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大型活塞式压缩机管道振动原因与减振分析大型活塞式压缩机是用于将气体压缩成高压气体的设备，在使用过程中，由于压缩机的旋转部件运动、气流的流动以及管道的布置等因素，可能会引起管道振动。
管道振动会影响设备的安全运行和工作效率，因此有必要对其振动原因进行分析，并采取相应的减振措施。
管道振动的原因主要有以下几点：1.活塞式压缩机的旋转部件运动引起的振动：活塞式压缩机的活塞在运动过程中会产生惯性力，由于机械结构的缺陷、材料的不均匀性等原因，活塞的转动会引起管道振动。
2.气流的流动引起的振动：气流在管道中流动会产生压力变化，当气流通过突然变窄的管道或弯头时，会形成局部的压力波动，从而引起管道振动。
3.管道的布置引起的振动：管道的布置不合理，例如管道过长、过高、过硬、支承不牢固等，会让压缩机所产生的振动在管道中传导，引起管道的共振。
为了减少管道振动带来的危害，可以采取以下减振措施：1.优化活塞式压缩机的结构设计：通过改进活塞的结构和制造工艺，降低其旋转时的惯性力，减少振动的产生。
2.合理安装管道支架：在管道的关键部位设置合适的支承和支撑，使管道固定稳定，减少振动的传导。
3.采用缓冲装置：在管道的连接处安装缓冲装置，如橡胶垫片、弹性接头等，能够吸收振动能量，并减小振动的传导。
4.降低气流速度：通过减少气流速度、增加管道直径等方法，降低气体流动对管道的冲击力，减少振动的产生。
5.增加管道吸声材料：在管道的内部或外部涂覆吸声材料，如橡胶、聚乙烯等，能够吸收振动和噪音，降低管道振动的程度。
综上所述，大型活塞式压缩机管道振动的原因主要是由于活塞运动、气流流动以及管道布置等因素引起的，为了减少振动的危害，可以采取合理的结构设计、管道支架布置、缓冲装置安装、降低气流速度以及增加吸声材料等减振措施。
往复式压缩机管道防振设计规定首先，往复式压缩机管道防振设计的材料选择应符合相关标准。
管道应选用耐压、耐腐蚀、耐震动的材料，如碳钢、不锈钢或者塑料管道。
材料的选择应根据工作介质的特性来确定，以保证管道在工作过程中的安全可靠性。
其次，管道布局需要合理设计，以降低振动和噪声的产生。
首先，应尽量避免使用长直管道，而是采用弯管连接，以减少压缩机振动的传导。
其次，应保证管道与地面或其他固定设施之间有足够的间距，以减少振动和噪声的传递。
最后，管道的支架间距应合理设置，以减少管道的自振。
支吊架设计也是往复式压缩机管道防振设计的重要内容。
支吊架应布置在压缩机进出口管道的靠近锻造焊接点的位置上，以减小管道的振动。
支吊架的材料选择应符合相关标准，且应具有足够的刚度和强度。
支吊架的位置和数量应根据管道的长度和重量来确定，以保证管道的稳定性。
吸振器的使用也是往复式压缩机管道防振设计的一种方法。
吸振器可以通过吸收管道振动能量来减少振动和噪声的产生。
吸振器的选用应根据管道的工作压力、流量和振动频率来确定，以确保其工作效果。
吸振器的安装位置应根据管道的特点和工况来确定，以充分发挥其吸振效果。
最后，往复式压缩机管道防振设计还应考虑安全操作与维护。
在安装过程中，应保证管道连接牢固，防止泄漏和松动。
在使用过程中，定期检查支吊架和吸振器的状态，如有松动或损坏应及时修复或更换。
此外，应保证管道的通畅，及时清理积存的污垢。
总之，往复式压缩机管道防振设计的规定包括材料选择、管道布局、支吊架设计、吸振器的使用等方面。
合理的管道防振设计可以降低振动和噪声的产生，保证往复式压缩机的安全稳定运行。
在实际设计中，还应根据具体工况和要求，结合相关标准和经验进行综合考虑和设计。
螺杆压缩机排气管振动分析及解决方法摘要：压缩机强烈的管道振动会使管道附件特别是与管道相连的部件连接松动，轻则引起泄漏，重则由破裂引起爆炸；引起零件的疲劳破坏，降低整个装置的疲劳寿命。
为保证压缩机的安全运行，有必要对管道振动的机理进行分析和研究。
文/张占义1、排气管振动的原因压缩机强烈的管道振动会使管道附件特别是与管道相连的部件连接松动，轻则引起泄漏，重则由破裂引起爆炸；引起零件的疲劳破坏，降低整个装置的疲劳寿命。
为保证压缩机的安全运行，有必要对管道振动的机理进行分析和研究。
