活塞压缩机的振动分析

主轴 转 速 r/m in; I脉 动 的 简 谐 次 数 , I = 1, 2, 3,
……)求得气柱激发主频率 F1 ( I = 1) 。由于边界条 件的存在 ,气柱有自己一系列的固有频率 。设气柱
基本固有频率为 K1 , 若激发主频率 F1 等于气柱的 基本固有频率 K1 ,则会发生气柱共振 。
处作用着周期性变化的激振力 F = 191 kgf;各弯头
处的激振力有时叠加增强 ,有时消弱衰减 ,由此引起
管道振动 。后来 ,缓冲罐靠压缩机基础安置 ,减小了
两个弯头 ,在原鞍马形支撑上加装两个包匝 ,再没有
发生过缓冲罐裂开事件 。
在实际生产中 ,由于各种因素的影响 ,如设备与 设备之间 ,管道与管道之间振动的相互牵连等也可 能使得振动加剧 。因此 ,应尽量避免不同设备 、管道 使用同一支撑 ,同一厂房放置多台设备 。
图1
C = KGR T (m / s)声速 , K气体的绝热指数 , G = 9181 m / s2 重力加速度 , R 气体常数 , T 管道内气 体温度 K。
( b)两端均为封闭或开启的管路 [ 1 ]
图2
L = ( 018～112) I ×C / ( 2 ×F1 ) ( I = 1, 2, 3, ……) (2)在气流脉动发源处可安装缓冲罐 ,缓冲罐 能使前后管道内的气流脉动缓和 ,降低气体冲击 ,减 小激发力 。缓冲罐上接管的配置对压力脉动的衰减 程度影响较大如图 3[ 1 ] 。 图 (a)的消振效果最差 ,图 ( b)的消振效果可提高 15% ～20% ,图 (c)压力脉动的振幅可降低 60% ,当然 , 图 (c)气体流过的阻力 (即压力降 )最大 ,在实际配管时 要根据生产条件 ,功耗 ,许用压降酌情考虑选用。
0. 05 /1000 0. 06 /1000 0. 03 /1000
0. 05 /1000 0. 08 /1000 0. 05 /1000
312 避免气柱共振 (1)在安装管道时 ,要根据管路的配置和尺寸算
出管路气柱的固有频率 ,使气柱固有频率 K1 高于或 低于主频率 F1 的 30% ,或者 ,计算出共振管长 ,使实 际管长避开共振管长 。共振管长可根据下式计算 :
·33·
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用简谐分析的方法 ,可根据 F =MN /60 ×I 1 / s
(M 主轴旋转一圈 , 气缸吸或排气次数 ; N 压缩机的
活塞压缩机在运转过程中 ,由于吸气 、排气的间 歇性使管路中的气流压力和速度呈周期性变化 ,这 种现象称为气流脉动 。在设计过程中 ,也可以通过 多级配置来减小压力差 ,以降低气流脉动 。
(1)气柱共振 : 管路系统内所容纳的气体称为 气柱 。因为气体具有一定的质量 ,可以压缩 ,膨胀 , 具有一定的弹性 ,气柱本身就是一个类似于弹簧的 振动系统 。在一定的激发下会形成振动 ,而压缩机 的吸 、排气过程就是一个激发的过程 。所以 ,气柱在 接受激发后 ,把所形成的振动以声速向远方播 。
活塞压缩机的振动就其产生的原因可分为两大 类 : (1)惯性力引起的机械振动 ; ( 2)气流脉动引起 的振动 。它包括气柱共振和管道机械共振 。 211 由于惯性力引起的机械振动
活塞压缩机的惯性力有曲柄旋转的旋转惯性力 和活塞 、十字头组件往复运动的往复惯性力 。其中 , 旋转惯性力 Ir = M r ×R ×ω2 (M r旋转运动件总质 量 , R 曲柄销旋转半径 ,ω曲柄旋转角速度 ) ; 往复
收稿日期 : 2009 - 01 - 22
运动惯性力 Is =M s ×R ×ω2 ( cosα +λ ×cos2α) (M s 往复运动件总质量 , R 曲柄销旋转半径 ,ω曲柄销旋 转角速度 ,α曲柄销转角 ,λ = R /L 连杆长径比 ) 。从 计算式可知 ,在设计过程中 ,可以用加平衡块的方法 来平衡旋转惯性力 ,也可以通过曲拐错角 ,列和级的 合理配置来减小或平衡往复惯性力 。但是 ,在实际 工作中 ,总有一部分往复惯性力 (或力矩 )无法达到 平衡 ,这一部分往复惯性力 (或力矩 )就是产生机组 机械振动的根源 。 212 气流脉动引起的振动
( a)一端封闭一端开启的管路 [ 1 ] L = ( 018～112) IC / ( 4 ×F1 ) 其中 I = 1, 3, 5……简谐次数
活塞压缩机的振动给生产带来了许多不良影 响 ,为此 ,在生产中 ,就要设法减小压缩机的振动 。 311 安装和检修达到技术标准要求
往复惯性力 (或力矩 )是机组机械振动的起源 , 安装和检修质量的好坏直接关系到振动的大小 。为 此 ,在安装和检修中应注意 :
