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71科技创新导报 Science and Technology Innovation Herald 工 业 技 术气流在管路中流动如没有压力和速度的波动,则气流对管路只有静力作用而无动力作用,也就不会引起振动。
由于活塞式压缩机,吸、排气过程是间歇性的。
使气流的压力和速度呈周期性的变化,导致管内气体呈脉动状态,致使管内气体参数不仅随位置变化,而且随时间作周期性变化,如压力、速度、密度等,这就产生了气流脉动。
若将气体在管道内的流动视为一元流动,则气体各参数除和时间有关外,还与气体在管道中所处的位置有关,因此这种流动属于非定常流动。
所谓气流脉动指像上述所述不仅随位置变化,而且随时间变化的现象称为气流脉动。
气流压力的脉动和速度的脉动统称为气流脉动。
实际上,由于气流脉动而引起施加在管道上的干扰力(如气流通过弯管或通流截面变化处),也确是压力脉动和速度脉动的共同结果.但是,在压缩机管道中,这种干扰力属于因速度脉动引起的还不到10%,因此主要是压力脉动所引起。
这种脉动使得气流对管路产生激振力。
在弯头、异径管、阀门和盲板等处其冲击作用尤为明显。
1 气流的压力脉动往复压缩机的工作特点是活塞在气缸中作往复运动。
因为压缩机吸气、排气的间歇性,使管道内气流呈脉动状态,由此可见压力脉动是管道产生振动的主要振源。
压力随时间的变化如图1所示。
压力脉动的幅度通常以压力不均匀度δ表示,压力不均匀度是在正常情况下管路内出现的最高峰值压力与最低峰值压力的差除以平均压力所得的百分比。
只要有压力不均匀度δ=存在,管道就会发生振动,压力不均匀度的表达式如下:δ=%100)(0min max p p P (1)式中:max P ——不均匀压力(绝)的最大值,a MP ;min p ——不均匀压力(绝)的最小值,a MP ;0p ——平均压力(绝),0p =(max P +min p )/2,a MP ;压力不均匀度的幅度是指偏离平均压力的最大幅度,即2/)() - (210min max p p P P显然,管道中压力脉动的不均匀度愈大,振动频率愈高,则振动能量愈大,愈有可能对管道带来破坏作用,尤其是气流经过管道弯头、阀门、喷嘴等处,较大的压力不均匀度将成为管道振动的主要激振力。
液压#动与&封/202#年第03期doi：103969/j.iss/0008—08133021.03313压缩机排气脉动与气流流动实验研究李小&，李奇，李金禄Experimental Study on Compressor Exhautt Pulsation and Aic Flow PulsationLI Xiao-sa,LI Qi,+Jin-3(合肥通用机械研究院有限公司压缩机技术国家重点实验室，安徽合肥230031)摘要：脉动喷注噪声是一类重要的噪声源，往复式压缩机和旋转机械的排气噪声均属于脉动喷注噪声。
该文通过设计实验，采集实验数据对析了高压动、与压缩机动的机理和，得出压缩机动的规律和气流流动的，为压机降噪提供实验依据。
从压缩机 动路，为3dB/m$压机率存在一个最大的脉动激率，随着压缩机的转速升高，动先增大小。
压机的脉动大于高压动的脉动值,在高压放流动，随着压大，动动与逐渐接近，最小值为0.47dB$关键词：压缩机；动;减振降噪;流中图分类号:TH138文献标志码:B文章编号：1008-0813(2021)03-046-05收稿日期：2020-03-23作者简介：李小-(1985-)，男，安徽毫州人，工程师，硕士，主要压缩机是一种广泛应用于石油化工、船舶、汽车、从事压缩机设计、机械振动控制、研究。
航天等行业的通用机械设备$由于活塞的周期性作梁冲槽液压缸接触SQ1，返回初始位置，以进行下一个1•油箱2.滤油器3.变量液压泵4.电动机5、10.单向阀6•卸荷溢流阀7•调速阀8•三位四通电磁换向阀9•卸荷阀11.驱动液压缸12.下横梁13.冷却器14.冷却器风扇图4改进液压驱动系统原理图为冲槽加工的顺利进行，差动连接的驱动油路使上横梁冲槽液压缸在向下运动高速度$与此同时,在液压缸的驱动下可实现上横梁冲槽液压缸快速的升降,以便于后续冲槽加工效率的提升。
3总结通过对冲槽机液压驱动系统的设计和改进，可实现上横梁冲槽液压缸的升降速度和升降,从而为冲槽机的自动化程度提高的进作用，同可为液力变矩器涡轮和泵轮内、外环的制造提供技术依据，从而大大提高液力变矩器的制造效率。
