往复式压缩机管线振动数值分析
往复式压缩机管系的振动分析及控制措施
（ ｈ ｎ ｚ ｏ ｎ ｔｕｅ ｆ ｎ ｉｅｒ ｇＴ ｃ ｎ ｌｇ ， ｈ ｎ ｏ ｄＣｈ ｎ ｚ ｏ ａ ｇｕＰ ｏ ｉｃ ， ４ Ｃ ａ ｇ ｈ ｕＩ ｓ ｔｔ ｏ ｇｎ ｅｉ ｅｈ ｏｏ ｙ３ＧｅＨｕＺ ｏ ｇＲ ａ ， ａ ｇ ｈ ｕｌ ｎ ｓ ｒｖｎ ｅ２ １ ） ｉ Ｅ ｎ ｉ １ ３６
范 围 内 。不 使 其 产 生 有 害振 动 。 压 力 脉 动 在 管 道 的转 弯 处 或 在 截 面 发 生 变 化 处 形 成 激
振 力 。这些 力在大小 、方 向以及相 位上各 不相 同．作用 在
管道 的 弯 头和 变 截 面 （ 异 径 接 头 、 阀 门 、三 通 等 ） ， 激 如 处 发管 道 作 受 迫 振 动。
的主 要 任 务 之一 。
２ 管道振动的机理 与对策 管道系统之 所 以发 生振动是 因为管道 系统上作用有 周 期性 的激振力 。此激振 力通常源 于管道 内气 体压力 的脉 动 （ 或称波动 ） 。对 于端点安 装往复式 压缩机 的管系 ，压力 脉 动 是无法避 免的 。我们 的任务是将 压力脉动 控制在一 定的
往 复 式 压 缩 机 的 工 作 特 点 是 吸 、排 气 流 呈 间歇 性 和 周
布 及 谱 分 析 ； 管 系 结 构 固 有 频 率 、 振 型 分 析 、 振 幅 及 动 应 力计算 。
期性 ，因此不可避 免的要激 发进、 出口管道 内的流 体呈脉
动 状 态 ， 使 管 内流 体 参 数 （ 压 力 、 速 度 、 密 度 等 ） 位 置 如 随 及 时 间作 周 期 性 变 化 。 这 种 现 象 称 为 气 流 脉 动 。 脉动 流 体 沿 管 道 输 送 时 ，遇 到 弯 头 、 异 径 管 、分 支 管 、 阀 门 、 盲 板 等 元 件 将 产 生 随 时 间 变 化 的激 振 力 。受 该 激 振 力 作 用 ，管 系 便 产 生 一 定 的机 械 振 动 响 应 。 压 力 脉 动 越 大 ， 管道 振 动 的 振 幅 和 动 应 力 越 大 。强 烈 的 脉 动 气 流 会 严 重 地 影 响 气 阀 的 正 常 开 闭 。减 小 工 作 效 率 ， 此 外 ，还 会 引 起 管 系 的 机 械 振 动 ，造 成 管 件 疲 劳 破 坏 ， 发 生 泄 漏 ， 甚 至 造 成 火 灾 爆 炸 等 重 大 事 故 。 因此 降 低 气 流 脉 动 是 往 复 式 压 缩 机 配 管 设 计
往复式压缩机出口管道振动分析及消振措施研究
往复式压缩机出口管道振动分析及消振措施研究刖H管道振动是往复式压缩机出口管线常见的故障之一。
往复式压缩机是炼油和化工装置中的重要设备。
其出口管道的振动对安全生产是一个很大的威胁。
它会引起:(1) 管道的疲劳损伤，尤其可能使小口径管道损坏；(2)管道保温材料的破损；(3)测量仪表及导管的损坏和控制系统误动作；(4)管道摆动或振动以及噪声对人的影响等。
强烈的管道振动使得管路附件的连接部位发生松动和破裂，轻则造成泄漏，重则引起爆炸。