管道内流体流速过快产生湍流边界层分离而形成涡流，会引起振动。
管道系统的振动主要是由机械振动、管道内部介质脉动以及支吊架安装不当引起。
使用测振仪对某型号移动式螺杆机进行测试，发现其在空载时运动比较平稳，振动轻微；当对移动机加载测试时，振动剧烈，由振动产生的噪声也比较厉害，由此可以肯定该压缩机的管道振动主要是由气流脉动引起的。
2、对排气管进行模态分析图1为排气管的实体造型图。
此排气管是从压缩机主机出来到油气分离器中间的一段，材质为普通碳钢，弹性模量为210GPa，泊松比为0.28，密度为7800kg/m2。
管外径是89mm，管壁厚为4.5mm，管的弯角为90°。
2.1 排气管内部流体的运动轨迹针对排气管的振动问题，用Solidworks 软件对排气管进行实体建模，然后导入内部模块Flow simula—tion进行排气管内部流场的模拟。
对模型加上封盖沿中心线剖分后，进行计算域和流体子域的限定，插人流体的边界条件：入口的体积流量Q为20m3／min，化成软件默认的单位m3／h后的数值为0.33，气体的流动状态假设为均匀流动，按理想气体状态进行处理；出口进行静压处理，从而得出排气管内部流体的流动轨迹如图2所示。
从上图可以看出，在管道的拐弯处由于受到内部气流的冲击压力较大，在直管部分气流相对平稳，所以管道拐弯处的压力脉动是引起管道频率变化的主要因素。
2010年第2期(总220期)■使用维修收稿日期:2009-06-25文章编号:100622971(2010)022*******压缩机管道振动的控制标准韩省亮1,张明益2,陈朝晖2,蒋东辉2,黄宏俊2,毛仲强2,祁顺仁2(11西安交通大学,陕西西安210049;21塔里木油田分公司,新疆维吾尔自治区843000)摘 要:介绍了不同国家的压缩机管道气流脉动不均匀度的允许值,并讨论了由此引起的激振力的计算方法。
最后给出了目前各国所制定的相关振动标准。
关键词:管道振动;气流脉动;国际标准中图分类号:TH457 文献标识码:A Con trol St andards of P i peli n e V ibra ti on i n Co m pressorHAN Sheng 2liang 1,Z HANG M ing 2yi 2,CHE N Zhao 2hui 2,J IANG Dong 2hui 2,HUANG Hong 2jun 2,MAO Zhong 2qiang 2,Q I Shun 2ren2(11X i ′an J iaotong U niversity,X i ′an 710049,China;21Petrochina Tari m O ilfield Cso m pany,X injiang 843000,China )Abstract :Several countries ′all owed unevenness of comp ress or p i pelines p ressure fluctuati on is intr oduced,and the corres ponding calculati on strategies f or the exciting f orce caused by p ressure fluctuati on are discussed .Fur 2ther more the current vibrati on standards s pecified by different countries are p resented .Key words :p i pelines vibrati on;p ressure fluctuati on;internati onal standards 往复压缩机是石油、化工等生产系统中最常用的大型设备之一。
其特点是流体经过活塞的作用,压力可按所需值提高。
但由于吸、排工质呈间歇性和周期性,从而使压力分布随位置和时间的变化而变,为位置和时间的函数,称为管流脉动[1]。
机器未开动时,压缩机、容器、支架以及管道都是静止的;但机器一旦开动,管道系统就会随之振动。
在带压运行的情况下,多数管道的振动都会随之加剧。
这是由于管流脉动沿管道传播遇到弯头、异径接头、控制阀和盲板等元件时,就会产生一定的随时间变化的激振力,使管道结构产生受迫振动。