天然气压缩机管线的震动与减震作者：宋静静来源：《中国化工贸易·下旬刊》2017年第01期摘要：在环境问题日渐严重的今天，天然气作为一种环保能源，在各领域的应用也更加广泛。
而天然气压缩机的生产、使用，极大的提高了其运输与使用的便利性，同时对于改善当前的能源紧张的局面也非常有利，但其使用中的管线震动极大的降低了天然气压缩机的综合性能，严重影响压缩机的可靠运行，并造成较大的安全隐患，因此本文就天然气压缩机管线的振动与减震展开了探讨。
关键词：天然气压缩机；管线；震动；减震措施1 天然气压缩机管线震动的原因机械在运转中产生震动是比较常见的，并且引起这种震动的原因也是方方面面的，因而在震动缘由的研究中需要客观的从各个方面进行分析，才能更好的帮助人们找到行之有效的解决途径，以便于充分发挥出这种天然气压缩机的真正价值。
天然气压缩机管线震动主要有两种情况：一种是由于机器的动力平衡性能不好或基础设计不良引起的；另一种是气流脉动引起的。
前者只发生在机器附近的管道，而后者则可传至很远。
实践表明：现在使用压缩机的厂矿中所遇到的管道振动，多数为气流脉动引起的。
天然气压缩机运行时，管道系统主要有两个振动系统：一个是管路内气柱振动；一个是管路内的机械振动。
激发也有两个；一个是压缩机向管路吸气或排气的激发，一个是气流压力脉动波所形成的激振力的激发。
管路系统受到激发就发生振动，特别是在转弯处或截面变化处振动更加激烈。
最坏的配管情况是三个频度重合，即激发频率等于气柱固有频率又等于管路的机械固有频率，则气柱和管路处于共振状态，导致管路发生强烈振动而无法使用。
此外，压缩机运行过程中对于各配件之间的安装也有较高要求，一些共振问题的出现也极有可能是安装不合理引起。
安装过程中的不细致造成的震动，对于后期的使用也会造成较大的影响，需要不断的加以改进，尽可能的减少天然气压缩机的管线震动现象出现。
这些震动对于压缩机而言都是不利的，且通过对震动缘由的分析，可以帮助我们的技术人员及时发现机械的问题，从而准确的进行维修，极大的延长其使用寿命。
往复式压缩机气流脉动与管路振动问题分析与解决王建刚3 李志刚(兰州石化合成橡胶厂)摘 要 针对往复式乙烯压缩机管网振动严重超标的问题,通过测量振动值、分析振动原因,采取重新布管、增加缓冲罐等措施,使管线振动情况得以明显改善。
关键词 往复式压缩机 管道振动中图分类号 T Q051121 文献标识码 B 文章编号 025426094(2009)0420384202 往复式乙烯压缩机为兰州石化合成橡胶厂苯乙烯车间分子筛装置的关键设备之一,是为整个烷基化反应系统提供符合压力要求的乙烯。
该设备于2004年6月投产运行,投产后压缩机管网振动严重超标,压缩机系统故障频繁。
针对以上情况,笔者对2台乙烯压缩机组进、出口管线进行了振动测量和振动分析,根据分析结果,制定相应的减振措施,解决了振动超标问题。
1 乙烯压缩机参数及故障情况乙烯压缩机相关参数如下:型号 L W23/44形式 L型复动式无油润滑乙烯压缩机气体成分 乙烯C2H499%,C2H6、C3H8等1%驱动方式 三相感应电动机皮带轮传动流量 12m3/m in吸入压力 1MPa排出压力 4.4MPa乙烯压缩机系统故障的主要表现为:a.因管线振动,影响管路上仪表的正确示值,甚至在运行之初,各流量仪表和安全监控仪表无法正常显示,直接影响装置的安全稳定生产。
b.由于管线振动严重,管线上法兰联接螺丝易松动,造成乙烯气体自法兰处外漏,由于乙烯气体具有易燃易爆性,严重威胁装置的安全生产。
c.管线的振动也导致管线焊缝疲劳损伤加剧,2005年6月一处弯头对接焊缝开裂,装置被迫紧急停车,对所有乙烯管线进行100%无损伤探伤。
停车和探伤期间造成分子筛单元无法完成生产计划,也严重影响了下游装置的平稳运行。
2 振动振幅测量及数据分析2.1 压缩机振动评价标准参考I S O1081626标准和日本西南研究所做出的一个允许的管道振动基准,确定压缩机及管网的实际振动振幅应小于280μm。