通常引起往复式压缩机出口管道振动的原因往往很复杂，只有通过正确诊断和分析，才能找出引起管道振动的主要原因，并采取有效的措施消除隐患。
因此，管道设讣时必须充分重视管道振动的消除和控制。
对出现强烈振动的管道，需要分析原因，采取减振措施。
1、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：(1) 气流压力脉冲在管件处冲击振动；(2) 管道内气柱的振动(共振)；(3) 管道的机械振动；(1)气流压力脉动往复式压缩机工作特点是吸、排气流呈间歇性和周期性。
因此会激发进、出口管道内的流体呈脉动状态，使管内流体参数随位置及时间作周期性变化，这种现象称为气流脉动。
管道内气流压力随时间变化的情况如图1所示。
压力脉动越大，管道振动的振幅和动应力越大。
脉动气流会严重影响阀门的正常开关，还会引起管系机械振动，使管件疲劳破坏而发生泄漏，其至造成火灾爆炸等严重事故。
往复式压缩机的气流压力脉动除了可能引起气柱共振之外，管道中的压力和速度波动在管道的转弯处、截面变化处和各种阀件、盲板处还可能产生冲击作用，引起管道振动和噪声。
下图所示的一段等截面管弯头，设弯管的直径为d,弯管的转角B,弯管进气口处的压力为P。
1. 压力脉动的消减措施(1) 避开气柱共振。
消减气流脉动，首先应避免气柱共振。
要进行气柱固有频率的讣算，使气柱固有频率与活塞激发频率错开。
(2) 采用合理的吸排气顺序。
通过改进汽缸的结构和配置，)气，采用合理的吸、排气顺序，使压缩机较均匀地向管道排(吸可以达到减小气流压力脉动的U的。
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。
往复压缩机工艺管道振动分析及消减措施
往复式压缩机设计过程中，尽可能保证工艺管线的直线性，避免管线弯曲大或垂直振幅明显，同时尽量减少工艺管线直径的变化，提高管线的强度和刚度，从而提高管线结构的稳定性和可靠性。敷设工艺管道时，应遵循与地面毗邻的原则，为管道提供足够的支撑，以减少工艺管道振动对往复式压缩机的影响，同时为技术人员减轻振动提供更多的便利。
5.5消减激振力的强度
为了进一步减少压缩机振动效应的发生，应降低激励强度，例如b .减少压缩机组固有振动频率的气体压力，并将压缩机之间的频率分配到特定频率，有效地避免振动。此外，还可以通过提高抗振动性、优化管道结构、使用固定工艺材料或在管道没有固定振动频率的情况下改变管道形状来提高管道的稳定性。上述措施可更好地保护压缩机管道系统，从而延长使用寿命并使操作更加平稳。
5.2安装节流板
减小往复式压缩机工艺管道振动时，可采用隔膜安装方法，使管道内最初流动的气流从柱状波变为行波，从而使管道内压力更加均匀，从而使管道振动缓冲。通过在管道中安装孔板，气流必须穿过孔板，这时可以改变气流的大小，但也可以使气流方向更加分散，管道中的能量会大大减少，气流脉动会减少。必须特别注意，采用这种方法减轻管道振动时，必须准确计算孔板上的压力降。
往复压缩机工艺管道振动分析及消减措施
