压缩机复杂管路压力脉动及管道振动研究_徐斌
往复式压缩机气流脉动与管路振动问题分析与解决

往复式压缩机气流脉动与管路振动问题分析与解决王建刚3 李志刚(兰州石化合成橡胶厂)摘 要 针对往复式乙烯压缩机管网振动严重超标的问题,通过测量振动值、分析振动原因,采取重新布管、增加缓冲罐等措施,使管线振动情况得以明显改善。
关键词 往复式压缩机 管道振动中图分类号 T Q051121 文献标识码 B 文章编号 025426094(2009)0420384202 往复式乙烯压缩机为兰州石化合成橡胶厂苯乙烯车间分子筛装置的关键设备之一,是为整个烷基化反应系统提供符合压力要求的乙烯。
该设备于2004年6月投产运行,投产后压缩机管网振动严重超标,压缩机系统故障频繁。
针对以上情况,笔者对2台乙烯压缩机组进、出口管线进行了振动测量和振动分析,根据分析结果,制定相应的减振措施,解决了振动超标问题。
1 乙烯压缩机参数及故障情况乙烯压缩机相关参数如下:型号 L W23/44形式 L型复动式无油润滑乙烯压缩机气体成分 乙烯C2H499%,C2H6、C3H8等1%驱动方式 三相感应电动机皮带轮传动流量 12m3/m in吸入压力 1MPa排出压力 4.4MPa乙烯压缩机系统故障的主要表现为:a.因管线振动,影响管路上仪表的正确示值,甚至在运行之初,各流量仪表和安全监控仪表无法正常显示,直接影响装置的安全稳定生产。
b.由于管线振动严重,管线上法兰联接螺丝易松动,造成乙烯气体自法兰处外漏,由于乙烯气体具有易燃易爆性,严重威胁装置的安全生产。
c.管线的振动也导致管线焊缝疲劳损伤加剧,2005年6月一处弯头对接焊缝开裂,装置被迫紧急停车,对所有乙烯管线进行100%无损伤探伤。
停车和探伤期间造成分子筛单元无法完成生产计划,也严重影响了下游装置的平稳运行。
2 振动振幅测量及数据分析2.1 压缩机振动评价标准参考I S O1081626标准和日本西南研究所做出的一个允许的管道振动基准,确定压缩机及管网的实际振动振幅应小于280μm。
天然气压缩机管路系统气流脉动及管道振动研究

天然气压缩机是油气化工工艺装置中的重要设备,管路系统振动是管道设计、压缩机运行中最常见问题。
管道系统振动问题会直接提升对压缩机的危害性,会直接降低压缩机容积效率,降低排气量、增加运行损耗、缩短气阀和控制仪表使用寿命,同时管道系统振动问题还会导致连接部位、附件松动或破裂,对天然气压缩机运行安全、成本有着很大影响。
特别是易燃易爆气体,一旦发生管道振动问题,容易产生泄露着火等事故。
所以,必须全面分析管道系统振动问题,并提出相应的缓解方案。
1 气流脉冲引起管道振动的原因天然气压缩机运行振动很有可能带动管道振动,此类振动通常发生在机械附近的管道中。
如果管道与机器之间的间距较大,则管道振动会随着长度而衰减。
该类振动可以分为:一是机器自身振动带动连接管道振动;二是压缩机动力平衡不佳,机械振动引发基础振动,管道支架、吊架根部与基础连接,从而造成管道振动。
但这些振动问题都属于机械振动。
天然气压缩机在实际运行中,气缸重点活塞会周期性反复运动,吸排气具有周期性、间歇性特点,管道气天然气运动参数,如速度、压力、密度等不仅会在不同位置发生变化,同时也会随着时间的推移产生周期性变化,也就是气流脉动现象。
在脉动气流遇到弯头、控制阀、异径管、盲板等元器件时,会随着时间推移除转化为激振力,在激振力的作用下,管道中会产生机械振动响应,该振动情况可以沿着管道系统传输非常远。
由于气柱本身就有固有频率,一旦激发频率和固有频率重合,会加剧气柱的气流反应,产生更加强大的气流压力脉冲,产生管路机械共振情况。
如果激发频率、气柱固有频率、管路机械固有频率三者重合,此时管道、气柱均处于共振状态,进一步加剧共振情况。
由于工艺自身的原因限制,天然气压缩机气流脉动始终存在,需要控制合理的振动范围,事先做好整机气流脉动、振动分析计算的相关措施,则可以有效避免一些不必要的损失或事故。
特别是对于新设计的机组,必须严格控制装置气流脉动、管道振动情况,保证天然气压缩机正常运行。
气流脉动与管道振动分析研究在牙哈注气压缩机中的应用

气流脉动与譬谨攮动分析研究在牙聍注气压薯机中的应用451气流脉动与管道振动分析研究在牙哈注气压缩机中的应用宋清平(辽宁辽河石油工程有限公司)摘要本文以牙哈凝析气田超高压注气压缩机系统为例,详细介绍1压缩机系统的气流脉动与管道振动分析研究过程、采取的防振减振措施、使用效果及体会。
经振动分析后采取7减振措施的机组I艺管道投产没有出现任何振动问题,完全满足j机组和系统的安全要求。
牙哈凝析气田采用超高压压缩机向地下注入天然气,以保持地层压力,提高凝析油采收率。
所采用的注气压缩机组为美国CooperCameron的16sGT—MH/66中速、分体、对置平衡往复式天然气发动机一压缩机,入口压力为7.0MPa,出口压力为52.0MPa,单台排量为54×104m3/d.三级压缩,共6台,无备用,操作转速为700~850r/rain,发动机额定功率为1956kW(2650HP)。
机组单台排量之大、出口压力之高和6台并联运行的操作,国内外仅此一例。
因此,注气压缩机的高效、安全平稳运转是整个凝析气田开发成败的关键。
为了保证注气压缩机系统安全、高效、乎稳运转,对机组进行气流脉动和机械振动分析研究是非常重要的。
一、气流脉动及危害由于往复式压缩机吸排流体呈间歇性和周期性。
使得气流的压力和速度呈周期性变化,这种现象,称为气流脉动。
气流脉动造成许多危害,显著影响压缩机组运行的可靠性和经济性,引起额外的功率消耗、控制仪表失灵、管道振动等。
管道振动对安全生产造成很大的威胁,强烈的管道振动会导致设备及连接附件的疲劳破坏和产生噪声,会使管路附件。
特别是管道的连接部位和管道附件的连接部位发生松动和破裂,造成泄漏甚至发生火灾爆炸。
近几年,油田往复式机泵现场已发生了多起因管道振动严重,导致停产、焊口破裂、天然气泄漏、发生火灾爆炸、烧毁数台压缩机等严重威胁安全生产的事故。
因此,事先对往复式机泵系统进行气流脉动与管道机械振动分析并采取相应措施的工作已愈来愈受到重视。
往复式压缩机管道振动分析

