1、2009年第2期總214 期 設(shè)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(xué)出版社,1996.6 任鴻列.國內(nèi)外塑料機(jī)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(shè)計輕松上手M.北京:清華大學(xué)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(dǎo)師,主要從事復(fù)雜曲面數(shù)控制造技術(shù)、螺旋機(jī)械設(shè)計理論與方法、數(shù)控裝備設(shè)計等方面的研究。文章編號:1006 2971(200902 0013 04往復(fù)壓縮機(jī)管線的振動分析方法探究郭文濤,肖明鑫(沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)有限公司技術(shù)中心,遼寧沈陽110142摘 要:隨著石化行業(yè)裝置的大型化,往復(fù)壓縮機(jī)的管線振動問題成為困擾整機(jī)性能的關(guān)鍵。通過對相關(guān)規(guī)范的技術(shù)領(lǐng)會,對往復(fù)壓縮機(jī)運動特性、管線振動產(chǎn)生的機(jī)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(jī)管線的振動進(jìn)行綜合分析,實現(xiàn)了設(shè)計階段對產(chǎn)品質(zhì)量進(jìn)行預(yù)期驗證的目的。關(guān)鍵詞:往復(fù)

4、壓縮機(jī)運動特性;振動;應(yīng)力分析;氣流脈動模擬中圖分類號:TH457 文獻(xiàn)標(biāo)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(shè)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(fù)壓縮機(jī)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(jī)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(jī)性能的關(guān)鍵,必須在設(shè)計階段予以適當(dāng)解決。通過在設(shè)計階段采用計算機(jī)模擬分析(CAE的方法,對管

8、線進(jìn)行氣流脈動模擬和機(jī)械系統(tǒng)的應(yīng)力分析,實現(xiàn)在設(shè)計階段對設(shè)備的運轉(zhuǎn)性能評估是現(xiàn)代往復(fù)機(jī)設(shè)計的必然趨勢。2 振動分類及機(jī)理 氣流的壓力脈動是往復(fù)壓縮機(jī)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(jī)械振動響應(yīng),因此管道機(jī)械系統(tǒng)在非機(jī)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(yīng)力越大。往復(fù)式壓縮機(jī)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(qiáng)迫振動,也是最典型、最復(fù)雜的振動。就其作用機(jī)理和振動的機(jī)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(jī)

9、的動不平衡而引起的壓縮機(jī)本體和與其相連管道及管內(nèi)介質(zhì)的振動;(2由壓縮機(jī)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(yīng)用在工藝流程上的機(jī)型為對動平衡式,故只要在主機(jī)設(shè)計中注意對往復(fù)運動的元件進(jìn)行往復(fù)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(qiáng)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(jī)械本體作為兩個彈性系統(tǒng)進(jìn)行分析1。第2、3種振動從作用的根源上均是往復(fù)機(jī)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(jī)進(jìn)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(yīng)屬于非正弦激振,而且是周期性的。往復(fù)機(jī)活塞運動的分析示意圖見圖2。圖2 往復(fù)機(jī)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(guān)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(jìn)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(jìn)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(rèn)為對前三階振動分量進(jìn)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(fù)壓縮機(jī)規(guī)定了脈動的允許值,以便共振和應(yīng)力問題不出現(xiàn)。研究潛在的聲學(xué)和機(jī)械共振是所有使用者的職責(zé)和義務(wù)。這是一種偵探式工作過程,但要想在設(shè)計階段找出幾乎所有的

13、問題是不可能的。設(shè)計者的目標(biāo)是消除與基本脈動頻率和復(fù)雜管系模型相關(guān)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(jī)管道的壓力脈動水平,我們通常需要進(jìn)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(yīng)分別分析;更進(jìn)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(jī)的進(jìn)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(jī)械響應(yīng)分析中。往復(fù)壓縮機(jī)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(xué)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(chǔ)是聲學(xué)近似法,建立聲學(xué)系統(tǒng)的守衡方程,不同數(shù)學(xué)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(fù)壓縮機(jī)管線的振動分析流程分方程線性化。為了使分析精確,應(yīng)當(dāng)考慮摩擦、熱交換、壓力突變等因素。聲學(xué)模擬與聲電模擬比較,具有結(jié)構(gòu)準(zhǔn)確,設(shè)備簡單和分析周期短等優(yōu)點。目前我公司在引進(jìn)技術(shù)3基礎(chǔ)上開發(fā)的DI GMO氣流脈動計算系統(tǒng)%內(nèi)部包含的設(shè)備數(shù)學(xué)模型多達(dá)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(jī)來講就是以氣缸加以分割的進(jìn)氣段、級間各段和排氣段等計算系統(tǒng)段。對于機(jī)械響應(yīng),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(yīng)力分析軟件。該軟件采用矩陣解析法,利用結(jié)構(gòu)力學(xué)的理論來建立管道的力學(xué)方程,通過矩陣傳遞原理形成關(guān)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(xué)和塑性力學(xué)的準(zhǔn)則建立強(qiáng)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(wù)。其中H ar monic模塊是疲勞強(qiáng)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(dá)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(yīng)用的條件。機(jī)械響應(yīng)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(yīng)的關(guān)系,也滿足應(yīng)力分析的技術(shù)要求。5 分析的限定值在非共振的條件下,脈動模擬和機(jī)械響應(yīng)分析中都將涉及到最終的合理判斷標(biāo)準(zhǔn)。在ISO13707-2000第12章中,對于不同的近似設(shè)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(shè)計方法1進(jìn)行設(shè)計時 P (%=4.13P o (7采用近似設(shè)計方法2、3進(jìn)行設(shè)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(jī)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(yīng)為了控制脈動水平而加設(shè)脈動抑制裝置時,脈動抑制裝置的壓力降應(yīng)小于0 25%或 1.67(R -1/R (式中R 為壓縮比的大者。機(jī)械響應(yīng)分析中振幅的評判標(biāo)準(zhǔn)按圖4根據(jù)不同的激振頻率查取對應(yīng)限定值。對于碳素鋼而言,其動應(yīng)力值不應(yīng)超過50M Pa 5。 圖4 管道振幅(雙的許用值和危險值6 應(yīng)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(shè)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(jī)組,在運行2年多的時間里,機(jī)組緩沖罐、機(jī)組連接的管線和管廊上的趕油線一直存在著較為嚴(yán)重的振動問題。車間先后采取了加設(shè)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(shè)的固定支架也隨管線一起劇烈振動。根據(jù)往復(fù)機(jī)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(dāng)手段進(jìn)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(yán)重超標(biāo)。經(jīng)加設(shè)脈動抑制裝置重新核算后,指標(biāo)大幅下降。將激振力代入C AE SAR II 的H ar m onic 模塊進(jìn)行動應(yīng)力分析,指標(biāo)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(jī)對新氫的處理量分別為12500Nm 3/h 、12300Nm 3/h ,孔板壓降對壓縮機(jī)的處理能力影響很小,經(jīng)濟(jì)性