摘要：由于往复压缩机的工作机制，使用能耗较低，可实现与传统压缩机相同的效果和生产率，永久压缩机具有足够的灵活性，能够适应石油化工目前偏好的调整和反应机制。鉴于此，本文对往复压缩机工艺管道振动分析及消减措施进行了分析，以供参考。
关键词：往复压缩机；工艺管道；振动分析；消减措施
2气流脉动分析
2.1气流脉动分析基本内容
分析气流脉动的主要目的是计算管道的气流脉动强度和激振力，以确保管道布局的调整和缓冲罐设计符合国家/地区相关标准的要求。声学模拟是分析气流脉动的方法之一，主要是根据一维波浪理论计算和分析压力脉动程度和和声激励力的方法，使用传递矩阵法将模型单位的声压、声音体积和音速紧密联系在一起。模型单位包括管道单位、阀门、孔和体积构件，边界条件包括管线洞口、闭合和反向缺陷。
往复式天然气压缩机管线振动分析及减振措施应用
往复式天然气压缩机管线振动分析及减振措施应用摘要：天然气压缩机是油田伴生气处理装置使用最多的增压设备，在装置运行过程中会由于气流脉动、共振、机组振动、声学振动等各种原因引起压缩机管线振动。
长时间的管线振动会引起管件连接松动、焊缝破坏、仪表失灵等危害，严重时可能导致管线破裂，引起天然气泄漏着火爆炸，严重影响装置安全运行。
本文通过对压缩机管线振动原因的分析，将探讨适合天然气压缩机管线的减振措施及现场应用效果比较。
关键词：天然气压缩机管线振动减振措施1引言中原油田采油一厂所用往复式压缩机主要作用是为油田伴生气增压。
在压缩机及其工艺管线设计时，虽然从生产工艺条件、土壤条件、设备本身等方面考虑了压缩机管线振动影响并采取了管卡、支墩等固定形式，但由于工区特殊的土壤地质条件和装置经过较长年限运行，设备本身工况也发生了较大变化，在运行过程中管线振动明显。
长时间的管线振动既降低了压缩机的容积效率，减少排气量，损耗功率，导致吸、排气阀以及控制仪表使用寿命缩短；更严重的是管线与其附件连接部位易发生松动和破裂，影响管线附属仪表的显示精度，对装置安全生产运行构成严重威胁。
严重时引起管线焊缝断裂，发生天然气泄漏燃烧或爆炸事故。
所以认真分析管线振动原因并采取有效措施尽可能消除管线振动对天然气处理装置安全运行有重要作用。
2 压缩机管线振动原因天然气压缩机主要工艺管线有循环水系统管线、润滑油系统管线和天然气压缩关系。
由于压缩机水、油系统压力一般低于天然气管线，而天然气管线中二级排气管线压力较一级进气、一级排气和二级进气压力高，同时大量现场实践也证明压缩机二级排气管线是所有管线中振动最为明显的，所以以二级排气管线为分析对象对整套管路进行分析。
选取的压缩机是两级往复式压缩机，由电动机驱动，从结构可分电动机、机身部分和压缩部分。
机组的电动机通过靠背轮和压缩部分的曲轴相连。
压缩部分有两级4缸，呈180℃对称平衡布置曲轴两边，电动机产生的动力通过靠背轮和曲轴连杆机构传递给压缩机做功。
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。
- 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)。
２ １ 管 系固有频 率分析 ． 管 道系统 是 一个 弹 性 连 续 体 ， 其结 构 往往 比 较 复杂 ， 要得 到 其 精 确解 有 很 大 困难 。根 据 振 动