往复式压缩机管道振动分析往复式压缩机是一种常见的工业设备,用于将气体压缩为高压气体。
在使用过程中,往复式压缩机管道振动是一个值得关注的问题。
管道振动会引起噪音、机械磨损和性能下降,甚至可能导致设备损坏。
因此,对往复式压缩机管道振动进行分析和评估是非常重要的。
1.涡流振动:涡流振动是由于流体通过管道时在阻力作用下产生的涡旋,引起管道的激烈振动。
涡流振动通常在压缩机进气和排气口附近发生,特别是在高速流体通过窄缝时。
2.压力脉动:压力脉动是由于气体在管道中的压缩和膨胀引起的。
往复式压缩机的排气过程中,气体经过多次膨胀和压缩,使得管道中的气体产生不稳定的压力脉动,引起管道振动。
3.特征频率振动:特征频率振动是由于管道结构本身的特性引起的。
例如,管道的自然频率与往复式压缩机的运行频率相接近时,会引起共振现象,使得管道振动加剧。
针对以上原因,可以采取一些措施来分析和减小往复式压缩机管道振动。
首先,可以采用模态分析的方法,通过对管道系统的振动模态进行计算和分析,得到管道系统的振动特性。
模态分析可以帮助确定管道自由振动的频率和模态形态,并通过合适的改善措施来避免特征频率振动。
此外,还可以使用有限元分析方法对管道系统进行模拟,以预测和减小管道振动。
其次,在设计和安装阶段,需要合理选择和设计管道的支撑方式。
合理的支撑结构可以减小管道振动的振幅,并降低管道传递给其他设备的振动幅值。
另外,可以通过调整往复式压缩机的工作参数来减小压力脉动和涡流振动。
例如,可以调整压缩机的排气阀的开关时间和扭矩大小,使得气体压缩和释放的过程更加平稳。
最后,定期进行管道和设备的维护检查,及时修复和更换老化、磨损或损坏的部件。
及时发现问题并采取措施可以减小管道振动的发生和影响范围。
总之,往复式压缩机管道振动分析是一个复杂的工程问题,需要综合考虑涡流振动、压力脉动和特征频率振动等多种因素。
对管道振动的认真分析和评估可以帮助减小振动对设备的不良影响,并提高设备的稳定性和性能。
试析往复压缩机管线的振动分析方法

现今随着生产规模的扩大,使得石化行业当中的装置逐渐大型化,为此需要更加重视起使用设备的质量性和稳定性,使得设备在使用过程中有着较高的效率。
同时由于往复压缩机的特征,使得在操作过程中会有一定的管线振动,这种管线的振动会影响到设备的运行。
一、振动分类以及机理现阶段对于往复压缩机管线的振动研究表明,其由于气流的压力会导致一定程度的振动。
而由于脉动流体在管线内进行运输的过程中,在经过管道的弯头、异径管以及分支管和阀门位置时随着时间的推移而产生一定程度的激振力,受到这种激振力的影响,使其在管线当中产生了较为明显的机械作用力,为此在管道内的整体机械系统当中,在没有机械力的作用下产生的振动造成了振动现象,这与由于气流的压力所造成的原因共同形成了振动的外在和内在表现。
同时随着管线内的压力脉动值的升高,其管道内的振动频率也会随着升高,具体变现为更高的振幅。
在往复式压缩机的工作当中,也有着不可避免的振动发生。
例如由于工作当中需要进行间歇式的吸气和排出相关介质,进而就会产生出较为明显的振动,这总种振动的类型也是不可避免的,同时也是一种最为复杂的振动方式。
在对这种振动类型的研究发现,其振动的机理呈现着多种模式并存的情况。
现阶段可以分为四种典型的类型。
1.首先是在工作当中由于往复式压缩机所具有的动不平衡机理,使得设备会与连接到压缩机上的管道以及管道内的介质产生较为明显的振动。
2.在往复式压缩机的工作当中,会由于进行的吸入和排出气体会造成管中气柱的振动。
3.气柱的压力脉动也能够引起一定程度上的振动发生。
4.在管道上节流当中,以及启闭元件之间,会由于相互作用而产生介质的涡流,从而造成一定程度的振动。
在发生了管道的振动现象分析当中,由于管道内部的动不平衡机理振动,是由于往复式压缩机在设计过程中,工艺就是属于对动平衡式,为此在解决这种振动的发生,就可以在对压缩机设计的过程中,重视对往复运动的相关元件的进行质量方面的配重平衡处理,就能够有效的解决出现的振动。
气流脉动引起往复压缩机管道系统振动的分析

气流脉动引起往复压缩机管道系统振动的分析摘要:管道及其支架和与之相连接的各种设备或装置构成一个复杂的机械系统,该系统产生的振动是由多种原因引起的,其中最主要原因之一是由于气流脉动引起,气流脉动激发管路作机械振动。
关键词:气流脉动压缩机振动气流在管路中流动如没有压力和速度的波动,则气流对管路只有静力作用而无动力作用,也就不会引起振动。
由于活塞式压缩机,吸、排气过程是间歇性的。
使气流的压力和速度呈周期性的变化,导致管内气体呈脉动状态,致使管内气体参数不仅随位置变化,而且随时间作周期性变化,如压力、速度、密度等,这就产生了气流脉动。
若将气体在管道内的流动视为一元流动,则气体各参数除和时间有关外,还与气体在管道中所处的位置有关,因此这种流动属于非定常流动。
所谓气流脉动指像上述所述不仅随位置变化,而且随时间变化的现象称为气流脉动。
气流压力的脉动和速度的脉动统称为气流脉动。
实际上,由于气流脉动而引起施加在管道上的干扰力(如气流通过弯管或通流截面变化处),也确是压力脉动和速度脉动的共同结果.但是,在压缩机管道中,这种干扰力属于因速度脉动引起的还不到10%,因此主要是压力脉动所引起。
这种脉动使得气流对管路产生激振力。
在弯头、异径管、阀门和盲板等处其冲击作用尤为明显。
1 气流的压力脉动往复压缩机的工作特点是活塞在气缸中作往复运动。
因为压缩机吸气、排气的间歇性,使管道内气流呈脉动状态,由此可见压力脉动是管道产生振动的主要振源。
压力随时间的变化如图1所示。
压力脉动的幅度通常以压力不均匀度δ表示,压力不均匀度是在正常情况下管路内出现的最高峰值压力与最低峰值压力的差除以平均压力所得的百分比。
只要有压力不均匀度δ=存在,管道就会发生振动,压力不均匀度的表达式如下:式中——管道平均压力(绝),[MPa];——管道内径,[mm];——脉动主频率,[Hz]。
压力脉动在管道中沿气柱(所谓气柱是指管道系统内的气体)这个弹性体以声速进行传播。
大型压缩机管道系统振动现场测试与故障分析

