馬志鵬，任金平，夏 莉，于春柳

(1.廣東省特種設(shè)備檢測研究院，廣東 佛山 528000；2.隴東學(xué)院化學(xué)化工學(xué)院，甘肅 慶陽 745000)

振動對往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系動力特性影響分析

馬志鵬1，任金平2，夏 莉1，于春柳2

(1.廣東省特種設(shè)備檢測研究院，廣東 佛山 528000；2.隴東學(xué)院化學(xué)化工學(xué)院，甘肅 慶陽 745000)

往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系振動會引發(fā)重大安全事故，影響壓縮機(jī)等設(shè)備的正常運(yùn)行，給企業(yè)造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失。往復(fù)式壓縮機(jī)和輸送管系的振動均能傳遞到出口管系上，引發(fā)出口管系振動，因此對往復(fù)式壓縮機(jī)和輸送管系振動原因進(jìn)行分析，在此基礎(chǔ)上運(yùn)用ANSYS軟件對某化工廠往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系進(jìn)行模態(tài)分析。分析結(jié)果顯示：整段出口管系的位移變形量均是以最大位移變形量為中心向三端逐漸減小，低模態(tài)階數(shù)時(shí)最大位移變形發(fā)生在壓縮機(jī)出口法蘭和管道連接處附近，高模態(tài)階數(shù)時(shí)最大位移變形發(fā)生的位置逐漸遠(yuǎn)離壓縮機(jī)出口法蘭和管道連接處；隨著模態(tài)階數(shù)的增加，最大位移變形發(fā)生的部位逐漸擴(kuò)大，四階模態(tài)振型時(shí)最大位移變形部位達(dá)到最大，證明管道固有頻率在激發(fā)的同時(shí)管道也在進(jìn)行固有振動，此時(shí)固有頻率和振動頻率相近或相等。該結(jié)果對往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系消振改造措施的研究具有十分重要的指導(dǎo)意義。

往復(fù)式壓縮機(jī)；出口管系；振動；模態(tài)分析

1 引言

往復(fù)式壓縮機(jī)是一種容積式壓縮機(jī)，依靠曲軸帶動連桿，連桿帶動活塞，活塞在氣缸中作往復(fù)運(yùn)動來壓縮吸入氣缸的氣體，從而獲得所需高壓氣體。具有熱效率高、單位耗能少，材料要求低、造價(jià)低廉，裝置系統(tǒng)簡單，設(shè)計(jì)、生產(chǎn)、制造技術(shù)成熟等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于石油、化工、冶金、制藥、動力等工業(yè)領(lǐng)域。實(shí)際工作過程中往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系通常會產(chǎn)生振動，強(qiáng)烈的振動往往會引起管道焊縫疲勞破壞，使管道與其他設(shè)備的連接處松動甚至脫落，輕則有可能發(fā)生泄露，重則引發(fā)爆炸、火災(zāi)等重大安全事故；影響往復(fù)式壓縮機(jī)進(jìn)排氣閥正常開閉，產(chǎn)生過大的機(jī)械噪聲，污染環(huán)境；破壞壓縮機(jī)的基礎(chǔ)，使隔熱隔振部件產(chǎn)生龜裂，導(dǎo)致壓縮機(jī)效率下降，引起儀器儀表失控等。嚴(yán)重影響壓縮機(jī)等設(shè)備的正常運(yùn)行，給企業(yè)造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失。據(jù)行業(yè)相關(guān)統(tǒng)計(jì)資料分析表明，全球石油化工行業(yè)過去每年發(fā)生的100起特大財(cái)產(chǎn)損毀和人員傷亡事故中，因管道振動引起的事故占19%[1]；即使在工業(yè)發(fā)展水平先進(jìn)的發(fā)達(dá)國家，每年由于管道振動所帶來的經(jīng)濟(jì)損失也十分巨大，例如美國在上世紀(jì)九十年代因管道振動而造成的損失每年達(dá)100億美元之多。另據(jù)不完全統(tǒng)計(jì)，當(dāng)時(shí)全世界每年因管道振動而造成的經(jīng)濟(jì)損失高達(dá)數(shù)百億美元，我國因管道振動造成的人員傷亡和巨大財(cái)產(chǎn)損失事故也常有發(fā)生。因此，本文對往復(fù)式壓縮機(jī)和輸送管系振動原因進(jìn)行分析，在此基礎(chǔ)上采用Proe軟件對某化工廠往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系建立三維計(jì)算模型，最后運(yùn)用ANSYS軟件對出口管系進(jìn)行模態(tài)分析，期望得到對往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系消振改造措施的研究具有重要指導(dǎo)意義的研究結(jié)果。

