往復壓縮機管線的振動分析方法探究-

1、2009年第2期總214 期 設計研究2 M aheshri J C,W yman C B.M i x i ng i n an i n t er m esh i ngtw i n scre wextruder cha m ber:co mb i n ed cross and do w n c h annel flo wJ.Pol ym er E ngi neeri ng and S ci en ce,1980,20(9:102-109.3 王麗,江波.異向旋轉(zhuǎn)雙螺桿幾何造型的研究J.中國塑料,1998,12(2:90.4 鄭柯.嚙合雙螺桿齒形曲線探討J.塑料科技,1988,3(1.5 傅則紹.

2、微分幾何與齒輪嚙合原理M.北京:石油大學出版社,1996.6 任鴻列.國內(nèi)外塑料機械工業(yè)的現(xiàn)狀與展望J.中國塑料,1996(9:1-6.(REN H ong li e.Present s i tuation of do m estic andf orei gn plastic m ach i nery i ndu stry and t heir p ros pectsJ.C hinaPlasti cs,1996(9:1-6.7 洪國勝,張建原,洪月里.C+Bu il der程序設計輕松上手M.北京:清華大學出版社.8 鄭柯.雙螺桿齒曲線探討J.塑料工業(yè),1982,(3:13-16.作者簡介:王

3、可(1957-,男,山東蓬萊人,教授,博士生導師,主要從事復雜曲面數(shù)控制造技術、螺旋機械設計理論與方法、數(shù)控裝備設計等方面的研究。文章編號:1006 2971(200902 0013 04往復壓縮機管線的振動分析方法探究郭文濤,肖明鑫(沈陽鼓風機集團有限公司技術中心,遼寧沈陽110142摘 要:隨著石化行業(yè)裝置的大型化,往復壓縮機的管線振動問題成為困擾整機性能的關鍵。通過對相關規(guī)范的技術領會,對往復壓縮機運動特性、管線振動產(chǎn)生的機理、振體特性等的研究,提出利用D I G M O和CAES AR II分析軟件對壓縮機管線的振動進行綜合分析,實現(xiàn)了設計階段對產(chǎn)品質(zhì)量進行預期驗證的目的。關鍵詞:往復

4、壓縮機運動特性;振動;應力分析;氣流脈動模擬中圖分類號:TH457 文獻標識碼:AInquiry V ibration AnalysisM ethod of R eciprocating Co mpressor P i p elineGUO W en tao,X I A O M ing x i n(T echn ical Center of SBW,Shenyang110142,ChinaA bstrac t:A long w ith l a rge sca le trend o f pe tro che m ica l i ndustry i nstall a tions,v i b rat

5、ion prob le m o f rec i pro cati ng compresso r p i peli ne has beco m e key factor affecti ng com plete m achi ne perfor m ance.By full y understand i ngo f re levant techn i ca l specificati on and codes and st udy on rec i proca ting co m pressor m ov e m ent character istics,m echan is m b rough

6、t about p i peli ne v i brati on and v i bra ti ng body charac teristi cs,use D I GM O and CAES AR II ana l ys i s soft w are to do a ll round ana l ys i s on com pressor p i peli ne vibra tion,then accomp lish the object of product qua lity pre vali dati on at desi gn stag e.K ey word s:rec i pro c

7、a ti ng compresso r m ovem ent charac teristics;v i bra ti on;stress analysis;airflo w pu l sati on analogue1 概述隨著石化行業(yè)裝置的大型化,對設備提供商保證產(chǎn)品的安全性、高效率和運行穩(wěn)定性的要求越來越高。因往復壓縮機的特性所致,在正常工況下必然會產(chǎn)生管線的振動,而管線振動會對壓縮機的最收稿日期:2009-01-15終工藝參數(shù)溫度、排氣量、功率損失,穩(wěn)定運行產(chǎn)生影響,因此,管線振動問題成為困擾整機性能的關鍵,必須在設計階段予以適當解決。通過在設計階段采用計算機模擬分析(CAE的方法,對管

8、線進行氣流脈動模擬和機械系統(tǒng)的應力分析,實現(xiàn)在設計階段對設備的運轉(zhuǎn)性能評估是現(xiàn)代往復機設計的必然趨勢。2 振動分類及機理 氣流的壓力脈動是往復壓縮機管線振動的內(nèi)因,而脈動流體沿管道輸送時,遇到彎頭、異徑管、分支管、閥門、盲板等元件將產(chǎn)生隨時間變化的激振力,受該激振力作用,管系便產(chǎn)生一定的機械振動響應,因此管道機械系統(tǒng)在非機械共振條件下的振動是氣流脈動的外在表象。壓力脈動越大,管道振動的振幅和動應力越大。往復式壓縮機工作中間歇性的吸入、排出介質(zhì)引起的振動是正常工況下出現(xiàn)的不可避免的強迫振動,也是最典型、最復雜的振動。就其作用機理和振動的機體而言,振動是多種模式共存的,大致可分為4種:(1由壓縮機

