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活塞式压缩机管道系统振动分析及改进

文章来源：本站收集上传时间：2018-6-25 浏览量：3030

　　　封油对气压差。

　　　　查看下述温度：油箱油温、供油温、轴承油温、脱气缸油温、回流油温、各段进口温度。

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

　　　　密封体系控制参数：见表1.5体系泊车本着先减负荷后泊车的准则，将液位调节阀缓慢地封闭。

　　　　采纳防喘振办法，将防喘振阀手动全开。

　　　　封闭各分离器液位调节阀、截止阀。

　　　　封闭主电动电源，主机停机。

　　　　封闭各段进口阀。

　　　　封闭主阀。

　　　　陶常青407061河南濮阳市柳屯华夏油田天然气产销总厂三分厂活塞式压缩机管道体系振荡剖析及改善辽阳石油化工高级专科学校张瑞琳空分氧气机机组管道改善状况。

　　　　活塞式压缩机在石油、化工、冶金、纺织、动力等部分中使用十分广泛，其结构杂乱，零部件较多，发作的毛病也是多种多样的。活塞式压缩机的气流压力脉动引起的管道振荡的毛病也是很常见的，本文结合空分氧气机机组对此进行剖析。

　　　　1空分氧气机机组运转状况辽化聚脂厂空分氧气机机组C103A/B选用的是国产4M8―52/32四列四级双效果对称式活塞压缩机。压缩机首要性能参数如下：流量：3200m3/h介质：氧气压缩机正常工作时各级压力、温度见表1.表1压缩机各级压力和温度部位1级U级1吸入压力（MPa）排气压力（MPa）吸入温度T.（C）排气温度T（表2管道振荡监测数据（mm）部位1级U级m级V级吸气端排气端两台氧压机自投入运转以来，尽管各项性能参数根本到达规划要求，但压缩机各级间管道振荡严峻，并伴有很大的噪声，屡次构成级间管道支撑松动，随时随地存在管道疲惫决裂、氧气外泄的可能，对操作人员的人身安全构成直接要挟。振荡监测成果见表2.2构成压缩机机组管道振荡的原因因为振荡机理不同，活塞式压缩机管道振荡首要有以下几个方面的原因：压缩机的管道体系根据配管状况、支撑类型、支撑方位及边界状况不同，有自身的固有频率。外界任何一种激振力如压缩机往复运动时的不平衡惯性力、气流脉动冲击力、转轴对中不良时的机械脉动力等，都能引起管道的机械振荡。假如这些激振力的主频率与管道的固有频率共同，会激起很强的机械共振。

　　　　2气柱共振活塞式压缩机在运转过程中，因为吸气、排气是交替和间断性的，别的活塞运动的速度又是随时刻改动的，这种现象就会引起压力脉动。当压缩机的激起频率fx进入气柱固有频率/的区域时，就会使管道的气柱处于共振状况11，气流脉动十分严峻，引起管道乃至压缩机和根底的激烈振荡。

　　　　激起频率和气柱固有频率别离按下式核算：m曲轴每转一周，向管道吸气或排气的次数，单效果压缩机m=1，双效果压缩机m=2 K气体绝热指数R气体常数T气体绝热温度L管道长度只要使体系管道的长度L在下列规模之外，才干避开气柱共振区：3气流压力脉冲在管件处冲击振荡活塞式压缩机的气流压力脉动除了可能引起气柱共振之外，管道中的压力和速度动摇在管道的转弯处、截面改动处和各种阀件、盲板处还可能发生冲击效果，引起管道振荡和噪声。

　　　　直角弯头部位效果力的剖析如下：所示的一段等截面管弯头，假如管内气流是脉动的，压力脉动的不均度为§均匀压力为P0，则压力脉动幅值为AP：3管道振荡的处理办法根据对活塞式压缩机管道体系振荡机理的剖析，针对聚脂厂空分设备氧压机C103A/B管道体系振荡的原因作如下剖析：1机械共振为了验证机组管道振荡是否是由机械共振引起的，选用对管道体系加新支撑、加固原支撑的办法，然后改动了管道的自振频率。经过上述处理，管道振荡未见好转，因而排除了机械共振引起振荡的可能性。

　　　　核算各段管道的气柱共振管长，判别管道体系是否构成气柱共振。以下仅核算二级缸出进口管道的气柱共振管长，其它各级核算办法相同，成果见表3.气流对弯头的冲击力幅值为：现场丈量各段管道的长度见表3成果表明各管道长度均不在一阶气柱共振管长的规模内，故排除了管道体系的振荡是因为管道的长度规划不合理构成的可能性。

　　　　表3各级管道实测长夭度和气柱共振管长项目1级u级1 W级进口管道长度出口管道长度进口一阶共振管长Li出口一阶共振管长L0 3.3管道弯头曲率半径的改动经过剖析可知，活塞式压缩机的吸气、排气构成的气柱脉动会对管道体系在弯头处构成冲击力。在压缩机断定后，假如不改动体系的管道直径，那么影响冲击力AR的参数只要管道转角氏转角卩越小，管道越平缓，管道所受冲击力越小。

　　　　C103A/B氧压机体系中，各管道均为等径，且管两头衔接尺寸均己断定，因而，在不改动管道安置的前提下，只要大转弯处的曲率半径。

　　　　如所示，管道1和管道2相同转角90由式（5）可知，两个弯头所受的冲击力次是持平的，因为管道2的曲率半径R2大于管道1的曲率半径，所以，管道2在单位长度上所接受的冲击载荷要小于管道1，即两个相同转角的弯头单位长度所接受的冲击载荷与两个弯头曲率半径成反比。

　　　　表4各级管道体系弯头尺寸项目1级u级1 W级原弯头半径改造后弯头半径管道直径DN 3.4改造后机组运转状况更换两台机组管道体系的16个弯头后，机组开车一次成功，管道体系的振荡噪声显着减小，检测成果见表5，各段振荡值均在规范规模之内。

　　　　经过接连6个月的检测，C103A/B管道体系没有发作严峻的振荡，运转平稳，彻底消除了危险，为设备安全运转供给了保证。

　　　　表5改造后管道振力数据（mm）部位级u级1吸气端排气端C103A/B原体系各管段上的弯头曲率半径均较小，见表4这必将导致很大的冲击载荷效果于弯头处，引起管道体系的严峻振荡。为此，选用较大曲率半径的弯头替代原有弯头。经过现场丈量压缩机各级缸与级间冷却器的相对方位，在不改动原有设备安置的前提下，核算出弯头合理的最大曲率半径，见表4.经过对辽化聚脂厂空分氧压机管道体系振荡毛病的剖析处理，提出在不改动设备安置的前提下，加大管道弯头处的曲率半径，可显着减少气流对管壁的冲击效果，在活塞式压缩机管道消振方面有显着效果。这种经济、简便的办法，相同适用于一些大型离心压缩机和高压泵管道的振荡的消除，具有必定的实用价值和价值。

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