理论 ， 一个 机械 系 统 的多 自由度 振 动方 程 可 用 矩
长。
１２倍 的引 ．
起管 系 的共振 ， 般 要 求 在设 计 时避 开前 ３阶 的 一 共振 频率 ， 振 区前 ３阶共振 频率 如表 ２所示 。 共
表 ２ 共 振 区 激 发 频 率
频率（ ｚ ｆ １ １． Ｉ ２ ３． １３６ ０ ） ６８ ３６ ５ Ｘ １．～ ２．～ ３．～ ． ２ ４ ４
气缸 时 ｍ＝２ Ⅳ— — 曲轴转 数 ， ｍｉ ｒ ｎ ／
当压缩 机 的转 速 为 ４ ０／ ｎ 压缩 机 气 缸 为 ２ ｒｍｉ ， 双 作用 ｍ ＝ ２时 ， 由式 （ ） ３ 得 ＝１ 。 ４
当管 系的激 发频率 落 在 固有 频率 附近 时引起 结构 共 振 ， 程 中一 般 认 为 激 发频 率 （ ） ０ ８ 工 的 ．
ｆ ２＝０ ７ 手 ．５
‘ ，
（） ５
管 系的 材 料 属 性 ： 度 Ｐ＝７５ ｋ／ 弹性 模 量 密 ８０ ｇｍ ， Ｅ＝ ． ２ ０×１ ａ泊 松 比 ＝０ ３ 许 用 应 力 ［ ］ ０ＭＰ ， ．， ＝１４ ａ对 图 １ 系结 构建 立 模 型并 进 行 有 限 １ＭＰ ， 管
ｑ ｅ ｃ ａｌ ｅ ｒ ｈ ａ ｕ ａ ｅ ｕ ｎ ｙ ｅ ｓ ｎ ｎ ｅｗａ ａ ｓ ｄ ｉ ｅｐ ｐ ｌ ｅ ｓｒ ｃｕ ｅ ｎ ｅ ｄｆ ｒ ｎ ａ ｉ ｇ ｍｅ ｓ ｒｓ ｗ ｒ ｕ ｎ ｙ ｆ ｓｎ ａ ｅ ｎ ｔ ｒ ｆ ｑ ｅ ｃ ，ｒ ｏ ａ ｃ ｓ ｃ ｕ ｅ ｎ ｔ ｉｅ ｉ ｔｕ ｔ ｒ ，ａ ｄ ｔ ｉ ｅ ｔ ｍｐ ｎ ａ ｕ ｅ ｅ ｅ ｌ ｔ ｌ ｒ ｈ ｎ ｈ ｅ ｄ
关键宇 ： 往复式压缩机 ； 管线振动 ； 限元 ； 有 模态分析 ； 减振措施
中 图分 类 号 ： Ｔ ４ ；Ｑ ５ ． Ｈ ５Ｔ ｏ５８ 文献标识码 ： Ａ ｄ ｉ１ ．９９ ｊｉ ｎ １０ ０２ ．０ ２０ ．０ ｏ：０ ３ ６ ／．ｓ ．０ ５— ３ ９ ２ １ ．６ ０ ６ ｓ
形 引。
收 稿 日期 ： ２ １ ０ １—１ ２—１ 修 稿 日期 ： ２ １ ０ ６ ０ ２— ３—０ ５
【 】 ｛ ＋【 】 ） ［ ］ ・ 盖） Ｋ ・｛ ＝ Ｆ 式中 【 ］—— 总质 量矩 阵
（） ２
【】 ｃ —— 阻 尼矩 阵 【 —— 总 刚度矩 阵 Ｋ】 【】 Ｆ —— 载 荷 向量 矩 阵
图 １ 管 系模 型 布置 表 １ 管 系 支 架 约 束 距
往 复式 压 缩机 的运 动 频 率 称 为 激 发 频 率 ， 激 发频 率 的计 算 为 ＿ ： ４ ］
＝ ｍ ／０ Ｎ ６ （） ３
式中
ｍ—— 曲轴 每 转 一 个 周 期 气 缸 吸 （ ） 排 气 次 数 ， 作 用气 缸 时 ｍ ＝１ 双 作 用 单 ，
当管 道 的激 发 频 率 为 １Ｈ 管道 内丙 烯 气 ４ ｚ， 体 的声 速 为 ２６ ／ 时 ， ９ ｍ ｓ 由式 （ ） 式 （ ） 以得 ４和 ５可