管道振动的减振方案及工程应用赵子琴;李树勋;徐登伟;吴寿敬【摘要】流体压力脉动和管壁结构作用产生剧烈的管道振动,严重影响设备安全运行.针对该问题,通过对管道振动数学模型及引起振动的流固耦合理论进行研究,重点从管道结构和流体系统两方面对管道产生振动的原因进行了分析,提出了在结构系统、液压冲击、气流脉动等方面消减振动的有效措施.介绍了治理压缩机管道振动的工程实例,结果表明其措施有效.最后,总结了为了控制管道振动,今后应重点发展的方向和重视的问题.【期刊名称】《管道技术与设备》【年(卷),期】2011(000)003【总页数】3页(P54-56)【关键词】管道系统;流固耦合;管道振动;气流脉动;减振措施【作者】赵子琴;李树勋;徐登伟;吴寿敬【作者单位】兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州,730050;兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州,730050;机械工业泵及特殊阀门工程研究中心,甘肃兰州,730050;兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州,730050;兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州,730050【正文语种】中文【中图分类】TQ055管道广泛应用于电力、石油等行业，若管道长期振动，会产生疲劳破坏，对设备的安全和寿命有影响，据不完全统计，全世界每年因管道振动而造成的经济损失高达数百亿美元[1-2]。
在国内，这类事故也造成了巨大的损失[3]。
管道振动实质是管道和与之相连的附属设备、装置以及支承架构成的结构系统，在复杂空间激振力系下随时间而变化的问题[4]。
把激振力看成对于管道的激发信号，管道产生的振动看成是管道对于激发信号的响应，可用图1表示管道在激振力的作用下引起受迫振动的数学模型。
管道产生振动主要由两大系统并行决定：管道的机械结构系统；与管道系统相对应的流体系统。
两大系统流固耦合的复杂作用是管道振动的主要原因。
此外，管道还受到地震、风力或其他瞬时冲击力的作用，同时管道也会发生复杂的振动[5]。
用图2表示管道系统振动的激振力源及流固耦合关系。
天然气压缩机是油气化工工艺装置中的重要设备，管路系统振动是管道设计、压缩机运行中最常见问题。
管道系统振动问题会直接提升对压缩机的危害性，会直接降低压缩机容积效率，降低排气量、增加运行损耗、缩短气阀和控制仪表使用寿命，同时管道系统振动问题还会导致连接部位、附件松动或破裂，对天然气压缩机运行安全、成本有着很大影响。
特别是易燃易爆气体，一旦发生管道振动问题，容易产生泄露着火等事故。
所以，必须全面分析管道系统振动问题，并提出相应的缓解方案。
1 气流脉冲引起管道振动的原因天然气压缩机运行振动很有可能带动管道振动，此类振动通常发生在机械附近的管道中。
如果管道与机器之间的间距较大，则管道振动会随着长度而衰减。
该类振动可以分为：一是机器自身振动带动连接管道振动；二是压缩机动力平衡不佳，机械振动引发基础振动，管道支架、吊架根部与基础连接，从而造成管道振动。
但这些振动问题都属于机械振动。
天然气压缩机在实际运行中，气缸重点活塞会周期性反复运动，吸排气具有周期性、间歇性特点，管道气天然气运动参数，如速度、压力、密度等不仅会在不同位置发生变化，同时也会随着时间的推移产生周期性变化，也就是气流脉动现象。
在脉动气流遇到弯头、控制阀、异径管、盲板等元器件时，会随着时间推移除转化为激振力，在激振力的作用下，管道中会产生机械振动响应，该振动情况可以沿着管道系统传输非常远。
由于气柱本身就有固有频率，一旦激发频率和固有频率重合，会加剧气柱的气流反应，产生更加强大的气流压力脉冲，产生管路机械共振情况。
如果激发频率、气柱固有频率、管路机械固有频率三者重合，此时管道、气柱均处于共振状态，进一步加剧共振情况。
由于工艺自身的原因限制，天然气压缩机气流脉动始终存在，需要控制合理的振动范围，事先做好整机气流脉动、振动分析计算的相关措施，则可以有效避免一些不必要的损失或事故。
特别是对于新设计的机组，必须严格控制装置气流脉动、管道振动情况，保证天然气压缩机正常运行。
华中科技大学硕士学位论文摘要作为流体压缩及动力输送的通用机械，压缩机一向被视作化工行业的核心设备，其能否安全平稳地运行直接关乎相关企业经济效益。
活塞压缩机进、排气过程带有间断特性，使得进排气管内气流参数呈脉动变化，出现气流脉动现象。
气流脉动极易导致管道振动，从而引发压缩机容积效率变低、功率损耗增加等危害。
因此，研究脉动产生机理及其对管道振动特性产生的影响便具有较强意义。
本文针对阀腔压力脉动与管道振动作了以下研究。
建立了求解阀腔压力脉动的数学模型，综合考虑了压缩机阀腔、阀片运动和管道系统等对气流脉动的影响，将压缩机和管系作为一个动态关联的整体进行研究，使得压缩机工作特性的气流脉动分析更接近实际情况，计算结果精度更高。
