气流脉动引起往复压缩机管道系统振动的分析
往复式压缩机振动原因分析及减振措施探讨
往复式压缩机振动原因分析及减振措施探讨造成往复式压缩机振动的原因主要有以下几个方面：
1. 设备安装不稳：往复式压缩机的安装位置不平稳、固定螺栓松动等原因都可能导
致设备振动。
2. 不平衡质量：往复式压缩机在制造过程中，如果某些零部件的质量分布不均匀，
或者安装不当，都会导致设备在运行时产生不平衡质量，进而引起振动。
3. 压力脉动和气流不稳定：由于往复式压缩机的工作原理决定了其输出的压力和气
流是周期性变化的，如果设计不当或者存在机械故障，都会引起压力脉动和气流的不稳定，进而导致振动问题。
1. 合理设计：在往复式压缩机的设计和制造过程中，应该严格按照相关标准和规范
进行。
合理选择和配置零部件，确保其质量分布均匀，减少不平衡质量的存在。
2. 定期维护：定期对往复式压缩机进行检查和维护，确保设备的正常运行和固定的
螺栓不松动。
定期检查和更换磨损严重的零部件，避免因故障导致振动。
3. 合理安装：在设备安装过程中，应该确保设备安装位置平稳，固定螺栓紧固牢固。
还应考虑减振装置的使用，以减少机械振动的传递。
4. 减少压力脉动和气流不稳定：通过优化往复式压缩机的工作参数和调整设备结构，可以减少压力脉动和气流的不稳定。
合理选择和使用阀门和管道设备，也可以降低振动问题。
往复式压缩机振动的产生可能由多种原因引起，因此必须采取适当的措施来减少振动。
通过合理设计、定期维护、合理安装和减少压力脉动，可以有效地降低振动问题，提高往
复式压缩机的运行稳定性和工作效率。
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。
大型往复式压缩机气流脉动及管道振动研究
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。
往复式压缩机管道振动分析
往复式压缩机管道振动分析往复式压缩机是一种常见的工业设备，用于将气体压缩为高压气体。
在使用过程中，往复式压缩机管道振动是一个值得关注的问题。
管道振动会引起噪音、机械磨损和性能下降，甚至可能导致设备损坏。
因此，对往复式压缩机管道振动进行分析和评估是非常重要的。
1.涡流振动：涡流振动是由于流体通过管道时在阻力作用下产生的涡旋，引起管道的激烈振动。
涡流振动通常在压缩机进气和排气口附近发生，特别是在高速流体通过窄缝时。
2.压力脉动：压力脉动是由于气体在管道中的压缩和膨胀引起的。
往复式压缩机的排气过程中，气体经过多次膨胀和压缩，使得管道中的气体产生不稳定的压力脉动，引起管道振动。
3.特征频率振动：特征频率振动是由于管道结构本身的特性引起的。
例如，管道的自然频率与往复式压缩机的运行频率相接近时，会引起共振现象，使得管道振动加剧。
针对以上原因，可以采取一些措施来分析和减小往复式压缩机管道振动。
首先，可以采用模态分析的方法，通过对管道系统的振动模态进行计算和分析，得到管道系统的振动特性。
模态分析可以帮助确定管道自由振动的频率和模态形态，并通过合适的改善措施来避免特征频率振动。
此外，还可以使用有限元分析方法对管道系统进行模拟，以预测和减小管道振动。
其次，在设计和安装阶段，需要合理选择和设计管道的支撑方式。
合理的支撑结构可以减小管道振动的振幅，并降低管道传递给其他设备的振动幅值。
另外，可以通过调整往复式压缩机的工作参数来减小压力脉动和涡流振动。
例如，可以调整压缩机的排气阀的开关时间和扭矩大小，使得气体压缩和释放的过程更加平稳。
最后，定期进行管道和设备的维护检查，及时修复和更换老化、磨损或损坏的部件。