摘 要 为 了 分 析 大 型 压 缩 机 管 道 系 统 的 振 动 故 障 , 某 油 田 大 型 压 缩 机 管 道 系 统 进 行 了 现 场 测 试 和 现 场 模 态 实 对 验 。利 用 振 动 测 试 与 实 验 模 态 分 析 的方 法 , 到 了 压 缩 机 管 道 系 统 振 动 分 布 情 况 和 关 键 部 件 的 固 有 频 率 、 得 阻尼 比 和 相 应 的 模 态 振 型 , 估 了管 道 系 统 的 振 动 情 况 , 析 了产 生 振 动 的 原 因 。 得 实 验 数 据 和分 析结 果 对 大 型 压缩 机 管 评 分 所 道 系 统 的 动 态 设 计 、 造 、 测 与 运 行 管 理 具 有 指导 意 义 。 改 监
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第 2 卷第 1 7 期
20 0 7年 3月
振 动 、 试 与 诊 断 测
J u n l fVir t n。 e s r me t& Dig o i o r a b ai M a u e n o o a n ss
Vo . 7 NO 1 12 .
框 架上 的护栏 断 裂 ; 两 管道 联 接 的焊 接 处 经 常 出 在 现 裂缝 , 有天 然气泄 漏 , 并 这也是 管 道振 动造 成 的 。
.
国 家 自然 科 学 基 金 资 助 项 目( 号 :0 3 0 0 0 7 0 6 ; 宁 省 博 士 启 动 基 金 资 助 项 目( 编 5 5 5 1 ,1 5 2 3 ) 辽 编号 :0 60 1 。 2 0 1 1 ) 收 稿 日期 :0 60 —4 修 改 稿 收 到 日期 :0 60— 7 2 0—22 ; 2 0 —41 。
道系统中, 由于 系 统 工作 状 态 的周 期 性 变 化或 受 到 外 界 干扰 , 不 可 避 免 地在 管 道 内产 生 流 量 和 压力 将
天然气压缩机管路系统气流脉动及管道振动研究

天然气压缩机管路系统气流脉动及管道振动研究天然气压缩机管路系统气流脉动及管道振动具有重要的研究意义。
在天然气输送和压缩过程中,气流的不稳定性和管道的振动会影响系统的正常工作,并可能导致系统的故障和安全事故。
因此,对于天然气压缩机管路系统气流脉动及管道振动的研究具有重要的实际应用价值。
首先,天然气压缩机管路系统气流脉动的研究旨在分析气流的流动特性和不稳定性。
气流脉动是指在管道中传输的气体由于流动的不稳定性而引起的气体压力和速度的波动现象。
气流脉动在管道系统中的传播会导致系统的压力波动,甚至引起压力脉冲,进而影响系统的正常工作。
因此,研究气流脉动的产生机制和传播规律,对于提高天然气压缩机管路系统的安全性和稳定性具有重要的意义。
其次,对于天然气压缩机管路系统管道振动的研究则主要关注管道的振动特性及其对系统的影响。
管道振动是指在天然气压缩机管路系统中,由于气体流动、压缩机运转和管道的外界扰动等因素引起的管道的振动现象。
管道振动会导致管道结构的疲劳和损伤,进而影响系统的性能和安全。
因此,通过研究管道的振动特性和分析振动源的产生机制,可以为天然气压缩机管路系统的设计和维护提供重要的参考依据。
为了研究天然气压缩机管路系统气流脉动及管道振动,可以采用实验和数值模拟等方法。
实验可以通过建立实际的天然气压缩机管路系统模型,在实际工况下进行观测和测量,以获得系统的实际运行情况。
同时,可以采用传感器等设备对管道振动进行监测和测试,以获取振动的频率、振幅和相位等参数。
基于实验结果,可以进一步分析气流脉动和管道振动的机理和特性,并提出相应的控制和改进措施。
另外,还可以使用数值模拟方法对天然气压缩机管路系统进行数值建模和仿真。
数值模拟可以基于流体力学和结构力学等理论,建立系统的数值模型,并通过数值计算方法求解系统的运动方程和边界条件,从而得到系统的气流脉动和管道振动的数值解。
通过数值模拟可以模拟不同工况下系统的运行情况,预测系统的气流脉动和管道振动的趋势和规律,并优化系统的结构和控制参数。
往复式压缩机管线振动原因分析及对策

动值实测数据
参考文献 相近时, 会出现最严重的管道振动。 【 1 】 张银伟. 往复式压缩机管道振 动原因分析及对 策【 J 】 .《 压缩机 = 现场减振对策 技 术》 , 2 0 0 8 年O 6 期. 北I 一 1 深冷站的四台往复式压缩机今年检修的时候在三级气缸 缓冲罐 出口管线去三级水冷器之间处加装了一个除尘除油过滤器, 由 作者简介 于罐体设立在气缸一侧 , 所以引出管线比较长, 经过高低两处弯头, 徐 贝妮 ,女 , 1 9 8 5 年5 月出生 ,2 0 0 7 年7 月毕业 于 大庆石 油 学院 贴近地面的直管段上还加装了_ 一 个小过滤器。 投用初期 , 此段管线振 自动化 专 业 ,助 理 工程 师 。
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处加装了一个除尘除油过滤器, 破坏了机组本身的平衡, 因此振动增
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2 管 道 振动 ( 1 ) 气流脉动激振力引起的管线振动 往 复式 压 缩 机引起 振 动 的主要 原 因是管 道 内气流 的 压力脉 动 , 在 运 转 过程 中, 吸 排 气呈 间歇 性、 周 期性 变 化 , 将 引起 气流 的压 力脉 动, 称为 气流 脉 动 。 事 实说 明 , 管 道 内气体压 力脉 动对 管 道具 有 破 坏 性作用, 使压缩机管道发生强烈振动。 在管道的弯头、 异径管、 阀门等 部位产生较大的激振力, 引起了管道的振动, 受激振 力的作用, 管道 系统压力脉动越大, 振动的频率越高, 管道振动的幅值及应力越大,
辩 专
往复式压缩机管线振动原因分析及对策
压缩机气体脉动分析和管道振动分析(1)