根据压缩机工作和阀片运动规律特性的模拟结果，对是否考虑阀腔影响的两种情况，进行对比分析，结果表明，若考虑阀腔影响，阀片撞击升程限制器的速度增加约10%，容易损坏阀片。
然后讨论了阀片升程、弹簧刚度及阀片质量等气阀结构参数对气阀运动规律和缸内压力的影响。
另外，通过阀腔压力脉动模型的求解，获得了进气阀腔的压力变化情况，压力不均匀度为3.49%，在合理范围内。
基于流固耦合模态与气柱固频分析的基本理论，探索了压力、壁厚、内径等参数对所建管道固频的影响情况，并进行了管内气柱模态分析。
基于模态分析结果，对弯管内气体处于非定常状态时管路振动响应问题进行数值分析，同时还研究了脉动流体的频率与幅度等参数对管道响应的影响规律。
研究发现，压力脉动使管道应力出现较大波动（7%），这种较大幅度的交变应力极易破坏管道；在流固耦合作用下，管道基频随压力脉动频率的增大而升高，且当管道基频或气柱固频与气流脉动频率相近（共振）时，管道变形增大为非共振情况的2-3倍。
关键词：大型往复压缩机；气阀运动规律；阀腔压力脉动；管道振动；瞬态分析华中科技大学硕士学位论文AbstractAs a general machine of fluid compression and power delivery, compressor always been regarded as the core equipment of the petrochemical industry. Whether safe and smooth operation is directly related to the economic interests of the related enterprises. The inlet and exhaust process of piston compressor is intermittent, which makes the parameters of the air flow in the inlet and exhaust pipes change periodically, and then the flow pulsation occurs. Airflow pulsation can cause pipeline vibration easily, which leads to lower volumetric efficiency of compressor and the increasing of power loss etc. Therefore, it has great significance to study the mechanism of pulsation and its’ influence on the vibration characteristics of pipeline. In this paper, the pressure pulsation of valve cavity and the vibration of pipeline are studied as follows.First, we established the mathematical model of pressure fluctuation in valve chamber. The influence of valve chamber, valve motion and pipeline system on the flow pulsation are considered synthetically in this model, which makes the compressor and pipe system formed integrally, and this kind of air flow pulsation analysis combined with compressor working characteristics will make the calculation results more accurate and closer to the actual situation.According to the simulation results of compressor work and the motion law of valve plate, we compared and analyzed the influence of with or