到 管 道 的 前 ２ 阶 共 振 管 长 为 ５ ８ ｍｍ 和 ２５ １８ ７ ｍ。 由表 １可 以看 出 ， ５５ ｍ 在共 振 管 长 处 即模 型上 的 ３点 和 ６点安 装有 固定 支架 。
摘
要 ： 对往复式压缩机 出口管线振 动原 因进行分析可知 ， 管系的固有频率与机器的激发频率相近时产 生共振是 管线
振动的原因之一 。本文利用有限元分析软件对管系的 固有频率进行 分析 ， 了 当固有 频率落在 管系的激发 频率 附近 验证
时， 将会 引起管 系结 构的共振 。并对不 同的减振措施进行 比较 ， 对实际工程具有重要的指导意义。
Ｖｉ ｒ ｔｏ Ａｎａ ｙ ｉ ｏ ｐｉ ｇ Ｃｏｎ ｃ ｅ ｔ ｃ ｉ ｏｃ ｔｎ ｍ ｐｒ ｓ ｍ ｅ ｉ ａ ａ ｙｓｓ ｂ ａ ｎ ｉ ｌ ｓｓｆ ｒ Ｐｉ ｎ ｎｅ ｔ ｄ ｗｉｈ Ｒｅ ｐｒ ａ ｇ Ｃｏ ｉ ｅ ｓ ｂｙ Ｎｕ ｒｃ ｌＡｎ ｌ ｉ
Ｉ Ｌ ＡＮＧ Ｒｕｉ ＺＨＯＵ ｏ， ， Ｔａ ＣＡＯ ｎ Ｘｉ
ｃ ｍｐ ｅ ． Ｔ ｉ ａ ｍｐ ｒ ｎ ｉｎｆ ａ ｃ ｏ ｐ ａ ｔ ｅ ｏ ａ ｄ ｈ ｓ ｈ ｉ ｏｔ ｔｓｇ ｉ ｃ ｎ ｅ ｔ ｒ ｃ ｉ ． ｒ ｓ ａ ｉ ｃ
Ｋｅ ｒ ｓ ｒｃ ｐ ｏ ａｉ ｇ ｃ ｍｐ ｅ ｓ ｒ ｐ ｐ ｌ ｅｖ ｂ ａｉ ｎ ｆ ｉ ｌ ｍｅ ｔ ｍｏ ａ ｎ ｙ ｉ ； ｉｒ ｔ ｎ ｒ ｄ ｃｎ ａ ｕ ｅ ｙ ｗｏ ｄ ： ｅ ｉ ｒ ｃ ｔ ｏ ｒ ｓ ｏ ； ｉ ｅｉ ｉｒ ｔ ； ｎｔ ｅｅ ｎ ； ｄ ａ ａ ｓｓ ｖ ｂ ａｉ ｅ ｕ ｉｇ ｍｅ ｒ ｎ ｎ ｏ ｉ ｅ ｌ ｌ ｏ ｓ
Ｆ ＬＵＩ ＭＡＣＨＩ Ｄ ＮＥＲＹ
Ｖｏ． ０， ． ２ ２ １ ４ Ｎｏ ６， ０１
文 章 编 号 ： １０ ０ ５—０２ （ ０２ ０ ０ ２ ０ ３ ９ ２ １ ）６— ０ ４— ４
往 复 式 压 缩机 管 线振 动 数 值 分析
梁 瑞， 周 涛。 曹 鑫
（ 州理 工 大学 ， 肃 兰 州 ７ ０ ５ ） 兰 甘 ３０ ０
出 口和缓 冲罐 入 口用 法 兰 连 接 ， 以将 模 型 中管 所
道的两端采用 自由度完全 固定的约束。管道的支 架采用 防振管卡 ， 管卡的支撑底板和钢结构采用 完全焊接 ， 故同样为 自由度完全固定 的约束 。管 道 受 到 重 力 、 线 内压 力 的影 响 ， 模 型 中设 置 管 在 ９８Ｎ ｋ ．０ ／ ｇ的重 力 和 １ ３ ａ的压 力 ， 略管 道 内 ． ＭＰ 忽
根据 压缩 机 管线 出 口处 的边 界 条 件 ， 线 的 管
两端有开端和闭端之分 。一般认 为压 缩机进 、 出
口为 闭端 ， 冲 罐 为 开端 。所 以压 缩 机 进 出 口与 缓 缓 冲罐 之 间 的管 线 一 端 为 开 端 ， 一 端 为 闭端 。 另 处 于共 振状 态 下 的管线 长度 与气 体 的声 速 和激发 频 率 ） 关 ， 一 阶 激 发 频 率 相 对 应 的共 振 管 有 与
１ 前 言
２ 管 系振动频 率理 论分 析