PULS 简单示例 定义边界条件,在管道的左端(节点1)输入活塞运动参数。
PULS 简单示例 定义边界条件,在管道的右端(节点2)定义为封闭端(close end)
PULS 简单示例 定义运行参数,在本例中压缩机将在1~20Hz范围内工作,因此在分析中要完全扫描这个频率段,步 长为0.25Hz
• 数字①,②,③…表示单元,数字1,2,3… 表示节点 ������
对于复杂的管道-容器系统 由于一个节点(单元)的输出正好对应于下一个单元的输入,利用迁移矩阵的性质可 知,总的迁移矩阵是各个单元的迁移矩阵之积
气体脉动分析小结:
• 对于任何复杂的压缩机撬块系统,可以通过单元离散的方法,分别建立相应 的管道、容器、阀门、孔板等单元,并赋予相应的物理属性。 • 通过各个单元所对应的迁移矩阵,拼装成总体迁移矩阵。 • 在不同的工况条件下,求解总体迁移矩阵,即可得到任何位置的气体脉动时 程曲线,用于后续的管道振动计算分析。
PULS 的基本特点(三)
• PULS内置了常用的工程常用的边界条件/输入条件,方便用户定义载荷工况: Closed ends 闭口端 Open ends 开口端 Anechoic ends 消声端 Reciprocating pumps; 往复式压缩机
PULS 简单示例 问题描述: 一根36m长直管,右端封闭,左端有一个活塞作往复运动,运动幅值为0.01m^3/s,介质为空 气。当活塞以的频率为1-20Hz时,求管道的气体脉动响应。
由于压缩机撬块中的管道结构本身也是一个振动系统(质 量 - 弹簧),只要在管道上有激振力作用,同样也会激起 管道振动。因此,在压缩机系统中有三个振动要素:
1. 压缩机以一定的频率f1进行吸排气动作,产生激振力 2. 管道内的气柱自身由其质量和刚度,具有固有频率f2 3. 管道系统结构自身具有固有频率f3 当这3个频率相互接近时会产生共振。
往复式压缩机管道系统振动分析与控制

往复式压缩机管道系统振动分析与控制管道系统振动会给设备运行和工作环境带来很多负面影响,如噪音、震动、设备磨损等。
因此,需要对往复式压缩机管道系统进行振动分析与控制。
首先,对于往复式压缩机管道系统振动问题的原因分析。
往复式压缩机的工作过程中存在气体脉动、谐振共振和机械震动等问题,这些问题都可以导致管道系统振动。
例如,气体脉动会引起管道内气体的压力波动,进而导致管道振动;谐振共振则是指在一定频率下,管道系统与其他机械部件的振动相互耦合;机械震动则来自于往复式压缩机本身的振动。
其次,针对往复式压缩机管道系统振动问题的一些解决方法。
首先,可以通过增加管道的刚度来抑制振动,如在管道上加装弯头、支架等设备来增加管道的刚度。
其次,可以通过使用减振器来控制振动,减振器可以吸收振动能量,减小振动的传递。
另外,合理设计管道系统结构和布局也可以减少或避免振动问题的发生。
最后,对于往复式压缩机管道系统振动的控制方法。
一方面,需要在设计阶段就考虑到振动问题,合理设计往复式压缩机管道系统的结构和布局,减少振动产生的可能性。
另一方面,可以采取必要的振动监测与控制措施,如使用振动传感器监测管道系统的振动状态,采取合适的控制措施来减少振动。
总之,往复式压缩机管道系统振动是一个需要重视的问题,它会给设备运行和工作环境带来很多负面影响。
因此,需要进行振动分析与控制,既要在设计阶段就考虑到振动问题,又要采取必要的措施来减少振动。
这
将有助于提高往复式压缩机管道系统的稳定性和可靠性,并提升设备的工作效率和寿命。
压缩机复杂管路压力脉动及管道振动研究_徐斌

核 动 力 工 程Nuclear Power Engineering第29卷 第4 期 2 0 0 8 年8月V ol. 29. No.4 Aug. 2 0 0 8文章编号:0258-0926(2008)04-0079-05压缩机复杂管路压力脉动及管道振动研究徐 斌,冯全科,余小玲(西安交通大学能源动力学院,西安,710049)摘要:围绕往复式压缩机管道系统的振动及往复式压缩机的管道压力脉动问题,依据平面波动理论,采用转移矩阵和刚度矩阵计算出复杂管路的气柱固有频率和压力脉动。
借助于有限元方法的离散思想,建立了往复式压缩机管道振动及应力分析的数学模型,提出了恰当的边界条件,利用基于有限元的管道分析软件CAESAR Ⅱ对模型进行求解,获得了管道系统的振动模态结果。
对比试验结果与计算结果发现,利用一维平面波动方程可以比较准确地计算出往复式压缩机管路的气柱固有频率、压力脉动。
关键词:往复式压缩机;复杂管路;压力脉动;管道振动 中图分类号:TH457 文献标识码:A1 引 言往复式压缩机广泛用于石油、化工、钢铁和冶金等行业。
管道的强烈振动对压缩机性能及可靠性有很大的影响,压缩机管道的振动问题也越来越引起人们的重视。
生产中遇到的压缩机装置振动绝大多数是气流脉动引起的[1],而往复式压缩机所产生的气流脉动最为剧烈,对性能、工作的影响最为明显[2]。
研究气流脉动的产生机理,建立合理的气流脉动数学模型,准确地进行气流脉动的预测,掌握控制气流脉动的有效方法,意义十分重大。
近几年,国内外对气流脉动的研究工作主要集中于以下几个方面:完善转移矩阵,建立和完善管系单元的数学模型[3];运用有限元的方法对气流脉动进行分析,并引入一些如CFD等新的方法[4~10]。
但是这些计算气流脉动的方法都以整个管路为整体来研究,在对复杂管路进行计算时缺乏灵活性和通用性,不易于迅速解决工业实际中不同压缩机管道系统的问题。
本文基于平面波动理论,考虑声学反射、流体粘性和摩擦情况,分段计算了复杂的往复式压缩机级间管路的气柱固有频率和气流脉动,并在往复式压缩机管路系统实验台进行了实验验证。
往复压缩机气流脉动及管道振动分析