振力 ,使管道振动。在弯管分角线方向 ,激振力 F =
( П/4) ×D2 ×δp ×P0 ×sin (β/2)如图 4[1] 。
图4
其中 : D 弯管直径 ,δp = ( pmax 2pmin ) / p0 压力脉动的 不均匀度 , pmax不均匀压力的最大值 , pmin不均匀压力的 最小值 , p0 压力变化的平均值 ,β弯管转角。
(2)管道机械共振 : 输送气流的管道本身也是
一个弹性系统 。当气流脉动时 ,由于压力的脉动变
化 ,在管道拐弯处或截面变化处就会有周期性的激
振力作用 。在激振力作用下 ,管道就会发生振动 。
设管道的基本固有频率为
δ 1
,
则如果激发主频率
F1
等于管道的基本固
有
频
率
δ 1
时就
会
发生
管道
机械
共振 。
气柱共振 、管道机械共振都与配管情况、管路始
端、末端的边界条件有关。如果配管不好 , 可能会出
现 F1 = K1 =δ1 的情况 。既有气柱共振又有管道机械 共振 ,这将产生极其严重的后果 ,使得管路无法工作。
3 减振方法
埋地脚螺栓 ,研刮轴瓦 ,校中体和一级气缸水平 ,调
节十字头与托板间隙 ,连杆大 、小头轴瓦间隙后修
复 。其事故前和整改后技术参数如表 。
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图3
313 避免管路机械共振
(1)在布置管路时 ,应算出管路系统机械振动的固
有频率
,使管路基本固有频率
2009 年第 3 期 总 215期
文章编号 : 100622971 (2009) 0320033203
■故障分析
活塞压缩机的振动分析
胡和育
(新余钢铁有限责任公司 ,江西 新余 338001)
摘 要 :分析了压缩机组和管道产生振动的原因 ,提出了在安装 、检修 、维护和操作中减小振动的方法 。 关键词 :活塞压缩机 ;管道 ;振动 中图分类号 : TH457; TB535 文献标识码 : B
声速 C = KGRT = 114 ×9181 ×2615 ×423 = 39212
(m / s) ( 1 )求共振管长 激发频率
F1 = 2 ×N /60 = 2 ×375 /60 = 1215 共振管长
(1 / s)
L = ( 018～112) ×I ×C / ( 4 ×F1 )
当 I = 1时
参考文献 :
[ 1 ] 余华明. 冷库及冷藏技术 [M ]. 人民邮电出版社. [ 2 ] 张勤. 压缩机湿冲程的分析及处理 [ J ]. 铁道车辆. [ 3 ] 谢斌. 氨用活塞压 缩机常 见故障 及处理 [ J ]. 压缩 机技术 ,
2008, ( 2) : 39 - 40.
作者简介 :覃惠芳 (1962 - ) ,女 ,广西北流人 ,副教授 ,北海职业学院 机电工程系副主任 ,广西工学院 1979 级化工机械专业 ,主要研究方 向 :化工机械类课程教学 。
L = ( 018～112) ×1 ×39212 / ( 4 ×1215)
= 6128～9141
(m )
(2)求弯头处激振力 F
δ p
=
( pmax 2pm in )
/ p0
=
( 110
-
0185)
/019
= 0117
F
=
П/ 4
×D2
×δ p
×p0
×sin (β/2)
= 191 ( kgf)
由计算可知 ,实际管长不落在共振管长区 ;弯头
务 ,严把维修质量关 ;对于操作人员 ,首先要进行理 论学习和培训 ,使操作人员能够真正了解氨压缩机 的结构 、原理 、性能 ,并能正确操作和维护 ,做到持证 上岗 [ 4 ] 。
通过对压缩机相关的仪器设备进行分析 ,找出 产生“湿冲程 ”的可能性 ,提出防范措施及处理办 法 ,可使操作人员有针对性地了解“湿冲程 ”产生的 原因及其处理办法 ,一旦出现“湿冲程 ”,可及时处 理 ,避免事态的进一步扩大 。
1 概述
活塞压缩机由于惯性力和气流的脉动 ,使得机 组和管道振动无法避免 。直接影响了零部件的可靠 性和使用寿命 、连接件的强度和密封性 。为此 ,减小 活塞压缩机的振动 ,不仅是设计部门应该考虑的因 素 ,也是我们使用单位在安装 、检修 、维护和操作中 应特别注意的问题 。
2 振动分类及其产生原因
4 总结
活塞压缩机的振动是正常现象 ,只有在使用中 耐心维护 ,精心操作 ,把压缩机的振动降低到最小范 围 。这样 ,不仅能提高压缩机和管道的使用寿命 ,还 可降低压缩机的功率消耗 ,提高压缩机的生产效益 。
从上式可知 ,弯头处的激振力 F与压力脉动的不
均匀度
δ p
成正比
。因此低压级循环 ,降低压力脉动的