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活塞式壓縮機管道系統振動分析及改進

文章來源：本站收集上傳時間：2018-6-25 瀏覽量：2965

　　　封油對氣壓差。

　　　　查看下述溫度：油箱油溫、供油溫、軸承油溫、脫氣缸油溫、回流油溫、各段進口溫度。

　　　　查看下述液位：油箱油位、密封油搜集缸油位、分離器油位、高位油箱油位。

　　　　密封體系控制參數：見表1.5體系泊車本著先減負荷后泊車的準則，將液位調節閥緩慢地封閉。

　　　　采納防喘振辦法，將防喘振閥手動全開。

　　　　封閉各分離器液位調節閥、截止閥。

　　　　封閉主電動電源，主機停機。

　　　　封閉各段進口閥。

　　　　封閉主閥。

　　　　陶常青407061河南濮陽市柳屯華夏油田天然氣產銷總廠三分廠活塞式壓縮機管道體系振蕩剖析及改善遼陽石油化工高級專科學校張瑞琳空分氧氣機機組管道改善狀況。

　　　　活塞式壓縮機在石油、化工、冶金、紡織、動力等部分中使用十分廣泛，其結構雜亂，零部件較多，發作的毛病也是多種多樣的。活塞式壓縮機的氣流壓力脈動引起的管道振蕩的毛病也是很常見的，本文結合空分氧氣機機組對此進行剖析。

　　　　1空分氧氣機機組運轉狀況遼化聚脂廠空分氧氣機機組C103A/B選用的是國產4M8―52/32四列四級雙效果對稱式活塞壓縮機。壓縮機首要性能參數如下：流量：3200m3/h介質：氧氣壓縮機正常工作時各級壓力、溫度見表1.表1壓縮機各級壓力和溫度部位1級U級1吸入壓力（MPa）排氣壓力（MPa）吸入溫度T.（C）排氣溫度T（表2管道振蕩監測數據（mm）部位1級U級m級V級吸氣端排氣端兩臺氧壓機自投入運轉以來，盡管各項性能參數根本到達規劃要求，但壓縮機各級間管道振蕩嚴峻，并伴有很大的噪聲，屢次構成級間管道支撐松動，隨時隨地存在管道疲憊決裂、氧氣外泄的可能，對操作人員的人身安全構成直接要挾。振蕩監測成果見表2.2構成壓縮機機組管道振蕩的原因因為振蕩機理不同，活塞式壓縮機管道振蕩首要有以下幾個方面的原因：壓縮機的管道體系根據配管狀況、支撐類型、支撐方位及邊界狀況不同，有自身的固有頻率。外界任何一種激振力如壓縮機往復運動時的不平衡慣性力、氣流脈動沖擊力、轉軸對中不良時的機械脈動力等，都能引起管道的機械振蕩。假如這些激振力的主頻率與管道的固有頻率共同，會激起很強的機械共振。

　　　　2氣柱共振活塞式壓縮機在運轉過程中，因為吸氣、排氣是交替和間斷性的，別的活塞運動的速度又是隨時刻改動的，這種現象就會引起壓力脈動。當壓縮機的激起頻率fx進入氣柱固有頻率/的區域時，就會使管道的氣柱處于共振狀況11，氣流脈動十分嚴峻，引起管道乃至壓縮機和根底的激烈振蕩。

　　　　激起頻率和氣柱固有頻率別離按下式核算：m曲軸每轉一周，向管道吸氣或排氣的次數，單效果壓縮機m=1，雙效果壓縮機m=2 K氣體絕熱指數R氣體常數T氣體絕熱溫度L管道長度只要使體系管道的長度L在下列規模之外，才干避開氣柱共振區：3氣流壓力脈沖在管件處沖擊振蕩活塞式壓縮機的氣流壓力脈動除了可能引起氣柱共振之外，管道中的壓力和速度動搖在管道的轉彎處、截面改動處和各種閥件、盲板處還可能發生沖擊效果，引起管道振蕩和噪聲。