及时发现问题并采取措施可以减小管道振动的发生和影响范围。
总之，往复式压缩机管道振动分析是一个复杂的工程问题，需要综合考虑涡流振动、压力脉动和特征频率振动等多种因素。
对管道振动的认真分析和评估可以帮助减小振动对设备的不良影响，并提高设备的稳定性和性能。
往复式压缩机入口管道振动原因分析与控制
往复式压缩机入口管道振动原因分析与控制摘要：由于往复式压缩机的工作特性，在生产运行中经常出现管道振动现象。
本文结合某装置往复式压缩机入口管线振动问题，对振动严重的管段进行现场勘查和测量，分析了造成管线振动的原因，采取有效隔振措施，取得了良好效果。
关键词：压缩机；管道振动；隔振前言石化行业生产设备种类复杂、工艺参数弹性多变，由于往复式压缩机特殊的工作原理，其出入口管线内流体压力及速度具有周期性变化，而且压缩机出入口管线走向较为复杂，附属仪表设备较多，极易发生振动现象，不仅影响压缩机的工作效率，还容易造成管道附件、仪表等松动脱落，引发气体泄漏甚至爆炸事故。
因此分析往复式压缩机管线振动原因，采取有效的减振措施，对石化行业的安全生产具有重要意义。
本文结合某装置往复式压缩机入口管线振动问题，分析管道振动的原因，提出减振措施，解决了振动超标问题。
1管道振动情况介绍某装置压缩机位于第二层平台，压缩机入口管线运行温度40℃，管径为DN150。
压缩机入口管线布置见图1。
图1中ABCD管线为压缩机三级左一级入口，AB管段水平布置，位于地面一层，CD管段的竖直高度为8m；BEFG管线为压缩机三级右一级入口，BE管段水平布置，位于地面一层，FG管段的竖直高度为8m；管道AB点之间有两处竖直向上刚性支撑把管道向上顶起，管道BE两点之间有两处竖直向上刚性支撑把管道向上顶起；压缩机三级入口ABCD、BEFG点有6个弯头和2个三通以并联方式连接。
进行现场勘查和测量发现，压缩机三级入口缓冲罐至机体管线存在多个方向上的振动，由于CD和FG管段较长且缺少有效约束，振幅最大，其最大振动速度分别为13.8mm/s和18.3mm/s。
图一压缩机入口管线布置2管道振动原因分析管道及其支架、压缩机及设备基础和与之相连的各种设备构成了一个非常复杂的系统，因此引起管线振动的原因很多。
气流脉动及气流发生变化产生的激振力、涡流、共振、管道应力、管道约束或设备基础设计不当都会导致管线振动。
往复式压缩机系统管道振动分析
２ 管道振动原因
管道的振动大致有以下 ３ 个原因： （） １机体振动。由于振动具有传递性， 机体振动将引起管道振动， 机体振动越烈管道振动亦越烈。 （） ２流体脉动。往复式压缩机的工作特点是吸排流体呈间歇性和周期性， 激起管内流体呈脉动状态。脉 动的流体沿管道输送时 ， 遇到弯头 、 异径管 、 控制阀、 盲板等元件后 ， 由于瞬间压力 、 速度、 密度的变化 ， 将产生 随时间变化的激振力 ， 受该力作用 ， 管道结构及附件便产生一定 的机械振动响应 。 （） ３共振。当往复式压缩机激发频率与管道的固有频率相等时， 管道即产生对应于该阶频率的共振。共 振对管道的振动影响很大， 一般采用核算量频率避开量频率重叠发生的可能， 处理办法通常采用增加支架缩 短支架间距 的方式实现 。
间。
Ｆ ａ＝ ｚ ・ ｓ （ｔ／ ） ｍ ｘ Ａ Ｐ Ｓ・ ｉ ｕ，２ ｎ ）
一般， 当压力不均匀度 ８ 在远离其许用值 「 时， 司 可不进行最大不平衡力计算 ， 接近或大于 ［ 时就 当８ 司 必须进行最大不平衡力的计算 。 从以上分析可知， 造成不平衡力较大的原因是脉动引起的压力不均匀度较大的结果 ， 压力脉动越大， 激 振力越大， 管道振动的位移峰值和应力也越大 ， 因此， 降低管道振动可以从降低气流脉动和降低管道 自身振 动方面考虑 。