深入研究 , 求出新的、 探 更准确 的压缩机组管道 系统脉动及振动分析方法技 术。该技术在解决很 多实际 压缩机工程振动 问题时 , 获得 良好 的效果 , 同时也证 明 了这种方法技术对于解决复杂管 系振 动 问题 的有
效性 。
关键词 : 往复压缩机 ; 气流脉动 ; 管道振动 ; 固有频率 ; 动力 响应
t s b s d Ol h o a o s c i lt n a ay i to fta se t x T e mah ma ia d lo i e i a e i t e f w c u t ssmu ai n lss meh d o n f rmar . h te t l mo e fp p c l i o r i c l y t i sa l e t te h l fC ES Ia ay i s f f w s s m se tb ih d wi h ep o A AR I n l s ot r , h c s u e o smu ae a d a ay e o e s h s wa e w i h i s d t i lt n n lz t e c mp iae i e s se n h ir t n c a a trs c n ese d - tt y a c rs o s h a tr h o l t d p p y t m a d te vb ai h ce it sa d t t a y— s ed n mi e p n e c a ce ・ c o r i h a r ・
立式迷宫压缩机管道脉动及振动模拟分析

632017年1月上 第1期 总第253期由于气体在压缩机管道内有一定的压力和流速,其周期性的管内流动必然会引起管道的振动,特别是在压缩机出口管道处,气体压力、速度、密度等参数随时间变化形成的管道脉动是引起管路振动的主要因素,严重的管道振动将造成管道结构及管路附件的疲劳破坏、气阀阀片松动和损坏,影响压缩机的运行及工作寿命。
对压缩管道振动的研究,其中L.E.Kinsler和A.K.Frey [1]应用平面波动理论建立了管道气流压力脉动的数学模型。
西安交通大学对管道振动做了很多研究工作,如复杂管道气柱固有频率、气流脉动、压力脉动的计算通用程序等,并发表了相应的学术文章[2]。
李锐萍等基于吉尔法求解一维不稳定可压缩流体守恒性运动微分方程组[3]。
1 管道振动理论及数学建模管道系统因实际布置较为复杂,在分析时需将管道系统作为具有弹性的连续体,计算管道内气柱的固有频率,通过有限元法求解振动方程的近似解,这对避免气柱共振并减小管道振动提供了可靠的分析方法。
根据平面波动理论,在不计阻力的情况下,管道内气流的运动方程为:0tt t tt uu t x xρρρ∂∂∂++=∂∂∂ (1)式中: t u 为管道内气流速度,单位:m/s; t ρ为管道内气体的密度,单位: 3/kg m t 为作用时间,单位:s ;x 为气流在管道内的位置,单位:m。
管道与气缸之间设置有进、排气阀,当气阀紧闭时,管道与气缸间无气体流动,当气阀开启时,气缸中的气体与管道中的气流建立起联系。
但由于活塞与阀片的运行动作不完全一致,且管道与气缸连接处的端气流脉动又相当复杂,因此,为了简化求解管道与气缸连接处的气流速度,需作以下假设:(1)不考虑气阀的开启与闭合的过程,认为动作瞬间完成;(2)认为当气阀开启时,管道端点的速度与活塞速度之间成正比例关系。
基于以上两点假设,在曲轴的一个转动周期内,气缸与管道连接处的气流速度表达如下:当气阀闭合: 0,0ca t u ββ≤≤= (2)当气阀开启: 360,sin sin 22L ca t u br λββωββ︒≤≤=+ (3)式中:β为曲柄角,单位:°;b 为气缸流通面积与管道流通面积的比值;r 为曲柄长度,单位:m ;ω为曲柄的角速度,单位:°/s ;L λ为曲柄长与连杆长的比值;caβ为气阀开启角,单位:°。
天然气压缩机管路系统气流脉动及管道振动分析

文章编号: 1005—0329(2008)05—0039—04经验交流天然气压缩机管路系统气流脉动及管道振动分析刁安娜,王 宇,冯健美,彭学院(西安交通大学,陕西西安 710049)摘 要: 对存在严重振动问题的某天然气压缩机的进气管路进行了气流脉动和管道振动分析,提出了管路调整措施。
通过气流脉动分析,得到了气柱共振频率及其对应的转速,以及出现最大压力脉动幅值的转速和管路位置;通过管道振动分析,获得了管路结构模态和激发响应,从而了解引起管道结构共振的固有频率和激发响应下的最大振动位移。
对改造前后的管路进行了比较分析,结果表明:改造后的管路气流脉动最大幅值从17.65%降低到11.38%,最低结构固有频率从2.6Hz提高到12.2Hz,最大振动幅值从0.393mm减少到0.117mm。
改造后的管路在实际运行中,380r/m in时测得最大振动幅值从0.4mm减少到0.1mm,表明调整措施是合理的。
关键词: 天然气压缩机;气流脉动;管道振动;模态分析中图分类号: TH45;T B535 文献标识码: AAna lysis on Ga s Puls a ti on and P i p i n g V i bra ti on i n the P i p i n g Syste m of Na tura l Ga s Co m pressorD I A O An2na,WANG Yu,FE NG J ian2mei,PE NG Xue2yuan(Xi’an J iaot ong University,Xi’an710049,China)Abstract: The analytical study on the gas pulsati on and p i p ing vibrati on in a natural gas p i peline was p resented,based on which the measures are suggested t o contr ol the excessive vibrati on.W ith the gas pulsati on model established,the natural fre2 quency f or the gas pulsati on is obtained,the maxi m al pulsati on a mp litude t ogether with the positi on is esti m ated,and the shaking forces inducing the vibrati on are calculated.I n the vibrati on analysis,the vibrati on mode and the forced res ponse of the p i p ing syste m are p paris on ass ociated with the pulsati on and vibrati on bet w een the original p i peline and the modified one shows that the maxi m u m p ressure pulsati on in the modified p i peline decreases fr om17.65%t o11.38%,the l owest natural fre2 quency f or structural vibrati on increases fr om2.6Hz t o12.2Hz and the maxi m u m vibrati on amp litude reduces fr om0.393mm t o 0.117mm.Validati on test shows that the maxi m u m vibrati on a mp litude reduces fr om0.4mm t o0.1mm at380r/m in,which indi2 cates that the p i peline modificati on on the basis of pulsati on and vibrati on analysis is reas onable.Key words: natural gas comp ress or;gas pulsati on;p i p ing vibrati on;mode analysis1 前言天然气压缩机气流脉动激发的管道振动,对天然气集输装置的安全运行具有很大的威胁。
压缩机气体脉动分析和管道振动分析(2)