往 复式 压缩 机 由于其 具 有 压 力 范 围 广 、 气 排 量稳 定 、 压缩 效 率高及 适 用性 强等优 点 ， 广泛 用于 炼油、 化工 等行 业 。但 是 管线 振 动 是 往 复 式压 缩 机 常见 的问题 。早 在 ２ ０世 纪 ５ ０年 代 ， 国就 开 美 始 对管 道 振动 问题 进行探 索 研究 ， 国在 ２ 纪 我 ０世 ７ 代 中期 开始进 行 管道 振 动 问题 的研 究 ， ０年 目前
长 为 ：
４ 管 系结构 固有频 率有 限元分 析
ｚ 】＝０ ２ ｝ ．５
‘ ，
（） ４
用 有 限元 分 析 软 件 Ａ Ｓ Ｓ对 管 系 进 行 静力 ＮＹ 学分 析 和模 态分 析 可得 到 管 系 的 固有 频率 。
与 二 阶激发 频率 相对 应 的共 振管 长 为 ：
２１ ０２年第 ４ ０卷 第 ６期
｛ 卜——位移 向量 ｛ 卜 一 速度 向量 ｛ — —加 速度 向量 ）
流
体
机
械
表 １ 示。 所
通过 求解 式 （ ） 对 应 的齐 次 方 程 ， 得 管 ２所 可 道 结 构 的 固有 频率 和振 型 。 ２ ２ 管 系激发 频 率分析 ．
元分 析 。
４ １ 边界 条件 设 定 ．
式中
ｃ — 管道 中流 体 的声速 ， ｓ — ｍ／
— —
管 道 的激发 频 率 ， ｚ Ｈ
３ 算例及 分 析
压缩 机和 缓 冲罐 为 完 全 约束 的结 构 ， 缩 机 压 某石 化 厂丙烯 气 体压 缩 机 曲轴 的转 速 为 ４ ０ ２ ｒｍｉ， 缸 双作 用气 缸 ， 口温 度 ３３ ／ ｎ单 出 ８ Ｋ。最 大 出
气体 的质量 。
４ ２ 固有频 率有 限元 分析 ．
口压力为 １３ Ｐ ， ．Ｍ ａ 管道材质为 ０ ｒ Ｎ９ 管道规 Ｃｌ ｉ， ８ 格为 ６ ６ × ， １８ ６ 长度 ２ ． ｍ ２ ５ 。压 缩机 出 口与缓 冲 罐之 间采 用 直管 连 接 ， 道 采 用 固定 管 卡 进行 固 管 定 ， 是仍 存 在 很 大 振 动 。现 场 的管 道 结 构 如 图 但
为：
生疲劳 ， 对管道 的安全、 寿命产生较大影响 ， 严重
时导致 重 大 的生 产事 故 。
管 道 与管 道 内部 气体 构成 的系 统具 有一 系列 固定 的振 动频 率 。 当压缩 机 的激发 频率 与管 系 的 固有频率 相 近时 ， 会 出现 系统 振 动 相 互叠 加 并 就 产 生 共 振 ， 而 使 管 道 产 生 较 大 的 应 力 和 变 从
～
２ ３ 气柱 共振 管 长分析 ．
管系内的气柱为连续 的弹性体 ， 在激发频率 的作 用 下 ， 当气 柱 的 固有 频率 在 激发频 率 附 近时 ， 管 系 内的气 柱也 会 发 生 共 振 ， 引起 管 道 和结 构 的
振 动 ， 于气 柱 共 振状 态 下 的管 道 长 度 为 共 振 管 处
阵微分 方程 式表 示 ， ：
［ 】・｛ ） ［ Ｍ ＋ ｃ】・｛ ）＋ ［ ＫＩ・｛ ）＝ ［ Ｆ】
（） １
振动 不但 影 响设 备 正 常 运 行 ， 且 使 管道 容 易 产 而
由于 阻尼矩 阵作 用对 管 系 的固有频 率影 响很 小 ， 以忽略不 记 ， 可 因此管 系 的振动 方程 可 以简 化