without valve cavity, the rsults show that if we take into account the valve cavity, the speed of valve plate impact lift limiter is increased by about 10%, and the valve plate is easily damaged. After that, we discussed the influence of valve structure parameters such as valve plate lift, spring stiffness and valve blade mass on valve motion and cylinder pressure. By solving the pressure fluctuation model of the valve cavity, the pressure variation of the inlet valve cavity is obtained, and the pressure inhomogeneity is 3.49, which is within a reasonable range.华中科技大学硕士学位论文Last, we studied the influence of pressure, wall thickness and inner diameter on the natural frequency of the pipeline based on the basic theory of fluid-solid coupling and modal analysis. After the modal analysis of the gas column in the pipe was carried out, based which numerical analysis of the vibration response of the pipe was done when the gas in the bend is in an unsteady state. At the same time, the influence of the frequency and amplitude of the pulsating fluid on the pipeline response is also studied. We found that the pressure pulsation causes the pipeline stress to fluctuate greatly (7%), which is easy to destroy the pipeline, and the fundamental frequency of the pipeline increases with the increase of the pressure pulsation frequency under the action of fluid-solid coupling. When the fundamental frequency of the pipeline or the fixed frequency of the gas column is close to the pulsating frequency of the gas flow (resonance), the deformation of the pipeline increases 2-3 times as much as that of the non-resonance case.Keywords: Large Reciprocating compressor; Motion law of valve; Pressure pulsation of valve chamber; Pipe vibration; Transient analysis华中科技大学硕士学位论文主要符号表h阀片位移 y阀片运动速度 θ曲轴转角 v M阀片质量 ω曲轴转角速度 β 推力系数 p气体压力 s p 进气压力 d p排气压力s A气阀推力面积so p进气阀腔气体初始压力 do p排气阀腔气体初始压力 so ρ 进气阀腔初始气体密度 do ρ排气阀腔初始气体密度 