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活塞式壓縮機管道系統振動分析及改進

時間:2017-10-20 9:55:00 來源:本網 添加人:admin

  封油對氣壓差。

  檢查下述溫度:油箱油溫、供油溫、軸承油溫、脫氣缸油溫、回流油溫、各段入口溫度。

  檢查下述液位:油箱油位、密封油收集缸油位、分離器油位、高位油箱油位。

  密封系統控制參數:見表1. 5系統停車本著先減負荷后停車的原則,將液位調節閥緩慢地關閉。

  采取防喘振措施,將防喘振閥手動全開。

  關閉各分離器液位調節閥、截止閥。

  關閉主電動電源,主機停機。

  關閉各段入口閥。

  關閉主閥。

  陶常青407061河南濮陽市柳屯中原油田天然氣產銷總廠三分廠活塞式壓縮機管道系統振動分析及改進遼陽石油化工高等專科學校張瑞琳空分氧氣機機組管道改進情況。

  活塞式壓縮機在石油、化工、冶金、紡織、動力等部門中應用非常廣泛,其結構復雜,零部件較多,發生的故障也是多種多樣的。活塞式壓縮機的氣流壓力脈動引起的管道振動的故障也是很常見的,本文結合空分氧氣機機組對此進行分析。

  1空分氧氣機機組運行情況遼化聚脂廠空分氧氣機機組C103A/B采用的是國產4M8― 52/32四列四級雙作用對稱式活塞壓縮機。壓縮機主要性能參數如下:流量:3200m3/h介質:氧氣壓縮機正常工作時各級壓力、溫度見表1.表1壓縮機各級壓力和溫度部位1級U級1吸入壓力(MPa)排氣壓力(MPa)吸入溫度T.(C)排氣溫度T(表2管道振動監測數據(mm)部位1級U級m級V級吸氣端排氣端兩臺氧壓機自投入運行以來,雖然各項性能參數基本達到設計要求,但壓縮機各級間管道振動嚴重,并伴有很大的噪聲,多次造成級間管道支撐松動,隨時隨地存在管道疲勞破裂、氧氣外泄的可能,對操作人員的人身安全構成直接威脅。振動監測結果見表2. 2造成壓縮機機組管道振動的原因由于振動機理不同,活塞式壓縮機管道振動主要有以下幾個方面的原因:壓縮機的管道系統根據配管情況、支撐類型、支撐位置及邊界情況不同,有自身的固有頻率。外界任何一種激振力如壓縮機往復運動時的不平衡慣性力、氣流脈動沖擊力、轉軸對中不良時的機械脈動力等,都能引起管道的機械振動。如果這些激振力的主頻率與管道的固有頻率一致,會激起很強的機械共振。

  2氣柱共振活塞式壓縮機在運行過程中,由于吸氣、排氣是交替和間斷性的,另外活塞運動的速度又是隨時間變化的,這種現象就會引起壓力脈動。當壓縮機的激發頻率fx進入氣柱固有頻率/的區域時,就會使管道的氣柱處于共振狀態11,氣流脈動非常嚴重,引起管道甚至壓縮機和基礎的強烈振動。

  激發頻率和氣柱固有頻率分別按下式計算:m曲軸每轉一周,向管道吸氣或排氣的次數,單作用壓縮機m=1,雙作用壓縮機m=2 K氣體絕熱指數R氣體常數T氣體絕熱溫度L管道長度只有使系統管道的長度L在下列范圍之外,才能避開氣柱共振區:3氣流壓力脈沖在管件處沖擊振動活塞式壓縮機的氣流壓力脈動除了可能引起氣柱共振之外,管道中的壓力和速度波動在管道的轉彎處、截面變化處和各種閥件、盲板處還可能產生沖擊作用,引起管道振動和噪聲。

  直角彎頭部位作用力的分析如下:所示的一段等截面管彎頭,如果管內氣流是脈動的,壓力脈動的不均度為§平均壓力為P0,則壓力脈動幅值為AP:3管道振動的處理方法基于對活塞式壓縮機管道系統振動機理的分析,針對聚脂廠空分裝置氧壓機C103A/B管道系統振動的原因作如下分析:1機械共振為了驗證機組管道振動是否是由機械共振引起的,采用對管道系統加新支撐、加固原支撐的方法,從而改變了管道的自振頻率。通過上述處理,管道振動未見好轉,因而排除了機械共振引起振動的可能性。

  計算各段管道的氣柱共振管長,判斷管道系統是否形成氣柱共振。以下僅計算二級缸出入口管道的氣柱共振管長,其它各級計算方法相同,結果見表3.氣流對彎頭的沖擊力幅值為:現場測量各段管道的長度見表3結果表明各管道長度均不在一階氣柱共振管長的范圍內,故排除了管道系統的振動是由于管道的長度設計不合理造成的可能性。

  表3各級管道實測長夭度和氣柱共振管長項目1級u級1 W級入口管道長度出口管道長度入口一階共振管長Li出口一階共振管長L0 3.3管道彎頭曲率半徑的改變通過分析可知,活塞式壓縮機的吸氣、排氣形成的氣柱脈動會對管道系統在彎頭處造成沖擊力。在壓縮機確定后,如果不改變系統的管道直徑,那么影響沖擊力AR的參數只有管道轉角氏轉角卩越小,管道越平緩,管道所受沖擊力越小。

  C103A/B氧壓機系統中,各管道均為等徑,且管兩端連接尺寸均己確定,因此,在不改變管道布置的前提下,只有大轉彎處的曲率半徑。

  如所示,管道1和管道2同樣轉角90由式(5)可知,兩個彎頭所受的沖擊力次是相等的,由于管道2的曲率半徑R2大于管道1的曲率半徑,所以,管道2在單位長度上所承受的沖擊載荷要小于管道1,即兩個同樣轉角的彎頭單位長度所承受的沖擊載荷與兩個彎頭曲率半徑成反比。

  表4各級管道系統彎頭尺寸項目1級u級1 W級原彎頭半徑改造后彎頭半徑管道直徑DN 3.4改造后機組運行情況更換兩臺機組管道系統的16個彎頭后,機組開車一次成功,管道系統的振動噪聲明顯減小,檢測結果見表5,各段振動值均在標準范圍之內。

  經過連續6個月的檢測,C103A/B管道系統沒有發生嚴重的振動,運行平穩,徹底消除了隱患,為裝置安全運行提供了保障。

  表5改造后管道振力數據(mm)部位級u級1吸氣端排氣端C103A/B原系統各管段上的彎頭曲率半徑均較小,見表4這必將導致很大的沖擊載荷作用于彎頭處,引起管道系統的嚴重振動。為此,采用較大曲率半徑的彎頭代替原有彎頭。通過現場測量壓縮機各級缸與級間冷卻器的相對位置,在不改變原有設備布置的前提下,計算出彎頭合理的大曲率半徑,見表4.通過對遼化聚脂廠空分氧壓機管道系統振動故障的分析處理,提出在不改變設備布置的前提下,加大管道彎頭處的曲率半徑,可明顯減少氣流對管壁的沖擊作用,在活塞式壓縮機管道消振方面有明顯效果。這種經濟、簡便的方法,同樣適用于一些大型離心壓縮機和高壓泵管道的振動的消除,具有一定的實用價值和價值。

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