管道振动分析 : 有限元方法
从前面的介绍可以知道,对于管道振动分析, 其基础在于构造整个系统的质量矩阵和刚度 矩阵,通过求解特征值和特征向量,得到固 有频率和模态,最后通过模态叠加法得到系 统振动响应。 但是,实际的管道系统结构形式和布置都非 常复杂,不可能直接写出其质量矩阵和刚度 矩阵,因此在分析中目前都使用有限元方法。
事实上,实际工程中管道的问题是相对复杂的,往往是上述三个问题的综合。主要原因 在于振动分析所需要的参数难以从理论上确定(如阻尼),需要在理论和实验结合的基 础上来完成。
管道振动分析
按照外激励(外载荷)的特点来分,管道振动分析又可以分为确定性振动和随机振动两大类:
1. 确定性振动:激振力和响应都可以用时间的确定性函数来表示。比较典型的例子就是往 复压缩机引起的振动。往复压缩机的活塞运动时一个确定的规则运动,由此引起的管内 流体压力脉动也是时间的确定函数,往复压缩机管道的振动是确定性振动。
管道振动分析
由于在整个管道系统中存在大量的管道及其相关部件,因此管道振动是多自由度系统振动,为了后续 介绍的方便,这里简单地回顾一下多自由度系统的几个基本概念:固有频率、固有振型(模态)、振 型叠。首先看一个简单的多自由度系统:该系统由2个质量和3个弹簧组成。
利用牛顿第二定理,可以非常方便的建立其相应的运动方程
第一阶 (基频)
第二阶 第三阶
管道振动分析
前面提到,多自由度系统的振动响应是各个振型的某种线性叠加。因此,在振动分析中,我 们可以采用振型分解法,先将整个系统分解为各个主振动,然后求解在外激励作用下各个主 振动的响应,最后将结果进行叠加就可以得到系统真正的振动响应。这个方法就是著名的振 型叠加法 或者 模态叠加法。 由于分布质量系统具有无穷多个自由度,因此也就具有无穷多个振型,但这并不意味着我们 需要提取无穷多个振型来进行分析,事实上,只有低阶振型对振动的贡献比较大。
往复压缩机管线振动及控制论文

往复压缩机管线振动及控制论文摘要:压缩机管线振动问题在实行控制措施后,基本得到解决,提高了生产的安全性,将安全隐患及时排除,也为同类问题的解决提供了一定经验贡献。
石化企业通过往复压缩机来完成高压气体的传输工作,往复压缩机是石化企业不可或缺的大型设备,但其在日常运行中一般都存在振动问题。
强烈的振动会使得管道疲劳破坏,进而导致高压气体泄漏,引发安全事故。
所以,石化企业必须强化自身的防患意识,将安全隐患及时及时排除,保证生产的安全性。
一、基本理论(一)一维非定常流动气流在压缩机的管路中,其流度的平均值范围通常为10至25m/s,相较于声速,数值较小。
由于在压缩机管路中存在换热和摩擦的问题,可以通过非定常流动守恒方程(一维)来表达管路中的气流脉动:,其中k为气体绝热指数,q为对外交换的气体热量,Φ为气体摩擦力,ρ、u、为气体的压力、速度和密度。
(二)气柱固有频率在复杂管系中,计算气柱固有频率一般会使用传递矩阵法,但其计算前提是传播长度有限、无阻尼且满足线性波动理论,所以可见其存在不足。
而在管系节点间利用线性波动理论(含阻尼)建立频响函数,能够将缺陷弥补,并对气柱在复杂管系中的固有频率进行计算。
管道的基本元件组成了复杂管系,其中元件可以分为两种,分别为集中阻力和至关元件,线性波动理论可以表达两者之间的脉动质量流量以及脉动压力:,其中直管元件,阻力元件,其中p1、p2分别为元件端点的脉动压力,ξ1、ξ2为元件端点脉动质量流量,Ks为元件刚度矩阵,R为阻尼系数,S为管路的横截面积,a为介质声速,ω为激振圆频率,ζ为局部损失系数,u0为介质的平均流速。
这两种单元刚度矩阵就能够将任何复杂管系进行拼装,并根据矩阵Ks推算出矩阵方程:,本式中P为节点的压力值,E为节点流量幅值。
刚度矩阵中的各个元素不仅相关于介质参数和管路参数,还相关于脉动流量(输入信号)的频率。
在已知E值的前提下,不同的ω值能够得到各异的脉动压力值。
船舶管路系统振动控制研究徐彬

船舶管路系统振动控制研究徐彬发布时间:2021-08-10T08:27:47.347Z 来源:《中国科技人才》2021年第12期作者:徐彬[导读] 随着我国经济、科技的快速发展,船舶管路系统振动噪音的控制问题尚未得到有效的解决方法,极大的影响了船舶的声学性能。
通过测试、分析以及理论的研究提出一种新的管理系统设计技术,能够以调节质量为基础进行理论建模分析、质量比、阻尼因子、频率比等对振动控制系数有影响的参数,确定重点控制对象与重点控制频率之间的关系,在不断优化设计参数和结构的过程中达到更好的应用效果,能够表明管路系统振动控制能够被得到有效的抑制,具备较好的发展意义。
中船澄西扬州船舶有限公司江苏扬州 225200摘要:随着我国经济、科技的快速发展,船舶管路系统振动噪音的控制问题尚未得到有效的解决方法,极大的影响了船舶的声学性能。
通过测试、分析以及理论的研究提出一种新的管理系统设计技术,能够以调节质量为基础进行理论建模分析、质量比、阻尼因子、频率比等对振动控制系数有影响的参数,确定重点控制对象与重点控制频率之间的关系,在不断优化设计参数和结构的过程中达到更好的应用效果,能够表明管路系统振动控制能够被得到有效的抑制,具备较好的发展意义。
关键字:船舶;管路系统;振动控制一、前言目前我国针对管路系统的振动噪声控制,主要由三种原因所产生,分别是由于管道相连接的动力设备、振动管内流动压力脉冲时所引起的震动、管内流动涡流共振所引起的震动,这三种振动使管路系统中最为常见的干扰源。
由于设备与管路是直接相连接的,因此在运转过程中难以避免这三种方面的振动影响。
如果设计不合理引起共振会造成较大的管路危害,因此针对船舶管路系统振动控制研究需要优化设计布局,固定位置,更新噪音隔断设施,增加管道弹性,调整阻尼材料配比等形式,有效全面科学的降低管路系统的振动作用,但同时在震动抑制的过程中,会付出较高的效率代价,磨损程度较大,尤其使会缩短船舶管路系统的使用时长,在不断改革创新完善的过程中,采取协调质量阻尼器的形式,更具针对性、节约企业生产成本、安装流程简便、占地面积小,通过不断研究和实践达到更大的推广效果,全面保障管路系统的振动影响,减少振动差错,维持船舶的正常运转。
压缩机管道振动控制技术的研究的开题报告