　　　　直角彎頭部位效果力的剖析如下：所示的一段等截面管彎頭，假如管內氣流是脈動的，壓力脈動的不均度為§均勻壓力為P0，則壓力脈動幅值為AP：3管道振蕩的處理辦法根據對活塞式壓縮機管道體系振蕩機理的剖析，針對聚脂廠空分設備氧壓機C103A/B管道體系振蕩的原因作如下剖析：1機械共振為了驗證機組管道振蕩是否是由機械共振引起的，選用對管道體系加新支撐、加固原支撐的辦法，然后改動了管道的自振頻率。經過上述處理，管道振蕩未見好轉，因而排除了機械共振引起振蕩的可能性。

　　　　核算各段管道的氣柱共振管長，判別管道體系是否構成氣柱共振。以下僅核算二級缸出進口管道的氣柱共振管長，其它各級核算辦法相同，成果見表3.氣流對彎頭的沖擊力幅值為：現場丈量各段管道的長度見表3成果表明各管道長度均不在一階氣柱共振管長的規模內，故排除了管道體系的振蕩是因為管道的長度規劃不合理構成的可能性。

　　　　表3各級管道實測長夭度和氣柱共振管長項目1級u級1 W級進口管道長度出口管道長度進口一階共振管長Li出口一階共振管長L0 3.3管道彎頭曲率半徑的改動經過剖析可知，活塞式壓縮機的吸氣、排氣構成的氣柱脈動會對管道體系在彎頭處構成沖擊力。在壓縮機斷定后，假如不改動體系的管道直徑，那么影響沖擊力AR的參數只要管道轉角氏轉角卩越小，管道越平緩，管道所受沖擊力越小。

　　　　C103A/B氧壓機體系中，各管道均為等徑，且管兩頭銜接尺寸均己斷定，因而，在不改動管道安置的前提下，只要大轉彎處的曲率半徑。

　　　　如所示，管道1和管道2相同轉角90由式（5）可知，兩個彎頭所受的沖擊力次是持平的，因為管道2的曲率半徑R2大于管道1的曲率半徑，所以，管道2在單位長度上所接受的沖擊載荷要小于管道1，即兩個相同轉角的彎頭單位長度所接受的沖擊載荷與兩個彎頭曲率半徑成反比。

　　　　表4各級管道體系彎頭尺寸項目1級u級1 W級原彎頭半徑改造后彎頭半徑管道直徑DN 3.4改造后機組運轉狀況更換兩臺機組管道體系的16個彎頭后，機組開車一次成功，管道體系的振蕩噪聲顯著減小，檢測成果見表5，各段振蕩值均在規范規模之內。

　　　　經過接連6個月的檢測，C103A/B管道體系沒有發作嚴峻的振蕩，運轉平穩，徹底消除了危險，為設備安全運轉供給了保證。

　　　　表5改造后管道振力數據（mm）部位級u級1吸氣端排氣端C103A/B原體系各管段上的彎頭曲率半徑均較小，見表4這必將導致很大的沖擊載荷效果于彎頭處，引起管道體系的嚴峻振蕩。為此，選用較大曲率半徑的彎頭替代原有彎頭。經過現場丈量壓縮機各級缸與級間冷卻器的相對方位，在不改動原有設備安置的前提下，核算出彎頭合理的最大曲率半徑，見表4.經過對遼化聚脂廠空分氧壓機管道體系振蕩毛病的剖析處理，提出在不改動設備安置的前提下，加大管道彎頭處的曲率半徑，可顯著減少氣流對管壁的沖擊效果，在活塞式壓縮機管道消振方面有顯著效果。這種經濟、簡便的辦法，相同適用于一些大型離心壓縮機和高壓泵管道的振蕩的消除，具有必定的實用價值和價值。

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