z气阀弹簧个数 K弹簧刚度系数 0H弹簧预压缩量 k气体绝热指数 V气体容积 A α气阀有效通流面积 R气体常数 s T进气温度 d T排气温度 S活塞行程p A活塞底面积 λ曲柄半径与连杆长度比值 0V余隙容积 D气缸直径 1α阀隙流量系数 e α阀座通道流量系数 v A环周长 e A阀座通道面积 1N进气阀个数 2N排气阀个数 Q热量W 功 下标imp 碰撞值 下标reb 反弹值 下标s进气 下标d排气H阀片升程s Φ进气管道质量流量 csΦ流经进气阀气体质量流量 cdΦ流经排气阀气体质量流量 d Φ 排气管道质量流量s ρ进气密度华中科技大学硕士学位论文s L进气管道长度 d L排气管道长度 d ρ排气密度 s V进气阀腔体积d V排气阀腔体积s λ进气管沿程阻力损失系数 d λ排气管沿程阻力损失系数 R C 阀片反弹系数 s K进气管局部阻力系数d K排气管局部阻力系数华中科技大学硕士学位论文目录摘要 (I)Abstract ........................................................................................................... I I 主要符号表 (IV)目录 (VI)1绪论 (1)1.1 课题背景与研究意义 (1)1.2 国内外研究现状 (2)1.3 本文主要工作 (6)2往复式压缩机阀腔压力脉动数学模型 (8)2.1 引言 (8)2.2 压缩机工作过程数学模型 (8)2.3 阀片运动方程 (11)2.4 阀腔压力控制方程 (13)2.5 管内气体流动方程 (15)2.6 阀腔压力脉动数学模型及计算条件 (16)2.7 本章小结 (18)3阀片运动及阀腔压力脉动模拟 (20)3.1 引言 (20)华中科技大学硕士学位论文3.2 阀片运动规律与影响因素分析 (20)3.3 阀腔压力脉动分析 (27)3.4 本章小结 (28)4输气管道流固耦合模态分析及气柱固有频率计算 (29)4.1 引言 (29)4.2 流固耦合基本原理 (29)4.3 管道结构模态分析 (33)4.4 气柱固有频率计算 (41)4.5 本章小结 (44)5管道流固耦合瞬态特性分析 (45)5.1 引言 (45)5.2 弯曲管道流固耦合模型 (45)5.3 数值分析 (47)5.4 结果分析及不同因素影响 (47)5.5 本章小结 (54)6总结与展望 (56)6.1 全文总结 (56)6.2 研究展望 (57)致谢 (58)华中科技大学硕士学位论文参考文献 (59)硕士期间研究成果 (66)华中科技大学硕士学位论文1绪论1.1 课题背景与研究意义作为流体压缩及动力输送的给予者，压缩机一向被视作化工行业的核心设备，压缩机将流体加压加速后使其快速涌向装置的其他部位，其能否安全平稳地运行直接关乎相关企业经济利益。
气流脉动与譬谨攮动分析研究在牙聍注气压薯机中的应用４５１气流脉动与管道振动分析研究在牙哈注气压缩机中的应用宋清平（辽宁辽河石油工程有限公司）摘要本文以牙哈凝析气田超高压注气压缩机系统为例，详细介绍１压缩机系统的气流脉动与管道振动分析研究过程、采取的防振减振措施、使用效果及体会。
经振动分析后采取７减振措施的机组Ｉ艺管道投产没有出现任何振动问题，完全满足ｊ机组和系统的安全要求。
牙哈凝析气田采用超高压压缩机向地下注入天然气，以保持地层压力，提高凝析油采收率。
所采用的注气压缩机组为美国ＣｏｏｐｅｒＣａｍｅｒｏｎ的１６ｓＧＴ—ＭＨ／６６中速、分体、对置平衡往复式天然气发动机一压缩机，入口压力为７．０ＭＰａ，出口压力为５２．０ＭＰａ，单台排量为５４×１０４ｍ３／ｄ．三级压缩，共６台，无备用，操作转速为７００～８５０ｒ／ｒａｉｎ，发动机额定功率为１９５６ｋＷ（２６５０ＨＰ）。
机组单台排量之大、出口压力之高和６台并联运行的操作，国内外仅此一例。
因此，注气压缩机的高效、安全平稳运转是整个凝析气田开发成败的关键。
为了保证注气压缩机系统安全、高效、乎稳运转，对机组进行气流脉动和机械振动分析研究是非常重要的。
一、气流脉动及危害由于往复式压缩机吸排流体呈间歇性和周期性。
使得气流的压力和速度呈周期性变化，这种现象，称为气流脉动。
气流脉动造成许多危害，显著影响压缩机组运行的可靠性和经济性，引起额外的功率消耗、控制仪表失灵、管道振动等。
管道振动对安全生产造成很大的威胁，强烈的管道振动会导致设备及连接附件的疲劳破坏和产生噪声，会使管路附件。
特别是管道的连接部位和管道附件的连接部位发生松动和破裂，造成泄漏甚至发生火灾爆炸。