2 出口管系振動原因分析

往復(fù)式壓縮機(jī)在運(yùn)行過程中會產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性力和力矩、復(fù)慣性力和力矩、摩擦力和力矩，而這些力和力矩正是引發(fā)往復(fù)式壓縮機(jī)振動的主要振源。輸送管系基礎(chǔ)設(shè)計(jì)有問題、氣流脈動、氣柱共振是引發(fā)輸送管系振動的主要原因。而往復(fù)式壓縮機(jī)和輸送管系的振動均能傳遞到出口管系上，引發(fā)往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系產(chǎn)生振動。

2.1 往復(fù)式壓縮機(jī)振動分析

往復(fù)式壓縮機(jī)曲軸重心不在軸中心，電機(jī)帶動曲軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動時(shí)必然會產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性力和慣性力矩，該旋轉(zhuǎn)慣性力及力矩是影響往復(fù)式壓縮機(jī)振動的主要原因[2]，會引發(fā)往復(fù)式壓縮機(jī)殼體周期性的振動，而且會使曲軸長時(shí)間受扭轉(zhuǎn)力的作用而提前發(fā)生損壞，縮短使用壽命[3]。往復(fù)式壓縮機(jī)的連桿、十字頭、活塞桿及活塞均做往復(fù)運(yùn)動，難免會產(chǎn)生往復(fù)慣性力[4-5]，該力是運(yùn)動機(jī)構(gòu)對機(jī)殼作用的力，因此也就成了往復(fù)式壓縮機(jī)振動的激振力，必然會引發(fā)振動，而且該力越大振動越劇烈。往復(fù)式壓縮機(jī)作為動設(shè)備，在工作過程中運(yùn)動機(jī)構(gòu)較多，組成運(yùn)動機(jī)構(gòu)的各零件之間就會發(fā)生摩擦，產(chǎn)生摩擦力。在實(shí)際運(yùn)行過程中這些運(yùn)動零件之間有潤滑油作用，但長時(shí)間的接觸或較大的沖擊會造成油膜破壞，使運(yùn)動零件之間變成單純的干摩擦，發(fā)生在運(yùn)動件之間的摩擦力是變化的，有變化的力存在就會發(fā)生振動，因此摩擦力越大往復(fù)壓縮機(jī)的振動也就越大[6]。除此之外，往復(fù)式壓縮機(jī)周期性吸排氣工作原理導(dǎo)致氣缸內(nèi)氣體壓力變化和氣流沖擊，引發(fā)往復(fù)式壓縮機(jī)振動。

2.2 輸送管系振動分析

輸送管系設(shè)計(jì)階段如果管道系統(tǒng)配管不合理，對管長、管徑、容器的位置、管道支撐數(shù)量、支撐點(diǎn)之間距離以及氣體溫度等物理參數(shù)選取不合理，這都有可能影響避開共振區(qū)間。除此之外，緩沖罐可以減緩氣流的速度，降低輸送管系中氣流的脈動，因此緩沖罐的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和安裝在管路的位置也影響輸送管道的振動。往復(fù)式壓縮機(jī)的工作原理決定了壓縮機(jī)吸氣、排氣是間歇性的，因此輸送管系內(nèi)的氣流壓力、速度等物理參數(shù)隨時(shí)間呈周期性變化，這種現(xiàn)象稱為氣流脈動。脈動的氣流介質(zhì)遇到彎頭、變徑管、閥門、接頭盲板、等設(shè)備元件時(shí)就會產(chǎn)生隨時(shí)間變化明顯的激振力[7-8]，在此激振力作用下引發(fā)管道振動。輸送管系內(nèi)所容納的氣體可近似看做一段氣柱，氣柱跟其他振動物一樣，具有一定的質(zhì)量和彈性，可以壓縮和膨脹，所以在一定激發(fā)力作用下會發(fā)生振動。氣柱共振引發(fā)的往復(fù)式壓縮機(jī)組輸送管系振動分兩種情況，一種是氣流脈動時(shí)的激發(fā)頻率與氣柱系統(tǒng)本身固有頻率相等或相近時(shí)發(fā)生氣柱共振，引發(fā)輸送管系發(fā)生振動；另一種是氣流脈動時(shí)的激發(fā)頻率與管道結(jié)構(gòu)的固有頻率一致造成共振，引起往復(fù)式壓縮機(jī)輸送管系振動。