表 １ 振动强度质量鉴定（ 摘自 ！ ／ ３４ ） Ｓ Ｉ ９５ ＯＳ
３ 管道振动分析和控制
如何有效抑制振动或缓解振动带来的不利影响， 保证管道安全 有效 的运行 ， 一直是研究管道振动的最终 目的， 由于引起管道振动主
振动强度 ／ ｍｍ ・ 一 、１
ａ １ ９Ｐ ＂ 镇 ． ＇ ／
图 １ 压力脉动图
式中： Ｐ为管道内的平均绝对压力（ ａｏ ＭＰ ） 该式可对管道进行简单分析以确定气柱共振管长。
试析往复压缩机管线的振动分析方法
现今随着生产规模的扩大，使得石化行业当中的装置逐渐大型化，为此需要更加重视起使用设备的质量性和稳定性，使得设备在使用过程中有着较高的效率。
同时由于往复压缩机的特征，使得在操作过程中会有一定的管线振动，这种管线的振动会影响到设备的运行。
一、振动分类以及机理现阶段对于往复压缩机管线的振动研究表明，其由于气流的压力会导致一定程度的振动。
而由于脉动流体在管线内进行运输的过程中，在经过管道的弯头、异径管以及分支管和阀门位置时随着时间的推移而产生一定程度的激振力，受到这种激振力的影响，使其在管线当中产生了较为明显的机械作用力，为此在管道内的整体机械系统当中，在没有机械力的作用下产生的振动造成了振动现象，这与由于气流的压力所造成的原因共同形成了振动的外在和内在表现。
同时随着管线内的压力脉动值的升高，其管道内的振动频率也会随着升高，具体变现为更高的振幅。
在往复式压缩机的工作当中，也有着不可避免的振动发生。
例如由于工作当中需要进行间歇式的吸气和排出相关介质，进而就会产生出较为明显的振动，这总种振动的类型也是不可避免的，同时也是一种最为复杂的振动方式。
在对这种振动类型的研究发现，其振动的机理呈现着多种模式并存的情况。
现阶段可以分为四种典型的类型。
1.首先是在工作当中由于往复式压缩机所具有的动不平衡机理，使得设备会与连接到压缩机上的管道以及管道内的介质产生较为明显的振动。
2.在往复式压缩机的工作当中，会由于进行的吸入和排出气体会造成管中气柱的振动。
3.气柱的压力脉动也能够引起一定程度上的振动发生。
4.在管道上节流当中，以及启闭元件之间，会由于相互作用而产生介质的涡流，从而造成一定程度的振动。
在发生了管道的振动现象分析当中，由于管道内部的动不平衡机理振动，是由于往复式压缩机在设计过程中，工艺就是属于对动平衡式，为此在解决这种振动的发生，就可以在对压缩机设计的过程中，重视对往复运动的相关元件的进行质量方面的配重平衡处理，就能够有效的解决出现的振动。
往复式压缩机振动原因分析及减振措施探讨
往复式压缩机振动原因分析及减振措施探讨往复式压缩机气体管道振动是管道设计和机器运行中经常遇到的问题，往往影响到设备装置的正常运行，并严重威胁着工厂的安全生产。
本文分析了通常引起往复式压缩机气体管道振动的原因及常见的减振方法。
通过对一起往复式压缩机振动实例分析，针对原因提出合理的减震措施。
实施后现场实际运行情况良好，振动有明显改善。
标签：往复式压缩机;气体;管道振动;原因;减振措施管道内工作介质为气体的称为气体管道，动设备以及静设备是通过管道串联成工艺流程的，它主要起输运、传递介质的作用。
往复式压缩机在石油、化工、冶金、纺织、动力等部门中应用非常广泛，气体管道是压缩机装置中最主要的系统之一。
往复式压缩机管道的振动是管道设计和机器运行中经常遇到的问题，往往影响到装置的正常运行。
在生产实际中，由于强烈地管道振动，将会使管路附件，尤其是管道的连接部位、管道与附件的连接部位和管道与支架的连接部件等处发生磨损、松动;在振动所产生的交变应力作用下，导致疲劳破坏，从而发生管线断裂、介质外泄，甚至引起严重的生产事故，给生产和环境造成严重危害。