9、的動不平衡而引起的壓縮機本體和與其相連管道及管內(nèi)介質(zhì)的振動;(2由壓縮機間歇性的吸氣和排氣而引起的管內(nèi)氣柱振動;(3由于氣柱的壓力脈動而激起的管道振動;(4由管道上節(jié)流及啟閉元件引起的介質(zhì)渦流而激起的管道振動。上述4種振動模式中,第1種因目前應用在工藝流程上的機型為對動平衡式,故只要在主機設計中注意對往復運動的元件進行往復質(zhì)量的平衡配重即可。第4種的激振力很難定量或定性地描繪出來,只要不共振其振幅一般比較小,故工程中較少考慮,通過加強局部管道支撐即可解決。所以我們研究和分析問題的精力主要放在第2種和第3種振動上。也就是說,在這里我們首先排除其它引起振動的次要/不確定誘因,然后因氣體與固體間的不

10、耦合性將管內(nèi)氣體與管道的機械本體作為兩個彈性系統(tǒng)進行分析1。第2、3種振動從作用的根源上均是往復機的間歇性的吸氣和排氣,只是振體不同。吸排氣這一過程使其管線內(nèi)氣流的壓力和速度呈脈動狀態(tài),形成圖1所示的齒形波。 圖1 壓縮機進出口形成的氣流齒形波從圖1我們可以看出,氣缸的作用方式無論是單作用還是雙作用,活塞運動所引起的這種振動應屬于非正弦激振,而且是周期性的。往復機活塞運動的分析示意圖見圖2。圖2 往復機活塞運動的分析示意圖曲柄OA 以角速度 繞曲軸勻速運動,并通過連桿AB 帶動活塞B 作直線運動,圖中r 和l 分別代表曲柄和連桿的長度。用傅立葉級數(shù)展開2曲柄和連桿幾何關系的三角函數(shù),獲得活塞運

11、動方程見式(1,活塞運動的速度、加速度方程見式(2、式(3。x =(1-r 24l +r cos t +r24l cos t +(1 x =-r (si n t +r2lsin2 t +(2x !=-r 2(cos t +rlcon2 t +(3我們知道按活塞運動進行的壓力脈動是氣柱的激振源,所以氣柱在管道中的振動規(guī)律將按活塞運動進行,那么氣柱振動所產(chǎn)生的激振力也將按活塞運動的規(guī)律,且是氣柱質(zhì)量的速度和加速度的線性函數(shù),根據(jù)牛頓定律可得式(4:mx -+kx =f (t(4其解為x =F 2k+#n =1F an cos (n t- n +F bn si n (n t - n k (1-n 2

12、 2/p 2(5從式(13、5中可以看出,隨頻率階次的提高,其運動分量的常系數(shù)則以平方數(shù)量級減少。同理,高階次的振動分量對振動的影響也將依次以平方數(shù)量級減弱,為方便工程分析,我們認為對前三階振動分量進行合理考慮即可滿足工程需求。另外,對于共振的問題,由于共振區(qū)在高階次時區(qū)域會相互重疊,無法互相避開,因此,共振頻率也將考慮前三階的共振區(qū)源相互避開。3 評定內(nèi)容及范圍在規(guī)范I SO13707-2000第12章中根據(jù)所需要4 分析方法及步驟對往復壓縮機規(guī)定了脈動的允許值,以便共振和應力問題不出現(xiàn)。研究潛在的聲學和機械共振是所有使用者的職責和義務。這是一種偵探式工作過程,但要想在設計階段找出幾乎所有的

13、問題是不可能的。設計者的目標是消除與基本脈動頻率和復雜管系模型相關聯(lián)的主要問題,以便管子在承載非正常荷載時能夠抵抗。為了評定壓縮機管道的壓力脈動水平,我們通常需要進行這樣的一些分析工作:激振頻率的基頻和各階諧頻都需要逐一加以計算;壓力脈動允許值依賴于管道內(nèi)的平均壓力,對于所有吸、排氣壓力都應分別分析;更進一步壓力脈動允許值還需要實際的管道內(nèi)徑,定義不同段的管子截面。此外,壓力脈動會在壓縮機的進排氣管道中產(chǎn)生不平衡力,而這個不平衡力將被作為動載荷附加到后面的機械響應分析中。往復壓縮機管線的振動分析工作流程見圖3。脈動分析通常采用聲模擬分析法,聲模擬分析法分為聲學模擬與聲電模擬。聲模擬分析法是對管

