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压缩机 出口管线振动原因分析及减振改造

压缩机 出口管线振动原因分析及减振改造

  压缩机 管道振动分析改造一咭尽,一记丙 烯压缩机是氯碱厂环氧氯丙烷装置的心脏设备,共有台并联工作,其型式 为对称平衡双作用式二段往复压缩机。

  这台机 组是随环氧氯丙烷装置整套从日本日立公司引进的,自年月装置投产以来,其二段 出口缓冲罐至分离过滤器之间的管道振动一直超标,多次造 成固定基础损坏和固定螺栓拔出,虽经多 次对管道基础进行加固处理,但效果不明显。

  为了找 出管道振动的主要原因,彻底解 决长期振动问题,保证环 氧氯丙烷装置安全稳定运行,我们选择了这个课题,进行攻关。

  丙烯压 缩机的概况及性能参数名称丙烯压缩机位号一型号一功率制造厂家日本)株式会 社日立制作所土浦工厂生产期年出厂编号一一段缸内径二段缸内径二活塞杆直径战活塞行程转速排气量时d叮吸人 压力二排气压力(实际操作压力工作介质丙烯介质温度二段排气最高温度二电机型号功率电压二段出口至缓冲罐管线巧二段缓冲罐至分离过滤器管线第期师树才压缩机 出口管线振动原因分析及减振改造台压力脉动的强度用压力不均匀度来表示。

  二段缓 冲罐规格必时本文测量有关振动数据采用的仪器是美国产数据采集器。

  丙烯压 缩机二段出口管道系统振动原因分析压缩机管道剧烈振动危害是极大的,它可以 降低压缩机的容积效率,减少排气量,损耗功 率气阀以及控制仪表,更严重 的是管道与其附件连接部位易发生松动和破裂。

  对装置 安全经济运行构成严重威胁,尤其是 对易燃易爆的丙烯气体,极易发 生泄漏着火或爆炸事故,所以彻 底解决其振动问题,对环氧 氯丙烷装置具有十分重要的意义。

  往复式 压缩机及其管道的振动问题是一个影响因素较多的复杂问题,其主要原因通常有种,第种原 因是由于压缩机本身的振动引起。

  机组本 身由于运动部件的动平衡性能差,安装不 对中基础设计不当等,均能引起机组的振动,从而使 与之连接的管道也发生振动。

  第种原 因是由于脉动气流引起管道受迫振动。

  往复式 压缩机的工作特点是具有吸排气呈间歇性和周期性变化,必将激 起管内气体呈脉动状态,致使管 内介质的压力速度密度等既随位置变化,又随时 间作周期性变化,这种现 象称之为气流脉动,脉动的气流,沿管道 输送遇到弯头异径管控制阀盲板等元件时,将产生 随时间变化的激振力,受此激振力作用,管道系 统便产生一定的机械振动响应,压力脉动越强,管道振 动的位移峰值和应力越大。

  第种原因是共振。

  管道与 内部气体构成的系统具有一系列固有振动频率,当压缩 机激发频率与某阶固有频率相近时,系统振动迭加,就产生 该阶频率的共振,使管道 产生较大的位移和应力,管内气 体的脉动达到极大值。

  从丙烯 压缩机本身的测振和转动部件的动平衡测试得知,没有发现问题,均在正常值范围内,那么丙 烯压缩机的出口管道振动的主要原因就是后两种原因。

  下面就 针对造成这两种原因的有关因素进行分析。

  压力不 均匀度管道气流处于脉动状态时,管内的 气流随着压缩机的吸气一压缩一排气过程,呈现出间歇性,其压力 和速度都是不稳定的,管内气 流压力和排气速度随时间的变化情况,如图所示曲线,从压力 曲线可以看出管内压力是在一个平均值附近波动,一大二己芝à只田时间(圈压力 脉动图侧假曲柄角圈单缸双作用压缩机排气速度曲线经测量丙烯压缩机二段出口管道压力极限值平均压力二一尸耐一关于压力不均匀度的许用值,目前国内尚无标准,国外也不统一,下面参 照美国和前苏联两个标准美国石油学会标准一多级或多缸的压缩机用如下公式计算占力二占二式中一管内平均绝对压力,一管内径一激发(脉动)频率,中国氛碱年第期n一转速,一压缩 机每转激发次数,单缸双 作用式占一压力不均匀度许用值,原苏联 列宁格勒化工机械研究院对大型对置式压缩机的许用压力不均匀度提出如下标准压力范围一从以上两个压力不均匀度许用值标准分析,美国石 油学会标准计算结果是二原苏联列宁格勒化工机械研究院标准结果是一两标准结果基本相符。

  美国石 油学会标准表明,丙烯压 缩机就目前的操作压力和出口管线的管径,其压力 不均匀度应小于而实际则高达这说明丙烯压缩机二段出口缓冲罐管线的设计安装及结构存在严重不合理之处,过高的压力不均匀度,正是造 成丙烯压缩机出口管线振动超标的根源。

