活塞式压缩机管道系统振动分析及改进

时间:2017-10-20 9:55:00 来源:本网 添加人:admin

  封油对气压差。

  检查下述温度:油箱油温、供油温、轴承油温、脱气缸油温、回流油温、各段入口温度。

  检查下述液位:油箱油位、密封油收集缸油位、分离器油位、高位油箱油位。

  密封系统控制参数:见表1. 5系统停车本着先减负荷后停车的原则,将液位调节阀缓慢地关闭。

  采取防喘振措施,将防喘振阀手动全开。

  关闭各分离器液位调节阀、截止阀。

  关闭主电动电源,主机停机。

  关闭各段入口阀。

  关闭主阀。

  陶常青407061河南濮阳市柳屯中原油田天然气产销总厂三分厂活塞式压缩机管道系统振动分析及改进辽阳石油化工高等专科学校张瑞琳空分氧气机机组管道改进情况。

  活塞式压缩机在石油、化工、冶金、纺织、动力等部门中应用非常广泛,其结构复杂,零部件较多,发生的故障也是多种多样的。活塞式压缩机的气流压力脉动引起的管道振动的故障也是很常见的,本文结合空分氧气机机组对此进行分析。

  1空分氧气机机组运行情况辽化聚脂厂空分氧气机机组C103A/B采用的是国产4M8― 52/32四列四级双作用对称式活塞压缩机。压缩机主要性能参数如下: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管道振动监测数据(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行以来,虽然各项性能参数基本达到设计要求,但压缩机各级间管道振动严重,并伴有很大的噪声,多次造成级间管道支撑松动,随时随地存在管道疲劳破裂、氧气外泄的可能,对操作人员的人身安全构成直接威胁。振动监测结果见表2. 2造成压缩机机组管道振动的原因由于振动机理不同,活塞式压缩机管道振动主要有以下几个方面的原因:压缩机的管道系统根据配管情况、支撑类型、支撑位置及边界情况不同,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动。如果这些激振力的主频率与管道的固有频率一致,会激起很强的机械共振。

  2气柱共振活塞式压缩机在运行过程中,由于吸气、排气是交替和间断性的,另外活塞运动的速度又是随时间变化的,这种现象就会引起压力脉动。当压缩机的激发频率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态11,气流脉动非常严重,引起管道甚至压缩机和基础的强烈振动。

  激发频率和气柱固有频率分别按下式计算:m曲轴每转一周,向管道吸气或排气的次数,单作用压缩机m=1,双作用压缩机m=2 K气体绝热指数R气体常数T气体绝热温度L管道长度只有使系统管道的长度L在下列范围之外,才能避开气柱共振区:3气流压力脉冲在管件处冲击振动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波动在管道的转弯处、截面变化处和各种阀件、盲板处还可能产生冲击作用,引起管道振动和噪声。

  直角弯头部位作用力的分析如下:所示的一段等截面管弯头,如果管内气流是脉动的,压力脉动的不均度为§平均压力为P0,则压力脉动幅值为AP:3管道振动的处理方法基于对活塞式压缩机管道系统振动机理的分析,针对聚脂厂空分装置氧压机C103A/B管道系统振动的原因作如下分析:1机械共振为了验证机组管道振动是否是由机械共振引起的,采用对管道系统加新支撑、加固原支撑的方法,从而改变了管道的自振频率。通过上述处理,管道振动未见好转,因而排除了机械共振引起振动的可能性。

  计算各段管道的气柱共振管长,判断管道系统是否形成气柱共振。以下仅计算二级缸出入口管道的气柱共振管长,其它各级计算方法相同,结果见表3.气流对弯头的冲击力幅值为:现场测量各段管道的长度见表3结果表明各管道长度均不在一阶气柱共振管长的范围内,故排除了管道系统的振动是由于管道的长度设计不合理造成的可能性。

  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级入口管道长度出口管道长度入口一阶共振管长Li出口一阶共振管长L0 3.3管道弯头曲率半径的改变通过分析可知,活塞式压缩机的吸气、排气形成的气柱脉动会对管道系统在弯头处造成冲击力。在压缩机确定后,如果不改变系统的管道直径,那么影响冲击力AR的参数只有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氧压机系统中,各管道均为等径,且管两端连接尺寸均己确定,因此,在不改变管道布置的前提下,只有大转弯处的曲率半径。

  如所示,管道1和管道2同样转角90由式(5)可知,两个弯头所受的冲击力次是相等的,由于管道2的曲率半径R2大于管道1的曲率半径,所以,管道2在单位长度上所承受的冲击载荷要小于管道1,即两个同样转角的弯头单位长度所承受的冲击载荷与两个弯头曲率半径成反比。

  表4各级管道系统弯头尺寸项目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改造后机组运行情况更换两台机组管道系统的16个弯头后,机组开车一次成功,管道系统的振动噪声明显减小,检测结果见表5,各段振动值均在标准范围之内。

  经过连续6个月的检测,C103A/B管道系统没有发生严重的振动,运行平稳,彻底消除了隐患,为装置安全运行提供了保障。

  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原系统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作用于弯头处,引起管道系统的严重振动。为此,采用较大曲率半径的弯头代替原有弯头。通过现场测量压缩机各级缸与级间冷却器的相对位置,在不改变原有设备布置的前提下,计算出弯头合理的最大曲率半径,见表4.通过对辽化聚脂厂空分氧压机管道系统振动故障的分析处理,提出在不改变设备布置的前提下,加大管道弯头处的曲率半径,可明显减少气流对管壁的冲击作用,在活塞式压缩机管道消振方面有明显效果。这种经济、简便的方法,同样适用于一些大型离心压缩机和高压泵管道的振动的消除,具有一定的实用价值和价值。

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