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往复压缩机脉动理论研究_李新

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图 4 气柱各阶固有频率 表 1 各节点相对幅值
节点 相对幅值 1阶
1 0.3507 3.9.2.7允许值 判断 :1 好 0 差
2 0.0032
0.0000 0.0264
1 0.0000
3.9.2.7允许值 判断 :1 好 0 差
3 0.0032 3.9.2.7允许值
0.0112 1
0.0000 0.0073
设天然气压缩机出口平均压力为 0.7 MPa, 流量为 5e4Nm3 /D, 出口管径 D=200 mm, 冷却器进出口温 度 400 K/320 K, 进 、出 口管 径 分别 为 D200 mm、 D150 mm(如图 1)。 计算结果如图 2、3、4和表 1, 图 2和图 3分别为结点 1和结点 2压力脉动力随曲柄 转角变化 ;图 4为气柱各阶固有频率 ;表 1为各结点 相对幅值 。
(7)
λ和 h分别由下式确定
λ=
64 /Re 0.31 64Re-0.25
Re≤2300 Re>2300
(8)
h=2
k D
(0.02
3Re0.8
Pr0.4
)
(9)
由式 (2)、(3)、(7)可以求出管道内气流沿传输
线在任意点 、任意时刻的 3个状态量 :流速 、密度及
温度 。用式 (1)即可进一步确定其气体压力 。 可以
当配管设计不当 , 使得激发频率 、气柱固有率 、 管道机械固有频率三者相等或相近时 , 则气与管道 均处于共振状态 , 导致管道发生强烈振动时引起机 组振动 。
3 气体流动模型
3.1 平面波动理论 通常按平 面波动力理论来研究气柱的动力特
性 , 据此计算气柱的固有频率以及管系内各点的压 力脉动值等 , 平面波动理论是分析气动管道系统压 力脉动和管道振动的基础理论之一 。 该理论成立的 前提为 :管道中的气流压力脉动值很小 , 管径与管长 相比很小 , 在同一截面上的压力 、速度 、密度等流体 参数相等 , 且阻尼与速度成正比 , 此时 , 可将气体视 为非压缩性流体 。 这种数学模型简单 , 更重要的是 这种理论可归结为求解线性方程组或者线性化了的 方程 , 因而可以直接引用线性振动理论和输电线传 输理论的经典解答 , 在工程中使用方便 。 用平面波 动理论计算气体压力脉动时 , 基本公式包括连续方 程式 、运动方程式和波动方程式 , 文献 [ 1] 给出了该 理论的详细推导过程 。实验表明 , 该简化了的方程 及其解答能够精确地描述气动管道脉动现象 , 它在 压力不均匀度在 15% ～ 18%以下都可以应用 。 3.2 一维非定常气流理论
1
从表 1可见 , 节点 3以后节点的各级相对幅值 都为零 , 远小于允许值 , 而节点 1偶数阶相对幅值较 大超过了允许值 , 可适当改变管线 , 调整管线减速小 气压振动力幅值 。
根据 API618标准 3.9“脉动和振动控制要求 ” 中推荐的近似设计方法 2, 可看出气流脉动基本满 足要求 , 建议增加缓冲器容积使其满足 3.9.2.2.2 的规定 。 4.2 结果分析与验证
摘 要 :介绍了平面波动理论 , 并根据 一维非定常气流理论 建立了 管内气流 的有限 元运动 方程 , 计算出 管内气柱的固有频率和气流 压力脉动 。 运用有限元法对简 单管道 内气柱的 计算实 例 , 得其固有 频率和 压力脉动值 , 与参考文献求得的值相比较 , 结果 相差较小 , 复 合脉动和 振动控 制要求 。 总结了消 减天然 气压缩机气体脉动的方法 。 关键词 :往复式压缩机 ;脉动 ;有限元法 中图分类号 :TH45 文献标识码 :A
气体状态方程式
p=ρRT
(1)
该式表达了管内气体的压力 、密度及热力学温
度之间的关系 。
运动方程式
ut+u
ux=-
1 ρ
ρx-2λDu2
(2)
对管道系统中的气体微团 , 由牛顿第二定律可
知 :气体微团的质量与加速度之积等于微团所受外
力的总和 , 即前后两个截面的压差力和气体与管壁
之间的摩擦阻力之和 。
看出该模型考虑了气体的压缩性及气体与管壁之间
的热交换 , 是一个普遍适用的精确的一维管道气体
流动模型 , 该模型可采用 迎风差分法 (利用上游动理论研究
· 9 ·
格与其本身进行计算的差分法 )求解 。
4 气流脉动计算实例
4.1 计算实例 现以天然气压缩机出口作为一个单产的例子 ,
1 0.0000 0.0054
1 0.0000 0.0033
1 0.0000 0.0033
1
5阶 0.0000 0.0118
1 0.0000 0.0050
1 0.0000 0.0033
1 0.0000 0.0030
1 0.0000 0.0048
1 0.0000 0.0030
1 0.0000 0.0030
DO I :10.16051/j .cnki .ysj js.2008.04.003 2008年第 4期 (总 210期 )
