往复压缩机管线的振动分析

1、往复压缩机管线的振动分析方法探究（沈阳鼓风机（）技术中心，辽宁 沈阳 110142）摘要：随着关规范的技术和CAESAR II的。行业装置的大型化，往复压缩机的管线振动问题成为困扰整机性能的关键。通过对相，往复式压缩机运动特性、管线振动产生的机理、振体特性等的研究，提出利用 DIGMO对压缩机管线的振动进行综合分析，实现了设计阶段对产品质量进行预期验证的目：往复式压缩机运动特性；振动；应力分析；气流脉动模拟Inquiry Vibrationysis Method ofReciprocating Compressor PipelineGuo Wentao(Technical Center of

2、SBW, Shen, Liaoning 110142)Abstract: Along with large-scale trend of petro-chemical industry installations, vibration problemof reciprocating compressor pipeline hase key factor affecting complete machineperformance. By fully understanding of relevant technical specification and codes and study onre

3、ciprocating compressor movement characteristics, mechanism brought about pipeline vibrationand vibrating body characteristics, I suggest to make use of DIGMO and CAESARIIysissoftware to do all-roundysis of compressor pipeline vibration thenplish the object ofproduct quality pre-validation at design

4、stage。Key words: reciprocating compressor movement characteristics; vibration; mechanical system stressysis; airflow pulsationogue。1 概述随着行业装置的大型化，对设备提供商保证产品的安全性、高效率和运行稳定性的要求越来越高。因往复压缩机的特性所致，在正常工况下必然会产生管线的振动，而管线振动会对压缩机的最终工艺参数温度、排气量、功率损失，稳定运行产生影响，因此，管线振动问题成为困扰整机性能的关键，必须在设计阶段予以适当解决。通过在设计阶段采用计算机模拟分析（CAE

5、）的方法对管线进行气流脉动模拟和机械系统的应力分析，实现在设计阶段对设备的运转性能评估是现代往复机设计的必然趋势。2 振动分类及机理气流的压力脉动是往复压缩机管线振动的内因，而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，因此管道机械系统在非机械表象。压力脉动越大，管道振动的振幅和动应力越大。条件下的振动是气流脉动的外在往复式压缩机工作中间歇性的吸入、排出介质引起的振动是正常工况下出现的不可避免的强迫振动，也是最典型、最复杂的振动。就其作用机理和振动的机体而言，振动是多种模式共存的，大致可分为 4 种：1

6、.2.3.4.由压缩机的动不平衡而引起的压缩机本体和与其相连管道及管内介质的振动；由压缩机间歇性的吸气和排气而引起的管内气柱振动；由于气柱的压力脉动而激起的管道振动；由管道上节流及启闭元件引起的介质涡流而激起的管道振动。上述 4 种振动模式中，第 1 种因目前应用在工艺流程上的机型为对动平衡式，故只要在主机设计中注意对往复运动的元件进行往复质量的平衡配重即可。第 4 种的激振力很难定量或定性地描绘出来，只要不其振幅一般比较小，故工程中较少考虑，通过加强局部管道研究和分析问题的精要放在第 2 种和第 3 种振动上。也就是说，支撑即可解决。所以在这里首先排除其它引起振动的次要不确定诱因，然后因气体

7、与固体间的不耦合性将管内气体与管道的机械本体作为两个弹性系统进行分析1。第 2、3 种振动从作用的根源上均是往复机的间歇性的吸气和排气，只是振体不同。吸排气这一过程使其管线内气流的压力和速度呈脉动状态，形成图 1 所示的齿形波。图 1 压缩机形成的气流齿形波从图 1可以看出，气缸的作用方式无论是单作用还是双作用，活塞运动所引起的这种振动应属于非正弦激振，而且是周期性的。往复机活塞运动的分析示意图见图 2。AlrBtOx图 2 往复机活塞运动的分析示意图曲柄 OA 以角速度 绕曲轴匀速运动，并通过连杆 AB 带动活塞 B 作直线运动，图2中 r 和l 分别代表曲柄和连杆的长度。用级数展开 曲柄和