压缩机管道振动控制技术的研究的开题报告
一、选题背景与意义
压缩机在工业生产中扮演着重要的角色,但当其运行时会产生大量的振动和噪音,这
对设备的稳定性和安全性都有很大的影响。
因此,为了降低压缩机的振动和噪音产生,需要进行管道振动控制技术的研究。
当前虽然已有不少研究关注于压缩机振动和噪音控制方面,但大多针对压缩机本身的
结构和工作原理进行研究。
而针对管道振动控制技术的研究鲜有报道,因此本文旨在
研究管道振动控制技术,为降低压缩机的振动和噪音产生提供新的思路和方法。
二、研究内容和方法
本次研究主要内容是针对管道振动控制技术的研究。
首先对压缩机的振动和噪音产生
机理进行理论分析,并结合实验数据对产生振动和噪音的主要因素进行分析。
接着对
现有的管道振动控制技术进行梳理和归纳,分析各种技术的适用范围、优缺点和应用
场景,并探究其在压缩机领域中的应用前景。
为了验证管道振动控制技术的效果,采用实验方法进行验证。
首先选取数种不同的管
道振动控制技术进行模拟实验,通过实验数据对各种技术的效果进行评估和比较。
然
后设计实际的压缩机管道振动控制方案,并进行现场实验验证,对控制效果进行评价
和分析。
三、预期研究成果和意义
通过对管道振动控制技术的研究,可以提出一种有效的管道振动控制方案,降低压缩
机的振动和噪音产生,增强设备的稳定性和安全性。
同时,本文的研究也可以为相关
领域的研究提供指导和借鉴,加速产业的进步和发展,并为实现高质量、高效率的工
业生产提供技术支撑。
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核 动 力 工 程Nuclear Power Engineering第29卷 第4 期 2 0 0 8 年8月V ol. 29. No.4 Aug. 2 0 0 8文章编号:0258-0926(2008)04-0079-05压缩机复杂管路压力脉动及管道振动研究徐 斌,冯全科,余小玲(西安交通大学能源动力学院,西安,710049)摘要:围绕往复式压缩机管道系统的振动及往复式压缩机的管道压力脉动问题,依据平面波动理论,采用转移矩阵和刚度矩阵计算出复杂管路的气柱固有频率和压力脉动。
借助于有限元方法的离散思想,建立了往复式压缩机管道振动及应力分析的数学模型,提出了恰当的边界条件,利用基于有限元的管道分析软件CAESAR Ⅱ对模型进行求解,获得了管道系统的振动模态结果。
对比试验结果与计算结果发现,利用一维平面波动方程可以比较准确地计算出往复式压缩机管路的气柱固有频率、压力脉动。
关键词:往复式压缩机;复杂管路;压力脉动;管道振动 中图分类号:TH457 文献标识码:A1 引 言往复式压缩机广泛用于石油、化工、钢铁和冶金等行业。
管道的强烈振动对压缩机性能及可靠性有很大的影响,压缩机管道的振动问题也越来越引起人们的重视。
生产中遇到的压缩机装置振动绝大多数是气流脉动引起的[1],而往复式压缩机所产生的气流脉动最为剧烈,对性能、工作的影响最为明显[2]。
研究气流脉动的产生机理,建立合理的气流脉动数学模型,准确地进行气流脉动的预测,掌握控制气流脉动的有效方法,意义十分重大。
近几年,国内外对气流脉动的研究工作主要集中于以下几个方面:完善转移矩阵,建立和完善管系单元的数学模型[3];运用有限元的方法对气流脉动进行分析,并引入一些如CFD等新的方法[4~10]。
但是这些计算气流脉动的方法都以整个管路为整体来研究,在对复杂管路进行计算时缺乏灵活性和通用性,不易于迅速解决工业实际中不同压缩机管道系统的问题。
本文基于平面波动理论,考虑声学反射、流体粘性和摩擦情况,分段计算了复杂的往复式压缩机级间管路的气柱固有频率和气流脉动,并在往复式压缩机管路系统实验台进行了实验验证。
2 基本理论考虑了气体内部粘性影响,并假设管壁摩擦阻尼系数与管道中气体流量成正比。
根据气体连续方程、运动方程、波动方程可得到关于脉动压力t p 的偏微分方程:0342t22t 'f 2t 30t =∂∂−∂∂+∂∂∂−∂∂x p c t p R x t p t p ρµ (1) 式中,p t 为管道中压力的脉动值,Pa ;μ为介质的粘性系数,(N· s)/m 2;ρ0为密度的平均值,kg/m 3;f R ′为摩擦力的脉动值,N ;c 为声速,m/s 。
用分离变量的方法求解式(1),得: +⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎟⎠⎞⎜⎝⎛−=a x t jk A p exp **t⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎟⎠⎞⎜⎝⎛+a x t jk B exp * (2-1)⎩⎨⎧−⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎟⎠⎞⎜⎝⎛−=a x t jk A SE u i exp 1*0*t ρ ⎭⎬⎫⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎟⎠⎞⎜⎝⎛+a x t jk B exp * (2-2)⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛+⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛−=202'f 223411c i c R i k ρµωωω (3) SQ R d 0'f λ= (4)收稿日期:2007-07-26;修回日期:2007-10-29核 动 力 工 程 V ol. 29. No. 4. 200880∆+=dlg214.11λ (5)Sk c E ω2= (6)式中,ω为脉动的圆频率,Hz ;Q 0为管道中气体平均流量,m 3/s ;d 为管道直径,m ;S 为管道的截面积,m 2;Δ为管道的粗糙度。
式(2)是经典平面波动方程的一般解。
此二式中的复数常数A *、B *由管道的端点条件确定。
根据声学原理可知,式(2-1)的第一项代表沿x 轴正向传波的行波,第二项代表沿x 轴负向传波的反射波[11],管内压力场为叠加形成的驻波。
所以,激发源处的压力由压缩机活塞运动引起的压力波动和反射回来的压力波叠加而成。
这里,考虑极值情况,两列波的相位相同。
令u *1=2u t ,代入式(2-1)、式(2-2),求得*A 和*B 。
3 复杂管系的气流脉动计算用转移矩阵法计算气柱固有频率。