振动的程度与管道中的压力、管道的配备和设计密切相关。
高压管道振动对安全生产具有很大的威胁性。
管道振动的控制是一个大课题,需要专门的研究。
要想完全消除管道的振动几乎是不可能的,但经过努力,将管道的振动控制在所允许范围内还是可以做到的。
本文针对管道振动的“允许范围”进行重点研讨。
1 管道脉动的标准为了使压缩机装置能够安全运行,需要界定管流脉动允许值的取值范围。
但是至今国内尚无相关标准,国外也很不统一。
早在20世纪60年代到70年代初,前苏联的工业生产已经比较发达,列宁格勒化工机械研究院对大型对置式压缩机的管流脉动不均匀度提出如下标准[2]:表1 大型对置式压缩机脉动不均匀度许用值压力(kgf/c m 2)<55-100100-200200-500压力不均匀度δ(%)2-82-62-52-4 表中δ称为压力不均匀度,即δ=p max -p m inp 0%(1)其中 p 0———管道内的平均压力,p 0=12(p max +p m in )p max ———计算点管道内最大压力p m in ———计算点管道内最小压力从表中可以看出,压力脉动不均匀度的许用值只与工作压力有关,随着压力升高,压力不均匀度的允许值减少。
事实上,管流脉动的允许值不但与工作压力有关还与工作介质、压缩机转速和输送介质的管径有关。
2010年第2期韩省亮,等:压缩机管道振动的控制标准·15 ·几乎在同一时期,美国的威尔逊(K.G.W ils on)等人也提出脉动不均匀度允许值[3],见图1。
图1 压力不均匀度允许值由图可见,威尔逊等人提出的压力不均匀度允许值也只与工作压力有关,但其要求已经比前苏联的标准要高。
前苏联标准在100～200kgf/c m2大气压时,脉动允许值为[δ]=2～5,而威尔逊等人要求工作压力在100kgf/c m2大气压以上时,脉动不均匀度的允许值为[δ]=1。
到1974年尼米兹(W alter W.Von N i m itz)在美国普渡压缩机会议上推荐使用下面的公式计算脉动不均匀度的允许值[4][δ]=400188p0df%(2)式中 p———管道内气体的平均压力,kaf/c m2(绝对)d———管道内经,mmf———脉动频率,Hzf=Nm60Hz(3)式中 N———压缩机主轴转速,r/m inm———激发频率的阶数1、2、3…从(2)式可见,推荐计算公式不但考虑到脉动压力允许值与工作压力有关,还考虑到与输送管道内径和脉动频率的关系,这是很大的进步。
到上世纪80年代中期,美国石油协会(AP I)公布了管道设计的标准(AP I618),其中将管线压力不均匀度允许值定为[5][δ]=39711p L df%(4)式中 [δ]———压力不均匀度允许值p L———管道流平均绝对压力,kgf/c m2d———管道内径,mmf———脉动频率,Hz目前西安交通大学管道振动研究室所应用的国际标准压力脉动不均匀度允许值计算公式为[δ]=126177p L df%(5)AP I618标准是从总体上控制管道设计,按其要求设计的管道在运行中保证达到安全可靠。
按照AP I618标准,控制脉动不均匀度已不是简单从一个表格、一张图或一个公式出发,而是根据设计项目中压力的高低及功率的大小将管道设计的方法分为3种,可在3种不同的设计方法中选择相应的一种进行脉动和振动的计算。
设计方法1:管系简易设计。
经过压缩机缓冲容积后,压力脉动不均匀度允许值按下式计算[δ]=11196p L1/3%(6)式中 pL———管道流的平均压力,MPa也就是说对于小功率(功率≤112k W)、低压力(≤3145MPa)的压缩机系统装置,运转的脉动不均匀度只考虑到与压力有关,忽略了时间和位置的影响。
设计方法2:当工作压力在519≤pL≤207MPa,功率在112～373k W时,就要求按照公式(5)计算压力脉动的允许值。
设计方法3:如果装置的功率大于373k W,则不论压力有多大,都要求使用第三种设计方法计算压力脉动允许值。
第三种设计方法要求:除压力脉动按第2种设计方法进行计算外,还要求对系统运行结构动力分析,研究声学系统与力学系统间的相互作用和影响;由脉动引起的结构振动所产生的循环应力,不应超过材料的疲劳极限许可值。