近几年，油田往复式机泵现场已发生了多起因管道振动严重，导致停产、焊口破裂、天然气泄漏、发生火灾爆炸、烧毁数台压缩机等严重威胁安全生产的事故。
因此，事先对往复式机泵系统进行气流脉动与管道机械振动分析并采取相应措施的工作已愈来愈受到重视。
二、振源分析压缩机装置振动大多数是由气泷脉动引起的。
气漉脉动激发管道作机械振动，管道振动反过来又会加尉机组擐动．因此，要藏缓压缩机系统的摄动。
必须首先消除气流脉动。
４５２宝罾油气循蘑授术叠砸研讨鲁抡文集由气流脉动引起的管道振动，涉及两个同时存在的振动系统。
一个是气柱振动系统（气柱即管路内充满的气体），一个是机械振动系统。
气柱本身是一个具有连续质量的弹性振动系统，该系统如果受到激发，就会振动。
压缩机气缸的周期性吸排气，就是对气柱的激发。
气柱振动的结果是管遭内的压力发生脉动。
机械振动系统由管路（包括管遭本身、管道附件及支架等）结构系统构成，只要有激发力作用在这个系统上，就会产生机械振动响应。
压力脉动作用在管路的转弯处或流通截面变化处的不平衡力，是激发管道机械振动的激发力。
脉动的流体沿管道输送时，如果遇到弯头、异径管、控制阀等元件。
就会产生随时间变化的激振力，受此激振力作用，管道结构和构件就会产生一定的机械振动。
管道与其内部流体构成的系统，其固有频率与机组的激发频率接近时，就会发生共振，即管道产生较大的位移和应力，管内流体的脉动达到最大值。
压力脉动越大，管道振动的位移峰值和应力也越大。
就是说，气流脉动激发管道作机械振动，管道振动反过来又会加剧机组振动。
三、机组气流脉动和管道振动的防治管道振动主要是气流脉动引起的，因此，控制气流脉动，使它处在允许值范围内，是消除管道振动的根本方法。
设计适宜的工艺配管，使其固有频率避开压缩机组的激发频率范围，避免气柱共振，使振动值在允许值的范围内，是消除管道振动的保证。
１．机姐控制机组本身的振动，从根源上消除气流脉动。
引进注气压缩机组时，针对注气现场大排量、超高压和６台压缩机并联运行的特点，机组的供货商按美国石油学会标准《用于石油、化学和天然气工业的往复式压缩机）ＡＰＩ６１８中的相关方法进行了机组的气流脉动和机械振动分析与研究，并按ＡＰＩ６１８的标准对机组的气流脉动研究与机械振动分析提出了控制要求。
根据研究结果，对原设计的部分气缸进出Ｉ：１缓冲罐的结构尺寸进行了调整，在气缸缓冲罐的入口和高压排放口等处设置了减小气流脉动的限流孔板，并对机组本身的管遭支撑做了改进。
２．蕾系管系设计，即设计适宜的配管系统，对其管道进行气体动力特性（包括气柱固有频率和压力脉动幅度）和管道结构动力特性（结构固有频率、振幅和应力等）的计算，并对配管方案进行核算，选择压力脉动值和管道机械振动都在允许值范围内的管系。
这样的管系在运行中是平稳可靠的。
（１）建立模型针对牙哈注气压缩机在运转过程中可能出现的情况，分别按６台全开、５开１备和４开２备的机组运转组合状况，在８５０ｒ／ｒａｉｎ转速下，各建立了２２种模型。
又按６台全开工况，分别在８００ｒ／ｒａｉｎ、７５０ｒ／ｒａｉｎ和７００ｒ／ｒａｉｎ转速下，各建立了３种计算模型。
模型中包括管道的安装方式、管径、阀门和管件位置、支架点的设置和型式等。
（２）压力脉动分析对以上各种模型，分别按进气管系和排气管系进行计算。
将计算的压力脉动值与ＡＰｌ６１８标准值对比，进气管系的压力脉动值全部在ＡＰｌ６１８标准值内，而排气管系的压力脉动值除６台全开个别位置达标外，其余均超出ＡＰｌ６１８标准值。
表１是压力不均匀度ＡＰｌ６１８标准。
通过对气流脉动的分析和计算，为管道系统的配管设计提供依据，使设计人员在配管的设计Ｉ！ｆｒ段就托ｉｌ卣谴譬渣露的压力脉动情况。
配置幽运转平稳的管道。
气流脉动与管道曩动分析研究在牙哈注气压缩机中的应用４５３表１压力不均匀度ＡＰｌ６１８标准值压力管内径频率（Ｈｔ）（ＭＰａ）（ｒａｍ），ｌ，２，３ｆ、，５ｆｂ８０１．４０３０．９９２Ｏ．８１００．７０２０．６２８０．５７３１００１．２５５０．８８８０．７２５０．６２８０．５６１０．５１２７．２１４９１．０２８０．７２７０．５９４０．５１４０．４６００．４２０１９５０．８９９０．６３６Ｏ．５１９０．４４９０．４０２０．３６７２９１０．７３６０．５２００．４２５０．３６８０．３２９０．３００３００．８５３０．６０３０．４９２０．４２６０．３８１０．３４８３８０．７５８０．５３６０．４３７０．３７９０．３３９０．３０９５２４８０．６７４０．４７７０．３８９０．３３７０．３０１０．２７５６３０．５８８０．４１６０．３４００．２９４０．２６３０．２４０８００．５２２０．３６９０．３０１０．２６１０．２３４０．２１３（３）机械振动分析当管系的某阶固有频率与压缩机管路内的气流脉动频率重合时，管道将产生机械共振。