压缩机技术
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文章编号 :1006-2971(2008)04-0007-05
往复压缩机脉动理论研究
李 新1 , 肖启强 2
(1.成都天然气压缩机厂 , 四川 成都 610100;2.重庆气矿垫江采输气作业区 , 重庆 408300)
判断 :1 好 0 差 4 0.0000
3.9.2.7允许值 判断 :1 好 0 差
1 0.0000 0.0067
1
5 0.0000 3.9.2.7允许值 判断 :1 好 0 差
6 0.0000
0.0000 0.0108
1 0.0000
3.9.2.7允许值 判断 :1 好 0 差
7 0.0000 3.9.2.7允许值
从图 4可见气柱各阶固有频率的变化情况 , 将 计算 各值 与 参 考文 献 [ 3] 对 照 其 结 果相 差 小 于
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压缩机技术
第 4期
10%, 其能满足工程要求 , 如图 5。
图 5 计算气柱各阶固有频率与参考值对比
图 6显示了各点相对振幅 , 并与参考文献 [ 3] 的结果相对比 , 结果显示其两者计算结果相差较小 , 最大相对误差小于 9%。
在大多数情况下 , 运用平面波动理论能够较为 精确地描述气流在管道中的波动情况 , 且满足工程 应用实际的要求 。然而 , 当管系处于共振状态时 , 脉 动幅度大 , 阻尼已经超出了线性范围 , 此时平面波动 理论不能正确反映气流脉动的真实情况 , 产生了很 大误差 。日本某大学学者 M.Yoshida等在考虑管壁 与气体之间热量传递的基础上 , 基于一维非定常气 流理论 , 建立精 确的 气动管 道系 统分 布式参 数模 型 [ 14] , 该模型由 4组方程式组成 :
1 0.0000 0.0065
1 0.0000 0.0042
1 0.0000 0.0039
1 0.0000 0.0062
1 0.0000 0.0039
1 0.0000 0.0039
1
4阶 0.1076 0.0132
0 0.0005 0.0056
1 0.0005 0.0037
1 0.0000 0.0033
Abstract:TheFEM equationofacousticwaveisusedtocalculatetheair-currentnaturalfrequencyandpressure pulsationinthepipeline.Asasample, FEM hasbeenusedtoanalyzetheair-currentinthepipelineinsteadof transfermatrixmethod.Thecalculatingresultshavebeencomparedwithvalueofreference, toobtainafairlysatisfactorycoincidence.Thenthepapersummarizeseveralwaystocontrolgaspulsationofreciprocatingcompressor. Keywords:reciprocatingcompressor;pulsation;PEM
e——— 单位质量气体的内能大小
假定气体在流动过程中内摩擦力作负功 , 转化
为热量并全部被气体吸收 。则式 (4)可理解为对管
道系统中的气体微团而言 , 单位时间内该微团所吸
收的总热量 q等于该微团所存储的总能量的变化量
与压力对外做功之和 。
将式 (5)、 (6)代 入式 (4)中 , 并利 用式 (1)、 (2)、 (3)整理 可得 Tt=ρC4hvD(T-Ta)-u Tx-RCTv ut+C1vλ2uD2 u
虽然气动管道系统振动所涉及的内容很丰富 , 但不难看出建立准确 、完善的管道结构模型和气体 流动模型是该项研究的两个重要组成部分和前提条 件。
收稿日期 :2008 -04 -10
2 管道振动
2.1 管道振动原因 引起气动管道系统振动的原因有 :(1)气流脉
动 。 活塞压缩机吸气 、排气的间歇性 , 使气流的压力 和速度呈周期性变化而产生所谓的气流脉动现象 。 脉动气流遇到弯管头 、异径管 、控制阀 、盲板等管道 元件 , 产生一定的 、随时间而变化的激振力 , 在这种 激振力作用下管道和附属设备将产生振动 。 经生产 实践证实 , 气流脉动是引发活塞压缩机管道振动的 最主要原因 , 且这种振动经管道可传播至整个气动 系统 ;(2)压缩机运动机构不平衡质量产生的惯性 力或基础设计不当引起机组和管道振动 。一般管路 都是和压缩机或泵连接在一起 , 压缩机和泵在出厂 前的动平衡必须满足设计要求 , 安装应符合安装规 范 , 保证其振动在设计范围之内 。 因此管道振动往 往是基础设计不当造成的 。 2.2 共振