依据平面波动原理,1点和4点的压力脉动p * 和质量流量ξ*能够用转移矩阵表示[][][]⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡=⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡−−−*1*1122334*4*4 ξξp p M M M (7) 式中,[M ]为各种元件的转移矩阵,详见文献[1]。
4 管道系统的振动建模及计算为了验证本文使用的计算方法和计算分析软件的准确性及建模过程中提出的边界条件的正 确性,搭建了往复式压缩机管道振动测试系统 (图1) 。
本实验的激发源为一台往复式压缩机;其主要技术规格如表1所示。
研究由气流脉动引起的管道振动时,将遇到两个同时存在的振动系统:气柱振动系统及机械振动系统。
只要有激发力作用,就会做出机械振动的响应。
压力脉动作用在管路的转弯处或截面变化处的不平衡力,是激起管道作机械振动的激发力。
4.1 激发频率的计算f c 按式(8)计算。
压缩机转速500 r/min ;压缩机为双作用,i =2;单作用时,i =1。
因此,激发频率的计算公式为:图1 往复式压缩机管路系统Fig. 1 Piping System for Reciprocating Compressors表1 往复式压缩机主要技术规格Table 1 Technical Specification for ReciprocatingCompressor参数名 参数值参数名参数值排气量/m 3· min -12.8 气缸数/个 2 进气压力大气压活塞行程/mm 153 额定排气压力/MPa 0.7 实际曲轴转速/r · min -1500 气缸直径/mm 178——mi nf 60c =(8) 式中,n 为压缩机转速,r/min ;m 为简谐阶次, m =1,2,3,……,n 。
激发频率的计算结果见表2。
当激发频率等于0.8~1.2倍气柱固有频率时产生气柱共振。
表2 管系的激发频率Table 2 Excitation Frequency of Piping System管系 激发频率阶次 1 2 3 4 5 6f /Hz 8.3 16.6 24.9 33.2 41.5 49.84.2 气体动力特性的计算气流脉动计算分析的内容包括两方面:气柱固有频率计算和管道内压力脉动的计算。
气柱固有频率的计算方法采用转移矩阵法[1];管道内脉动压力的计算方法采用转移系数法[1]。
4.2.1 气柱固有频率的计算 气流脉动分析中,可将复杂管系划分为几种典型的管道元件(即单元)。
根据不同的组合方式,这些管道单元就构成各种不同的复杂管道系统。
将往复式压缩机管系(图1)离散成各个元件转移矩阵乘积的形式,压缩机端认为是闭端边界条件,而出口端是开端边界条件。
编制FORTRAN 程序进行计算,计算结果见表3;设气柱固有频率为f 1,激发频率为f 2。
当f 2=0.8~1.2f 1时,即认为发生共振。
如果发生气柱共振,通过修改管道长度来避免。
徐斌等:压缩机复杂管路压力脉动及管道振动研究 814.2.2 管路压力脉动的计算 正常情况下,管道中气流压力的脉动值相对于压力的平均值是一个很小的数值。
它符合平面波动理论的假设。
根据平面波动方程可以求得式(1)、式(2)、式(7),可以求出管道气流脉动。
本文根据所建实验台的管路系统,编制FORTRAN程序进行计算。
由于直管道上没有激振力产生,只有在弯头处才有激振力产生,从而使管道产生受迫振动,因此,以下只对弯头的压力脉动进行分析。
计算压力脉动的各个弯头中心的压力脉动波形如图2所示。
节点编号从压缩机至出口端的4个弯头,分别为1、2、3、4弯头。
图2 理论计算的压力脉动波形Fig. 2 Pressure Pulse Wave of Theoretical Calculation从图2可以看出,弯头1的脉动相对压力幅值约为2%;弯头2的脉动相对压力幅值约为1.8%;弯头3的脉动相对压力幅值约为1.6%;弯头4的脉动相对压力幅值约为1.1%。
4.3 管系固有频率的计算本文采用管道分析软件CAESAR对往复式压缩机的管道振动及应力进行分析计算。
CAESAR是以材料力学、结构力学、弹性力学、有限元、管道应力分析与计算等为基础,专门用于管道分析的专业软件。
运用CAESAR建立的管道系统的进排气有限元模型。
图中压缩机简化为自由度完全约束的支撑点,管道与容器外壳的接口设为管口结点,容器中间部分作为粗直管单元处理,容器变界面部分用数段直径渐变的直管单元代替。
设管系固有频率为f1,激发频率为f2。
当f2=0.8~1.2f1时,即认为发生共振。
如果发生管道共振,通过修改管道长度和调整管道约束来避免。
按上文设定模态分析参数,对图1所示管道系统进行模态计算,求得前8阶固有频率(表3)。
表3 管道系统固有频率的测量值与计算值之比Table 3 Comparison of Measured and CalculatedValuesfor Natural Frequency ofPiping System级间管道管道固有频率阶次 1 2 3 4 5 6 7 8 计算值/Hz 2.70 6.4214.2018.53 35.94 41.86 42.6751.40测量值/Hz 2.63 6.3313.6716.88 34.57 40.35 40.7951.21误差/% 2.5 1.4 3 10 4 3 4 0.34.4 管系激发频率、气柱固有频率、管系固有频率对管道振动的影响管道系统发生共振有两种情况:管道系统发生气柱共振、管道系统结构发生共振。
所以,在设计管道时,除计算管道内流体的气柱固有频率,使其远离0.8~1.2倍激振频率外。
还应该同时考虑管道系统的固有频率,使其也远离0.8~1.2倍激振频率。
必须同时满足上述两个条件情况下管道才能有效避开共振。
由于在工程实际中不可能完全避开共振,所以一般只考虑激发频率的1~4阶不与气柱固有频率、管系1~4阶的固有频率相重合的情况。
5 实验验证5.1往复式压缩机管道气柱固有频率实验利用声波接收装置对频率激发源连续频率激发下的气柱响应进行测量,气柱发生共振时的激发频率即为气柱的固有频率。
本实验是以XDI信号发生器(或者Cool Edit Pro音频软件)连接有源音箱作为较精确的频率激发源,以有源麦克风和HH4310A通用示波器作为声波接收装置。
XDI型低频信号发生器是一种多用途的RC信号发生器,能产生1Hz到1MHz 的正弦波电振荡信号。