这时即使气流脉动较小，也可能发生较大的机械振动，影响机组系统的正常运行。
为此，在设计管系时要进行固有频率的计算。
以便适当地调整管系结构，使管系统的各阶固有频率（至少是最低的几阶）能远离气流脉动的频率。
对于牙哈注气压缩机系统，采用子空间迭带法（求出若干最低阶固有频率）来计算管系的固有频率和振型向量。
利用振型分析法来求解管系上指定点在振动时的位移。
计算的结果表明；设计的一级进气管系结构固有频率偏低。
选定的２２阶中的不少频率落入１阶和２阶激发频率的共振范围内。
特别是在８５０ｒ／ｒａｉｎ转速下，对设计管系的振幅和动应力进行预估，发现振幅在相当大的范围内超标。
其中个别点振幅达到２２００ｇｔｍ，在７００ｒ／ｒａｉｎ、７５０ｒ／ｍｉｎ和８００ｒ／ｍｉｎ下的振幅甚至更大。
设计的三级排气管系由于是低架、密支，动力特性较好，原设计ｌ阶固有频率达３８．５Ｈｚ。
振幅在允许范围内。
压缩机的操作转速范围为７００８５０ｒ／ｍｉｎ。
对应的转速为７００ｒ／ｍｉｎ、７５０ｒ／ｒａｉｎ、８００ｒ／ｍｉｎ和８５０ｒ／ｒａｉｎ时的激发主频率分别为１１．６７Ｈｚ、１２．５Ｈｚ、１３．３Ｈｚ和１４．７Ｈｚ。
要使系统运行平稳，就必须远离激发频率区，一般取０．８～１．２倍的主频范围。
根据机组的操作转速，９．３６６～１７．６Ｈｚ的固有频率都应该避开。
对机械振动部分计算的结果是：进气管系的固有频率从第５阶１０．４３Ｈｚ到第２２阶１７．３６Ｈｚ，全部落在了共振区内。
动力响应值高达２２５４／ａｍ。
（４）采取的措施分析上述计算结果，可以看出，该现场需要对结构固有频率进行调整。
对于牙哈注气压缩机系统来说，工艺管道的管径是经方寒比选确定的，管系走向和安装型式也是经多次探讨商定的，如果要改变它们，将会影响其他设施。
因此，方便而有效的方法是在原有支撑的基础上增加一批新的支撑，确保原有的和新增加的所有支撑的支撑点都有与其高度相应的足够的刚度。
调整之后的结构同有顿率，管系部分最低为４５．９Ｈｚ。
通过对各种转速及各种组合情况进行棱算．获得的振幅僵普遗下降。
振幅最大值不超过１００ｆｌｍ。
４５４全国油气储运技术叠流研讨鑫论文纂通过对不同转速（７００ｒ／ｍｉｎ、８００ｒ／ｍｉｎ和８５０ｒ／ｍｉｎ）的核算发现，当转速不同时，虽然压力脉动值不大．但振幅却有较大的增长。
管系结构的固有频率虽因增加了新的支撑而有所增加，但个别支撑点的刚度仍然偏低，仍需进一步提高。
增加若干支撑和加强支架刚度后，各种转速下的压力振幅最大值均不超过１００ｔｔｍ，同时动力响应值也相应下降，振幅和动力响应值均达到标准。
整个配管系统共增加支撑４３个，并对近２０个支架进行了刚度加强。
其主要加强是：进气汇管高架管架加强刚度，进气汇管高架处增加支撑２０余个，进气流量计阀组处增加支撑并加强刚度，各机组进气分支管处增加支撑并加强刚度，机组一级进气洗涤罐入１：３弯头处增加支撑等。
排气管道按照管道支撑点间距不大于２ｍ的原则设置了支架，在局部的管道弯头和靠近放空口处设置了支撑。
此外，为减轻管道振动，还采取了以下措施：①改进管道的固定方式。
即对用于限制管道径向位移的管卡进行改进，将常用的卡与管道间的线接触改为面接触，加强了支架对管道的束缚力。
②机组三级排气站内的高压管道采用大曲率半径弯头，减小流体在弯头处的激发力，减轻管道的振动。
⑧在压缩机紧急放空阀处设置多级节流孔板，经过节流孔板后，该管段内的压力不均匀度降低，达到了减轻管道振动的目的。
采取了减振措施后的牙啥超高压注气压缩机系统机组工艺管道投产后没有出现任何振动问题，完全满足了机组和系统的安全要求。
四、结束语系统气流脉动与管道机械振动分析不能忽略。
压缩机系统的气流脉动与机械振动分析研究是压缩机系统设计中的一项重要工作内容。
在机组设计的前期工作中，就要对机组的供货商提出具体的、明确的标准和要求．从根本上消除或减缓压缩机系统振动的根源。
不管是高压，还是低压，对往复式运转设备都应该进行机组及系统的气流脉动和管道机械振动分析。
对于新建装置，要设计出气流脉动和管道机械振动值都在允许范围内的运转平稳的系统，对于已存在较大气流脉动和振动的管道，可以采取适当的消振措施，如设置孔板、改变或添加支撑、设置缓冲器等，达到保证安全生产的目的。