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往复压缩机讲义

往复压缩机讲义

主要内容¾执行规范¾振系划分及分析流程¾气流脉动分析¾管路机械系统的应力分析；¾脉动抑制装置。

国际性规范API618《石油、化工和气体工业用往复式压缩机》第7.9特别以一个章节的篇幅对振动的控制进行技术性描述79和允许值的限定。

振动分析人员的职责和义务研究潜在的声学和机械共振的可能性。

振动分析人员的目标消除与基本脉动频率和复杂管系模型相关联的主要问题，以便管子在承载非正常荷载时能够抵抗究潜在的声学和机械共振的可能性。

振系划分指由于气柱的压力脉动及其第一振系第一振系动能变化而激起的管道振动指由于管道上节流及启闭第振系第振系指由于压缩机的间歇吸气和排气而引起的气柱振动所所构成的振动系统元件引起的介质涡流而激起管道指由于管道的振动而引起振系的三要素：质量、弹簧和阻尼器。

可简化成下面的关联模型。

第二振系第五振系振动第二振系指由于压缩机的动不平衡而引起的压缩机构成的振动系统自激振动所构成的振动系统的与其相连支承件的振动所构激振()系统响应()分类本身和与其相连管道（包括管道内介质）的振动所构成的振动系统成的振动系统f(t)振动特性X(t)激振是输入条件响应则是输出条件第三振系第四振系第三振系第四振系激振是输入条件，响应则是输出条件。

静应力支架力柔性分析模态管道脉动分析布置调整脉动抑制装置脉动值激振力动力分析完成模态谐波振动分析人员的职责和义务研究潜在的声学和机械共振的可能性。

究潜在的声学机械振的能性振动分析人员的目标消除与基本脉动频率和复杂管系模型相关联的主要问题，以便管子在承载非正常荷载时能够抵抗究潜在的声学和机械共振的可能性。

往复压缩机的活塞行程与吸排气的关系;往复压缩机因吸排气在管道内的压力变化齿形波气流脉动分析——影响因素影压缩机管道系统内各点的压力脉动取决于三个因素：¾压缩机的参数：包括转速、活塞冲程、连杆长度、气缸直径、气阀的通道面积、余隙容积、流量和缓冲器的容积及径气阀的通道面积余隙容积流量和缓冲器的容积及几何结构等。

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 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lAB=；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。

往复压缩机组的气流脉冲与振动控制

往复压缩机组的气流脉冲与振动控制

往复压缩机组的气流脉冲与振动控制耿卫东 才立启 杨盛启(齐鲁石油化工工程公司,山东淄博,255400)摘要 往复式机组的气流脉冲与振动(简称脉动)控制是设计选型工作中的重要课题,规定机组的气流脉动控制要求,与厂商共同协商确定机组管系的有关设计及布置要求成为这项工作的必要环节,不同参数工况的机组对这一要求可有不同的选择。

本文结合目前国际上通常采用的设计分析方法在大型机组脉冲与振动控制中的应用及设计选型,谈谈大型往复机组设计选型中对气流脉冲与振动的控制问题。

关键词 气流脉动 机组管系 数字仿真 峰)峰值 脉冲抑制收稿日期:2001-04-02。

作者简介:耿卫东,男,1988年毕业于大连理工大学化工机械与设备系,从事化工机械与设备设计工作8年,现从事工程设计管理工作。

往复式压缩机(活塞式、柱塞式)的出口管路振动是压缩机运行中容易产生的但难以解决的问题之一,振动的存在不仅造成管系及相关部件存在疲劳破坏的危险,往往也产生与此相关的过高噪声,特别是对大型高压压缩机组而言,它的存在更增加了破坏的危险性。

由于机组的布置,特别是进出口管路(包括级间)的布置设计与压缩单元的工程设计密不可分,在选型设计中不仅需要明确规定对气流脉动的控制要求,而且在进出口管系的布置设计上亦应充分考虑这一问题。

文献[2]在气流的脉冲和振动控制的相关规定条款中,对有关要求在1986年版规定内容的基础上作了新的补充和完善。

经修订的标准内容更加侧重了对脉冲与振动的控制,为执行这一标准的设备质量控制作出了具体的原则规定,也为其它非API618标准的设备气流脉动控制提供了参考。

1 脉冲抑制与现行的脉冲声学分析方法对气体脉冲的抑制及方式的选择问题,制造厂在设计中将予考虑,选型中应对其进行审查。

常见的脉冲抑制主要是采用进、排气缓冲罐,共用的消声器、分离器、脉冲过滤器(有内件)、缩口管段、孔板系统以及气体管路的配置等方式。

一般来说,通常所采用的是进出口缓冲器,进排气集合管路系统来吸收压力脉冲。

往复式压缩机气流脉动与管路振动问题分析与解决

往复式压缩机气流脉动与管路振动问题分析与解决

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。