3 出口管系有限元模型

3.1 出口管系幾何參數(shù)及材料屬性

以國內(nèi)某化工廠往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系為研究對象，管道外徑為426mm，壁厚為8mm，材料為Q345；往復(fù)式壓縮機(jī)出口與管道的連接采用法蘭連接，法蘭的外徑為610mm，厚度為44mm，材料也為Q345。材料Q345基本屬性為：密度7850kg/m3，彈性模量2.06×105MPa，泊松比0.3。

3.2 有限元模型

圖1 出口管系有限元模型

圖2 出口管系網(wǎng)格圖

不考慮其他附件的影響，對往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系進(jìn)行簡化，運(yùn)用ANSYS 有限元軟件，建立出口管系有限元模型，如圖1所示。整個(gè)模型網(wǎng)格劃分采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分方法，并控制網(wǎng)格大小。劃分的網(wǎng)格如圖2所示，單元總數(shù)8435個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)32652。三通處設(shè)置有支撐，因此在三通處施加豎直向上的位移約束，其他三端視為固定端。

4 出口管系模態(tài)分析

對有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析，計(jì)算后提取一階、二階、三階、四階、五階、六階模態(tài)振型圖，如圖3所示。

圖3為出口管系模態(tài)振型圖，從一階模態(tài)振型圖3(a)中可以看出管道最大位移變形發(fā)生在管道和壓縮機(jī)出口法蘭連接處，并且距離出口處越遠(yuǎn)位移變形越??；二階模態(tài)振型圖3(b)中顯示管道最大位移變形仍發(fā)生在管道和壓縮機(jī)出口法蘭連接處，但是最大位移變形發(fā)生的部位比一階模態(tài)振型圖中大。三階模態(tài)振型圖3(c)、四階模態(tài)振型圖3(d)和六階模態(tài)振型圖3(f)中顯示管道最大位移變形發(fā)生位置繼續(xù)遠(yuǎn)離管道和壓縮機(jī)出口法蘭連接處，而整個(gè)出口管系位移的變形量均是以最大位移變形量為中心向三端逐漸減小。但是四階模態(tài)振型圖3(d)中顯示最大位移發(fā)生部位達(dá)到最大值，這說明管道固有頻率在激發(fā)的同時(shí)管道也在進(jìn)行固有振動，而且此時(shí)兩者固有頻率值相近，可能達(dá)到共振。因此從圖3中可以得出該往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系受振動影響位移變形的規(guī)律：整段出口管系的位移變形量均是以最大位移變形量為中心向三端逐漸減?。浑S著模態(tài)階數(shù)的增加，出口管系最大位移變形發(fā)生的位置發(fā)生了變化，低模態(tài)階數(shù)時(shí)最大位移變形發(fā)生在管道和壓縮機(jī)出口法蘭連接處附近，高模態(tài)階數(shù)時(shí)最大位移變形發(fā)生的位置逐漸遠(yuǎn)離管道和壓縮機(jī)出口法蘭連接處，且最大位移變形發(fā)生的部位也在逐漸擴(kuò)大，四階模態(tài)振型時(shí)最大位移發(fā)生部位達(dá)到最大值，這說明管道固有頻率在激發(fā)的同時(shí)管道也在進(jìn)行振動，且存在管道固有頻率和振動頻率相近或相等的情況。