因此分析其振动原因及消振措施，很有必要。
本文对往复式压缩机气体管道振动原因进行了简单地分析，并针对往复式氢气压缩机的振动问题提出了具体地减振措施。
通过减振措施的实施，机组运行情况明显改善，振动减小。
1管道振动分析使用的控制标准往复式压缩机管系的振动分析应满足：（1）满足美国石油学会API618标准脉动控制要求，保证压缩机管系气流脉动不超过允许值。
（2）根据美国普渡压缩机技术协会关于机械振幅要求，保证机械振动全振幅不超过允许值。
美国石油学会制订的AP1618标准，从量上规定了对压力脉动和振动控制的设计要求。
2 压缩机气体管道振动原因分析压缩机气体管道系统主要有3个振动源：一是管道内气柱的振动;二是气流压力脉冲在管件处冲击振动;三是管道的机械振动。
2.1气柱共振往复式压缩机在运行过程中，由于吸气、排气是交替和间断性的，另外活塞运动的速度又是随时间变化的，这种现象就会引起压力脉动。
往复式压缩机管线振动原因分析及对策
动值实测数据
参考文献 相近时， 会出现最严重的管道振动。 【 １ 】 张银伟． 往复式压缩机管道振 动原因分析及对 策【 Ｊ 】 ．《 压缩机 ＝ 现场减振对策 技 术》 ， ２ ０ ０ ８ 年Ｏ ６ 期． 北Ｉ 一 １ 深冷站的四台往复式压缩机今年检修的时候在三级气缸 缓冲罐 出口管线去三级水冷器之间处加装了一个除尘除油过滤器， 由 作者简介 于罐体设立在气缸一侧 ， 所以引出管线比较长， 经过高低两处弯头， 徐 贝妮 ，女 ， １ ９ ８ ５ 年５ 月出生 ，２ ０ ０ ７ 年７ 月毕业 于 大庆石 油 学院 贴近地面的直管段上还加装了＿ 一 个小过滤器。 投用初期 ， 此段管线振 自动化 专 业 ，助 理 工程 师 。
一
，
一
处加装了一个除尘除油过滤器， 破坏了机组本身的平衡， 因此振动增
大。
５
Ｏ
７ ５ ７ 】 ５ ７ ． ２ ５
８ ． ５ ８ ． ｊ ５ ８ ２ ５
９ ５ ９ １ ５ ９ ． ２ ５ １ ０ ５ １ ０ 】 ５
２ 管 道 振动 （ １ ） 气流脉动激振力引起的管线振动 往 复式 压 缩 机引起 振 动 的主要 原 因是管 道 内气流 的 压力脉 动 ， 在 运 转 过程 中， 吸 排 气呈 间歇 性、 周 期性 变 化 ， 将 引起 气流 的压 力脉 动， 称为 气流 脉 动 。 事 实说 明 ， 管 道 内气体压 力脉 动对 管 道具 有 破 坏 性作用， 使压缩机管道发生强烈振动。 在管道的弯头、 异径管、 阀门等 部位产生较大的激振力， 引起了管道的振动， 受激振 力的作用， 管道 系统压力脉动越大， 振动的频率越高， 管道振动的幅值及应力越大，
辩 专
往复式压缩机管线振动原因分析及对策
压缩机气体脉动分析和管道振动分析(2)
管道振动分析 ： 有限元方法实例
结果提取： 1. 进一步可以选择频率21Hz，相位171.759 度时的整个管道的应力和变形情况。 2. 当然，程序也可观察任意频率、任意相位 角下的变形情况。 3. 由此可以看出，振动分析所产生的数据量 是非常巨大的。
管道振动分析 小结
1. 与静力分析相比，管道的振动分析无论是建模 输入还是结果数据都非常复杂，特别是对结果 的分析评判需要比较丰富的理论知识背景，同 时还需要比较丰富的经验和技巧。
第一阶 （基频）
第二阶 第三阶
管道振动分析