8、连杆几何关系的三角函数，获得活塞运动方程见式 1，活塞运动的速度、加速度方程见式 2，见式 3。r 2r 2x (1 ) r cost cost 4l4lx& r(sin t 2l sin 2t ）式 1r式 2&x& r 2 (cost r cos 2t ）式 3l知道按活塞运动进行的压力脉动是气柱的激振源，所以气柱在管道中的振动规律将按活塞运动进行，那么气柱振动所产生的激振力也将按活塞运动的规律，且是气柱质量的速度和加速度的线性函数，根据m&x& kx f (t)定律式 4：式 4，其解为：Fan cos(nt n ) Fbn sin(nt n )k (1 n 2 2 / p 2 )Fn1

9、x 式 52k从式 13、5 中可以看出，随频率阶次的提高，其运动分量的常系数则以平方数量级减少。同理，高阶次的振动分量对振动的影响也将依次以平方数量级减弱，为方便工程分析，认为对前三阶振动分量进行合理考虑即可满足工程需求。另外，对于，由于区在高阶次时区域会相互区源相互避开。3 评定内容及范围，无法互相避开，因此，频率也将考虑前三阶的在规范 ISO13707-2000 第 12 章中根据所需要的机械和声学模拟结果有三种不同的设计方法供设计者选择。基于压缩机的特性功率和压力来选择合适的设计方法在规范 ISO13707 中做了明确规定，而在规范 ISO13707 附录 M 中对不同的设计方法所应采

10、取的计算步骤和分析内容给予了详细的说明。所有设计方法的计算中包含两大方面内容：声学模拟和机械响应。在声学模拟计算中，流体在压缩机组（包括：气缸通道、容积罐和管道）的各组成元件中的压力脉动水平均应被分析，并且在设计阶段就应确定并符合所限制的压力脉动值。ISO13707 中给出了压力脉动值的限制标准，如 12.2.7.1 款中公式（7）就是用于计算与压缩机相连接管道的压力脉动允许值的。允许值与管道内径和管道内的平均压力以及压缩机的激振频率有关。事实上，压力脉动允许值（峰峰，Barg）与激振频率和管道内径的平方根成反比，与管道内的平均压力的平方根成正比。机械响应应对管道（含管道附属件）的共振加以判断

11、振幅和动应力符合要求。4 分析方法及步骤对往复压缩机规定了脉动的允许值，以便械是所有使用者的职责和义务。这是一种和应力问题不出现。研究潜在的声学和机式工作过程，但要想在设计阶段找出几乎所有是不可能的。设计者的目标是消除与基本脉动频率和复杂管系模型相关联的主要问题，以便管子在承载荷载时能够抵抗。为了评定压缩机管道的压力脉动水平，通常需要进行这样的一些分析工作：激振频率的基频和各阶谐频都需要逐一加以计算；压力脉动允许值依赖于管道内的平均压力，对于所有吸、排气压力都应分别分析；更进一步压力脉动允许值还需要实际的管道内径，定义不同段的管子截面。此外，压力脉动会在压缩机的进排气管道中产生不平衡力，而这个

12、不平衡力将被作为动载荷附加到后面的机械响应分析中。往复压缩机管线的振动分析工作流程见图 3。支架力静应力柔性分析否管道布置否否动力分析激振力模态振幅动应力图 3 往复压缩机管线的振动分析流程脉动分析通常采用声模拟分析法，声模拟分析法分为声学模拟与声电模拟。声模拟分析法是对管道内的压力脉动计算以平面波理论为基本理论。程序的物理基础是声学近似法，建脉动值声学模拟模态立声学系统的守衡方程，不同数学模型之间采用矩阵转移法实现数据的传递，通过忽略高阶小量，使非稳态管内流体的微分方程线性化。为了使分析精确，应当考虑摩擦、热交换、压力突变等。声学模拟与声电模拟比较，具有结构准确，设备简单和分析周期短等优点。

