文摘
严重的振动在洗涤器观察系统连接到一个往复式压缩机在调试阶段。实地测量包括振动、压力脉动和模态进行了实验来确定振动的原因,这表明,过度的振动是由压力pulsation-induced机械共振。减振机械共振治疗避免通过洗涤器上安装支持然后通过共振分析验证提出了单向流体结构相互作用(FSI)分析。共振分析显示压力脉动的主要频率和旋转压缩机超出了共振频率区域,和FSI分析表明,振动水平的洗涤器系统的设计在容许极限条件。安装两个括号带夹在洗涤器实现的。治疗的有效性测量数据的比较验证了之前和之后洗涤器修改;峰值振幅发生的主要激励频率振动和脉动谱均大大修改后,保证长期稳定运行的洗涤器。
1。介绍
往复式压缩机被广泛用来提高天然气压力是必需的,因为他们的灵活性在天然气存储行业的产能和压力范围。自压缩缸的高压气体放电压缩机总是包含润滑油油,必须应用于洗涤器出口的压缩机的润滑油脂,确保气体质量在进入地下存储设施。气体压力脉动产生的活塞的往复动作可能会不可避免地传播到管道和设备在往复式压缩机;没有问题发生,除非他们符合一个特定的机械或声学系统的频率。压力脉动可以极大地放大和激发管道和/或设备,这可能会导致高振动。过度的振动会导致许多实际问题,如管道疲劳破坏、设备损坏、变形工具,电力消耗和能量损失。管道和设备携带高压和高速气体需要一个高水平的可靠性和稳定性。
管道和设备的振动与往复式压缩机是一个典型的流激振动。相关研究表明,引起的振动通常是动态平衡的结构差,可怜的运动学设计,机械共振,巨大的压力脉动。有关这类振动研究聚焦于三个不同的领域:振动理论和分析,振动诊断和识别技术,和振动控制方法。振动理论和分析主要包括建立振动模型,分析和数值解的振动模型1,2),为避免共振模态分析,振动分析和相关实验研究[3],固耦合(FSI)振动研究[4,5),振动系统的动态响应,声学和脉动分析使用声波理论,传递矩阵法和有限元方法(6,7]。许多振动分析技术是用来预测系统在设计阶段的振动水平,识别高振动的来源在操作阶段,主要侧重于现场测量方法,测试仪器、信号处理、频谱分析(8,9]。振动控制方法,旨在提出一个适当的设计和/或修改,以减少机械振动和压力脉动降到最低。振动可以通过增加控制管尺寸,增加缓冲罐,做空管道长度,增加支持,安装孔,等等10- - - - - -13]。最近减振的研究主要集中在固有频率调整和压力脉动控制(14- - - - - -16]。
这些研究为诊断奠定基础,识别、分析、和缓解流激振动在往复式压缩机系统。本文致力于确定高振动的主要原因遇到洗涤器系统通过现场振动测量,脉动测量,和模态试验,提出了有效的减振处理通过共振分析和单向FSI振动分析。
2。振动诊断和原因分析
一个地下天然气存储站已经使用八往复式压缩机的额定功率4000千瓦,设计处理能力 纳米3/ d每增加天然气的压力。每个往复式压缩机配有洗涤器的大小 0.1 mm去除润滑油μ从天然气储气设施,以确保其质量和保护。往复式压缩机的调试期间,一个洗涤器系统(见图1)遇到的过度振动高达40 mm / s RMS,这被认为是危险的,应该控制不到18 mm / s值,确保洗涤器系统的安全性和可靠性17]。进行实地测量调查因素导致这样的问题,呈现在图2。测量参数包括振动、压力脉动和模态。测量传感器用于实地测量组成一个振动的加速度计测试,压力测试的压力变送器,和锤击模态测试产生影响,主要规格表1。
2.1。振动测量和分析