  管道气 柱共振长度的计算管道系统内为一连续气柱弹性体,在一定 激发力作用下会发生压缩机膨胀振动,当激发 频率进人弹性气柱固有频率附一f司的共振区时,管道气 柱将处于共振状态,引起管 道和基础强烈振动,气柱共 振状态下的管道长度为共振管长。

  由于高 阶共振管长区连续重合,故主要考虑一阶低阶)共振管长区。

  因压缩 机出口管道一端与容积很小的阀腔相连,另一端 与容积较大的缓冲罐或分离罐相连,所以压 缩机出口管线按一端为闭端,另一端为开端计算。

  固有频 率一激发频率厂二丙烯气体的声速二气柱发生共振的条件是f二一即 一导出气体共振管长二一飞万专右二一式中一气体声速一气柱长度,通常就 是管道长度一振动阶数(一阶二二阶二。3二奇数一绝热系数,丙烯一气体常数,丙烯一温度,计算一 阶共振管道长度范围见表衰一阶共报。道长度 计茸各阶气柱共振管长气柱共振管长范围一阶(二管长二阶(二管长及三阶(二管长乙四阶(二管长 乙一压缩机的二段出口至缓冲罐之间管线长为缓冲罐至分离过滤器之间管线长度是台通过上述气柱共振管道长度范围比较,二段出 口缓冲罐与分离过滤器之间的管道长度分别是2.

  在第三 阶段共振管长范围一说明这段管线的激发频率和固有频率接近,易发生共振。

  振动烈 度分析现场振动测试结果见表衰振动烈度(均方根 测点位置方向倍频倍频倍频倍频倍频倍频出口缓冲峨出口缓冲峨出口弯头一出口弯头一出口弯头一出口弯头二出口弯头二出口弯头二水平南北水平东西垂直水平南北水平东西垂直水平南北水平东西一从表数据可看出,管路振 动频率由压缩机激振频率的一二及多阶倍频组成,其中一 阶气流激振频率是管路振动频谱的主要成分,说明管 路系统振动的主要原因为管路中气体压力脉动。

  目前国 内外管路振动尚无统一判别标准,一般采用位移振幅)判别,但振动位移与管路加固支承第期师树才压缩机 出口管线振动原因分析及减振改造状况有关,不能真 实反映振动强度大小。

  标准对 机械振动采用振动烈度均方根判别,大型机 械设备振动烈度评定等级见表衰大型机械设备振动烈度评定等级评定等级振动烈度一‘一评定 状态优良合格不合格不允许借鉴上表机械设备振动评定数据,丙烯压 缩机二段出口管路系统振动基本处于不合格状态,个别数 据一已超过机械振动最大允许范围,振动烈 度测试数据也说明该管路系统振动是强激振力作用下的受迫振动。

  缓冲雄 衰减效果在压缩机气缸出口附件设置缓冲罐是简单而有效的消振措施。

  缓冲罐 能使后继管道内的气流脉动得以缓和,降低排 气间因气流脉动所造成的功率消耗,以及降 低管道内的阻力损失。

  配置缓 冲罐要遵循个方面的原则。

  缓冲罐容积要足够大。

  缓冲罐 容积是按容积曲线查取,并进行 修正计算来确定。

  一般其 容积为活塞工作容积倍以上。

  缓冲罐 位置要尽量靠近气缸,缩短其管线长度。

  要注意缓冲罐的结构。

  丙烯压 缩机二段缸的行程容积计算二下口夕刀夕一二玉一,夕二狱粉一,夕圈卧式级冲。

  的结构 圈缓冲容积与行程容积比为二远小倍的要求,说明现 缓冲罐容积过小。

  若缓冲 罐与行程容积比值为计算缓冲雏容积二所以丙烯压缩机二段缓冲罐容积应为时以上,才能对 脉动气流达到理想的衰减效果。

  卧式缓 冲罐的结构形式一般有种,如图中 这种形式的缓冲效果由有关实验表明。

  其形式 缓冲作用不显著,形式缓 冲作用比形式提高巧一形式由于气流的转折,比形式 减少脉动振幅丙烯压缩机二段缓冲罐如图中不够理想应考虑改进。

  管道上 的管件影响若管道内的气流作稳定流动,就是说 并没有压力和流速的波动,气流通 过弯管及变径管件时,只受到 流动气流的一个静力,是不会 引起管道振动的。

  在往复 式压缩机出口管道上,气流受 到压缩机的周期性激发,而呈现脉动,这种脉 动以压力波的形式在管内传播,对不同 的位置达到压力脉动峰值的时间是不同的,当遇到 弯管三通异径管盲板等管件时,将产生 随时间变化的激振力,从而引 起管道作机械振动。

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