前面提到，多自由度系统的振动响应是各个振型的某种线性叠加。因此，在振动分析中，我 们可以采用振型分解法，先将整个系统分解为各个主振动，然后求解在外激励作用下各个主 振动的响应，最后将结果进行叠加就可以得到系统真正的振动响应。这个方法就是著名的振 型叠加法 或者 模态叠加法。 由于分布质量系统具有无穷多个自由度，因此也就具有无穷多个振型，但这并不意味着我们 需要提取无穷多个振型来进行分析，事实上，只有低阶振型对振动的贡献比较大。
结果提取： 1. 利用后处理程序，我们可以观察到，节点 10在x方向的振动位移，在频率为21Hz时 达到峰值。
管道振动分析 ： 有限元方法实例
结果提取： 1. 进一步输出结果，发现节点10在外激励频 率为21hz时，响应幅值2.688mm，对应 的相位差是171.759度。
2. 这里面有一个重要的概念，振动的最大响 应与输入外激励是不同步的。在本例中我 们初始输入外激励的相位是0，最大响应 则出现在171.759
管道振动分析
运动物理方程
通常，为了分析的方便，运动物理方程都将表示成矩阵的形式：
管道振动分析
把该方法推广到多自由度系统的一般形式，运动方程为：
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
气流脉动引起往复压缩机管道系统振动的分析摘要:管道及其支架和与之相连接的各种设备或装置构成一个复杂的机械系统,该系统产生的振动是由多种原因引起的,其中最主要原因之一是由于气流脉动引起,气流脉动激发管路作机械振动。
关键词:气流脉动压缩机振动
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:
式中——管道平均压力(绝),[MPa];——管道内径,[mm];——脉动主频率,[Hz]。
压力脉动在管道中沿气柱(所谓气柱是指管道系统内的气体)这个弹性体以声速进行传播。
同时,致使管道中的不同位置随着波峰和
波谷到达的时间不同在同一瞬间的压力是不同的。
在相邻的两个弯头处,由于压力波的相位有差异,使得两处的压力瞬时值有差异,产生一个压差,这个压差乘以管道的横截面积就是一个沿管道轴向的不平衡力F,即F=A。
由于和是周期性变化的,所以不平衡力F出现周期性变化,管道在这个周期性变化的不平衡力F作用下产生振动,即由不平衡力引起的振动,振动方向沿管道的轴向,振动频率等于活塞的激发频率。
脉动的气流通过弯头、异径管、控制阀、盲板等元件处,均会对管道施加集中的周期性干扰力。
实际上,无论在何种情况下,只要气流方向发生变化,就会产生作用在管道上的力,使脉动气流的能量转化为管道振动的机械能。
2 气柱共振
所谓共振指对于一个具体的振动系统,存在着某种激发,在这种激发下系统产生的强烈的响应。
而共振分为两类:一类是气柱共振;另一类是管道的机械共振。
管路系统内所容纳的气体称为气柱。
气体像任何振动物体一样,它具有一定的质量,可以压缩、膨胀,具有一定弹性,所以气柱本身就像一个弹簧那样,在一定激发力作用下会发生振动。
压缩机装在管路的始端,活塞运动时周期性的向管路吸气、排气,对管路中的气柱产生激
发力,引起气柱振动。
气柱是一个连续的弹性体,在接受了激发后,就把所形成的振动能量以声速向管道远方传播。
对于气柱振动系统,根据配管的情况和始端的边界条件,有着自己一系列固有频率,其中最低的频率称为一阶固有频率或基频,其次的一系列气体固有频率由低到高分别称为二阶、三阶……当往复压缩机的激发频率与某阶的气柱固有频率相重合时,则气柱系统将呈现出最大的振动响应,形成强烈的气流压力脉动,这种现象称为气柱共振。
参考文献
[1] 袁中文.缓冲器体积计算[J].石油化工设备,2001年9月第30卷,第S期:39-40.
[2] 顾海明,黄振仁.往复式压缩机管道振动原因分析[J].石油化工设备技术,1999年,第20卷,第2期:26-28.。