸、排气腔气体压力、气流脉动压力和缸内气体压力等。

各气腔压力状况与故障有紧密联系，可以通过吸、排气气腔压力和压力脉动诊断故障，但是这种方法须针对各个气阀设置测点，实现不便。

吸、排气流量能很好的反应压缩机运行效率，但工程上对单个气阀实施流量测量较为困难。

缸内气压信号也与故障联系紧密，气缸压力的变化可直接反映热力故障的原因，是较理想的诊断信号，压。