圖3 出口管系模態(tài)振型圖

5 結(jié)論

往復(fù)式壓縮機(jī)在工作過程中出口管系通常會產(chǎn)生振動，強(qiáng)烈的振動會引發(fā)重大安全事故，嚴(yán)重影響壓縮機(jī)等設(shè)備的正常運(yùn)行，給企業(yè)造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失。往復(fù)式壓縮機(jī)在運(yùn)行過程中產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性力和力矩、往復(fù)慣性力和力矩、摩擦力和力矩，這些引發(fā)了往復(fù)式壓縮機(jī)振動。而輸送管系的振動主要是由于輸送管系基礎(chǔ)設(shè)計(jì)有問題、氣流脈動、氣柱共振引發(fā)的。往復(fù)式壓縮機(jī)和輸送管系的這兩者振動均能傳遞到出口管系上，使往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系產(chǎn)生振動。對往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系進(jìn)行簡化，建立出口管系有限元模型，運(yùn)用ANSYS軟件進(jìn)行模態(tài)分析。分析結(jié)果顯示：整段出口管系的位移變形量均是以最大位移變形量為中心向三端逐漸減小，低模態(tài)階數(shù)時(shí)最大位移變形發(fā)生在壓縮機(jī)出口法蘭和管道連接處附近，高模態(tài)階數(shù)時(shí)最大位移變形發(fā)生的位置逐漸遠(yuǎn)離壓縮機(jī)出口法蘭和管道連接處；隨著模態(tài)階數(shù)的增加，最大位移變形發(fā)生的部位逐漸擴(kuò)大，四階模態(tài)振型時(shí)最大位移變形部位達(dá)到最大，證明管道固有頻率在激發(fā)的同時(shí)管道也在進(jìn)行固有振動，此時(shí)固有頻率和振動頻率相近或相等。該結(jié)果對往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系消振改造措施的研究具有十分重要的指導(dǎo)意義。

[1] 石 磊，王彤皓，孫 雷，等.基于ANSYS的往復(fù)壓縮機(jī)管系振動分析[J].化工設(shè)備與管道，2010，47(1)：30-33.

[2] 姚利斌.小波分析在往復(fù)壓縮機(jī)故障診斷中的研究應(yīng)用[D].大連：大連理工大學(xué)，2006.

[3] 劉丕泉.曲軸斷裂原因及預(yù)防[J].山東農(nóng)機(jī)化，2014(5)：36-37.

[4] 俞玉和.往復(fù)式壓縮機(jī)狀態(tài)綜合監(jiān)控系統(tǒng)的研究[D].蘭州：蘭州理工大學(xué)，2010.

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[6] 魏會軍，任麗萍.直流變頻壓縮機(jī)振動分析[J].價(jià)值工程，2010(15)：194.

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[8] 賀科峰，張政林，杜鵬翔.循環(huán)氣壓縮機(jī)管道振動原因分析及消振措施[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2001(3)：20-22.

(本文文獻(xiàn)格式：馬志鵬，任金平，夏 莉,等.振動對往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系動力特性影響分析[J].山東化工，2017，46(12)：144-146,150.)

Analysis the Influence of Vibration on the DynamicCharacteristics of Reciprocating Compressor Outlet Pipeline

MaZhipeng1,RenJingping2,XiaLi1,YuChunliu2

(1. Guangdong Special Equipment Inspection and Research Institute,Foshan 528000, China;2. College of Chemistry and Chemical Engineering, Longdong University, Qingyang 74500，China)

The vibration of the outlet piping of reciprocating compressor can cause a serious safety accident, which affects the normal operation of the compressor and other equipment, and causes huge economic losses to the enterprise. Reciprocating compressor and piping vibration can be transferred to the outlet pipeline, causing vibration of the outlet piping;therefore, giving analysis of cause for reciprocating compressor and pipeline. And on this base, usage ANSYS for modal analysis on a chemical plant reciprocating compressor outlet pipeline. The analysis results show that: the displacement deformation of the whole outlet pipe system centered on the maximum displacement and gradually reduced to the three terminal. Low modal order, the maximum displacement deformation occurs in the vicinity of the pipeline and outlet flange; otherwise, high modal order, the maximum displacement deformation gradually detached from the vicinity of the pipeline and outlet flange. And with the increase of the modal order, the maximum displacement is reached when the four mode vibration mode reaches the maximum, and it is proved that the natural frequency of the pipeline causes as the natural vibration of the pipeline is carried out. At this point, the natural frequency is similar or equal to the vibration frequency. The results have a great significance to the research on the vibration suppression of the outlet piping of reciprocating compressor.

reciprocating compressor; outlet pipeline; vibration; modal analysis

2017-04-27

馬志鵬(1987—)，碩士，助理工程師，主要從事低溫儲運(yùn)設(shè)備研究與檢驗(yàn)工作。

TH45

A

1008-021X(2017)12-0144-03