2 机械振动的控制标准如果管道振动剧烈,其损坏的危险性就会非常大。
损坏的可能性取决于振动的幅度和频率,即取决于交变应力的大小和循环次数。
例如,如图2所示的运行管道,有一个由水平向上弯曲的直角弯头。
令直角弯头管的内径为d,管道的通流面积为S,则S= 14πd2。
假设弯头的进出口压力均为p1(如图2所示),则弯头就会受到一个水平向右的推力p1S和一个沿垂直方向向下的力p1S。
p1是单位体积上的气体压力,将此二力合成,得到沿弯头分角线的合力R1。
R1=2p1S sin45°(7)如果压力p1是常量,不随时间变化,作用在弯头的这个力R1也将不随时间变化,仅是一个静止的力,加入合理的支撑就不会引起很大的危害。
然而, p1并不是常量,它是一个随着时间围绕平均压力上下波动的量。
即·16 ·压缩机技术2010年第2期图2 直角弯头p1=p m+p(8)式中 pm———平均压力p———脉动压力这样就有R1=2(p m+p)S sin45°=R m+F其中Rm=2p m sin45°,称为静力部分;F= 2p sin45°,称为脉动部分或称为激振力,S为管道的截面积。
对于静止力部分Rm,只要在管道设计时添加适当的支撑,就不会对安全生产造成太大麻烦。
而脉动部分F是随时间变化的力。
正是由于诸如F这种随时间变化的力的作用,引起了管道的振动。
若平均压力pm=32M Pa,管道内压力脉动值δ=4%,管道内径d=85mm,则压力脉动的振幅为p=12δpm=016M Pa这样,激振力F的幅度(单幅度)为 F=2pS sin45°=5113k N即在弯头的分角线方向上作用有幅值为5113 k N的力。
这个周期性的激振力推拉管道的弯头部分,引起管道作受迫振动。
同理可以推出管道经过异径管、控制阀和盲板等元件时,都会因压力脉动而引起激振力,使管道产生振动,是对安全生产的严重威胁之一。
为此,必须对机械振动的允许值有个限制,也就是说要制定机械振动的标准。
本文介绍下列两张图表皆为往复压缩机机械许用双振幅的标准。
图3中的3条曲线分别反映3个国家使用的标准。
曲线①为西德工程师协会标准;曲线②为美国军用标准;曲线③为英国帝国化学工业公司标准。
这都是在上世纪60～70年代使用的标准。
从图中可以看出,允许值主要与振动频率有关。
按照英国和美国的标准,振动频率要求小于10 Hz,机械振幅要小于100μm。
图4是美国普渡压缩机技术协会关于机械振幅的要求,机械振动的振幅值主要与频率有关,图中包括5条曲线:(1)平均感觉界限;(2)设计界限,即要求管线设计以此线为标准;(3)介乎设计与修改之间的界限;(4)修改界限,即振动达到此界限时,管线必须修改;(5)危险界限。
实践证明:如能保证机械振幅不超过图4的允许值,管道的运行都是平稳的,安全的。
参考文献:[1] 党锡淇,陈守五.活塞式压缩机气流脉动与管道振动[M].西安交通大学出版社,1984.[2] ГладкихП.А.иХачт,С.А.Предупреждениеустранениеколебаниинагнетательных.М.иэд-воМашиностроение[M].1964.[3] K.G.W ils on.Design and operati onal p r oble m s[J].Pr oceedings1969～1970,Volume184,Part3R,I ndustrial reci p r ocating andr otary comp ress ors.[4] W alter W.Von N i m itz.Reliability and perf or mance assurance inthe design of reci p r ocating comp ress or installati ons[J].Pr oceed2ings of the1974Purdue Comp ress or Technol ogy Conf.[5] AP I standard618.Reci p r ocating Comp ress ors f or Petr oleum[S].Chem ical and Gas industry Services,1995.。