14、道內(nèi)的壓力脈動計算以平面波理論為基本理論。程序的物理基礎是聲學近似法,建立聲學系統(tǒng)的守衡方程,不同數(shù)學模型之間采用矩陣轉(zhuǎn)移法實現(xiàn)數(shù)據(jù)的傳遞,通過忽略高階小量, 使非穩(wěn)態(tài)管內(nèi)流體的微圖3 往復壓縮機管線的振動分析流程分方程線性化。為了使分析精確,應當考慮摩擦、熱交換、壓力突變等因素。聲學模擬與聲電模擬比較,具有結構準確,設備簡單和分析周期短等優(yōu)點。目前我公司在引進技術3基礎上開發(fā)的DI GMO氣流脈動計算系統(tǒng)%內(nèi)部包含的設備數(shù)學模型多達53種,為管路系統(tǒng)的精確模擬提供了保障。一個脈動計算模型至少由一個主動邊界單元和主(或被動邊界單元,中間由傳遞單元實現(xiàn)連接和交叉單元形成分支,最后它們共同組成一個

15、封閉的計算系統(tǒng)。對于壓縮機來講就是以氣缸加以分割的進氣段、級間各段和排氣段等計算系統(tǒng)段。對于機械響應,即在因脈動而產(chǎn)生的激振力作用下管道(含管道附屬件的共振、疲勞分析和振幅計算,我們采用CAESAR II管道應力分析軟件。該軟件采用矩陣解析法,利用結構力學的理論來建立管道的力學方程,通過矩陣傳遞原理形成關聯(lián)方程組,并將方程組的求解轉(zhuǎn)化為矩陣的求解,然后利用彈性力學和塑性力學的準則建立強度判斷條件。該軟件的模態(tài)(M odel模塊和諧波(H ar m onic模塊可以很好的完成上述任務。其中H ar monic模塊是疲勞強度和振幅計算的主體模塊。因為該模塊是對具有在一個固定時間周期內(nèi),載荷以諧波曲

16、線在最小到最大的范圍內(nèi)變化方向和/或大小。載荷的函數(shù)表達形式為F(t=A+B cos( t+Q(6該式的形式與式5相吻合,滿足應用的條件。機械響應分析模型的建立,我們也采取在氣缸處加以分割的原則。這樣既能符合與脈動計算模型形成一一對應的關系,也滿足應力分析的技術要求。5 分析的限定值在非共振的條件下,脈動模擬和機械響應分析中都將涉及到最終的合理判斷標準。在ISO13707-2000第12章中,對于不同的近似設計方法給出了管道中不同脈動值的允許水平計算公式4:采用近似設計方法1進行設計時 P (%=4.13P o (7采用近似設計方法2、3進行設計時 P (%=397.1P o &I D

17、 &f(8式中 P o 管道中的平均壓力,barI D 緩沖器后管道中管子內(nèi)徑,mm f 脈動頻率,H z 其由公式(9求出f =r pm &N60(9式中 r pm 壓縮機轉(zhuǎn)速,r /m i nN 整數(shù)1,2,3與主頻率和諧波頻率相對應為了控制脈動水平而加設脈動抑制裝置時,脈動抑制裝置的壓力降應小于0 25%或 1.67(R -1/R (式中R 為壓縮比的大者。機械響應分析中振幅的評判標準按圖4根據(jù)不同的激振頻率查取對應限定值。對于碳素鋼而言,其動應力值不應超過50M Pa 5。 圖4 管道振幅(雙的許用值和危險值6 應用實例中國石油大連石化分公司的80萬噸/年柴油加氫裝置,

18、設置2臺英國皮特公司的4D3+1型新氫、循環(huán)氫聯(lián)合壓縮機組,在運行2年多的時間里,機組緩沖罐、機組連接的管線和管廊上的趕油線一直存在著較為嚴重的振動問題。車間先后采取了加設固定支架和增大部分管線通徑等減振措施,反而使管線振動幅度增大,連加設的固定支架也隨管線一起劇烈振動。根據(jù)往復機振動的特性,我們知道:氣流脈動是振動的內(nèi)因,而管線的振動則是外在的表象。所以,在評估氣流脈動值的前提下,必須要先采取適當手段進行脈動值的控制。我們通過DI G MO 軟件分析得知,壓力脈動值嚴重超標。經(jīng)加設脈動抑制裝置重新核算后,指標大幅下降。將激振力代入C AE SAR II 的H ar m onic 模塊進行動應力分析,指標滿足要求。在此不羅列過多的計算數(shù)據(jù),只對管線整改前后主要點的測試值列于表1。加孔板前后壓縮機對新氫的處理量分別為12500Nm 3/h 、12300Nm 3/h ,孔板壓降對壓縮機的處理能力影響很小,經(jīng)濟性