13、目前我公司在引进技术3基础上开发的“DIGMO 气流脉动计算系统”包含的设备数学模型多达 53 种，为管路系统的精确模拟提供了保障。一个脉动计算模型至少由一个主动边界单元和主（或边界单元，中间由传递单元实现连接和交叉单元形成分支，最后它们共同组成一个封闭的计算系统。对于压缩机来讲就是以气缸加以分割的进气段、级间各段和排气段等计算系统段。对于机械响应，即在因脉动而产生的激振力作用下管道（含管道附属件）的、疲劳分析和振幅计算，采用 CAESAR II 管道应力。该采用矩阵法 ，利用结构力学的理论来建立管道的力学方程，通过矩阵传递原理形成关联方程组，并将方程组的求解转化为矩阵的求解，然后利用弹性力学

14、和塑性力学的准则建立强度判断条件。该的模态（M）模块和谐波（Harmonic）模块可以很好的完成上述任务。其中 Harmonic模块是疲劳强度和振幅计算的主体模块。因为该模块是对具有在一个固定时间周期内，载荷以谐波曲线在最小到最大的范围内变化方向和或大小。载荷的函数表达形式为：t A cos( Q)F式 6该式的形式与式 5 相吻合，满足应用的条件。机械响应分析模型的建立，也采取在气缸处加以分割的原则。，这样既能符合与脉动计算模型形成一一对应的关系，也满足应力分析的技术要求，5分析的限定值在非的条件下，脉动模拟和机械响应分析中都将涉及到最终的合理判断标准。在ISO13707-2000 第 12

15、 章中，对于不同的近似设计方法给出了管道中不同脉动值的允许水平计算公式4：采用近似设计方法 1 进行设计时，P（%）= 4.1 3 Po式 7采用近似设计方法 2、3 进行设计时，P（%）= 397.1式 8Po*ID*f式中：Po管道中的平均压力，bar；ID缓冲器后管道中管子内径， mm；f脉动频率，Hz。其由公式（9）求出：rpm*Nf=式 960式中：rpm压缩机转速，r/min;N整数 1，2，3与主频率和谐波频率相对应。为了控制脉动水平而加设脉动抑制装置时，脉动抑制装置的压力降应小于 0.25 &1.67(R-1)/R 的大者（R 压缩比）。机械响应分析中振幅的评判标准按图 4 根

16、据不同的激振频率查取对应限定值。对于碳素钢而言，其动应力值不应超过 50MPa5。图 4 管道振幅（双）的许用值和值1平均感觉界限2设计 3介于两者之间 4要修改 56 应用实例大连的 80 万吨/年柴油加氢装置，设置 2 台英国公司的 4D3+1型新氢、循环氢联合压缩机组，在运行二年多的时间里，机组缓冲罐、机组连接的管线和管廊上的赶油线一直存在着较为严重的振动问题。车间先后采取了加设固定支架和增大部分管线通径等减振措施，反而使管线振动幅度增大，连加设的固定支架也随管线一起剧烈振动。根据往复机振动的特性，知道：气流脉动是振动的内因，而管线的振动则是外在的表象。所以，在评估气流脉动值的前提下，必

17、须要先采取适当进行脉动值的控制。通过 DIGMO分析得知，压力脉动值严重。经加设脉动抑制装置重新核算后，指标大幅下降。将激振力代入 CAESAR II 的 Harmonic 模块进行动应力分析，指标满足要求。在此不罗列过多的计算数据，只对管线前后主要点的测试值列于表 1。加前后压缩机对新氢的处理量分别为 12500Nm3/h、12300 Nm3/h经济性方面可行。压降对压缩机的处理能力影响很小，表 1管系振动的测试值（1#/2#）7 结论本文通过对往复式压缩机管线振动产生的机理、运动规律及相关技术规范的要求进行研究分析，对可应用的进行对比，确定了往复式压缩机管线振动评判、流程及安全的测试位置南北方向/mm东南方向/mm后前后前10.112/0.1030.263/0.2590.128/0.1370.792/0.81220.148/0.1460.233/0.2430.138/0.1470.671/0.737判断限定值，并通过实践验证了该技术可行且成熟可靠，该分析