振动测量振动的原因进行调查。往复式压缩机的操作参数表中列出2。三个振动测量点V1、V2和V3是位于洗涤器进气管道、洗涤器的顶部,和洗涤器出口管道,分别;每个测点包含H(水平)、V(垂直),和一个方向(轴向),如图1。振动测量结果包括振动位移、速度和加速度测量的加速度计列在表中3。一般来说,速度法用于确定低频的振动水平稳态振动。表3显示的最大速度是观察到顶部的洗涤器,特别是在一个方向,和速度值测量测点V2在H和方向大于容许速度限制(18 mm / s),这表明洗涤器刚度方向是比在弱H和V方向。
振动频谱分析是用于确定振动信号的频率内容(18]。振动频率光谱测量在V1、V2、V3的方向显示在图中3。有问题的频率成分可以直接看到。频谱测量V1点在一个方向展品主要是两个16.56赫兹的主要频率成分和32.39赫兹,而有关往复式压缩机转动频率和第二次谐波计算方程(1)。这表明振动激励的主要来源在洗涤器入口管道压力脉动引起的间歇吸/放电往复式压缩机的流量。光谱测量在V2方向显示主要是两个5.9赫兹的主要频率成分和16.56赫兹;振动峰值为5.9赫兹贡献约70%的总振动。类似地,两个主导频率5.9赫兹和16.56赫兹的观察到V3的一个方向。众所周知,管道和设备连接到往复式压缩机振动不可避免地转动频率和谐波的压缩机。因此,问题5.9赫兹的频率观察顶部的洗涤器洗涤器结构通常是相关的和/或流激振动(fip)。 在哪里是压缩机转动频率(赫兹);是压缩机转速(rpm),点动活塞吗 或双动活塞 ;和谐波频率的顺序。
2.2。声和脉动分析
2.2.1。声学分析
压力脉动的流体被称为声,因为他们的速度穿过一个系统的气体。压力脉动通常太软导致任何问题;然而,他们可以在高振动强烈放大,结果由于声共振当一个特定的激励频率与声波频率匹配。进行声学分析,找出系统的声学频率使用传递矩阵法。在这种方法中,结构体系分为几个元素,如管道,体积,和电阻(19]。每个元素都有一个传递矩阵 。忽略阻尼的影响, 转移矩阵然后乘以制定所有的转移矩阵与压力脉动和流量脉动进口和出口之间的系统,该系统可以写成(20.]
下标“in”和“out”代表的条件在进口和出口处标系统,分别。提出了图1洗涤器系统主要由三个元素组成:进气管道、洗涤器本身,和出口管道。因此,洗涤器系统的数学模型可以被认为是一个“P-V-P”(pipe-volume-pipe)声学系统,如图4。入口管道的传输矩阵,洗涤器本身,和出口管道由方程(3),(4)和(5),分别。所以一个声学模型的矩阵方程洗涤器系统可以表示由方程(6)。 在哪里是角速度(rad / s),是管道的有效长度(米)是气的声音速度(米/秒),气体的密度(公斤/米3),管道内的横截面积(m2),是卷的体积元素(m3),下标1、2、3代表每个元素的数量。
声波的频率可以通过求解方程(6在考虑边界条件。管道连接到一个大体积可以被视为一个开放的,如果不是这样,一个封闭的结束。对于一个开口端,压力脉动的边界条件是零但流脉动不为零;封闭式,流量脉动是零但压力脉动不为零。脉动可以设置为1时,不为零,这将不会影响声波频率的结果。洗涤器系统的边界条件
声波的频率洗涤器系统不仅取决于其结构参数,而且洗涤器内的流体参数,如密度和良好的流体的速度。洗涤器系统的关键结构参数和物理特性的天然气洗涤器系统给出了表4和5,分别。使用这些数据,前四洗涤器系统的声学频率计算通过求解方程(8)和方程(9),表中列出的结果6。正如上面所讨论的,振动的主要激励频率是5.9赫兹和16.56赫兹(转动频率)和谐波,很明显,洗涤器系统的声学频率远离他们。它可以得出结论,洗涤器系统的声学频率没有兴奋的主要激励频率;没有洗涤器系统的声共振。
2.2.2。脉动分析
即使对于稳定流动条件下,压力脉动是一个重要的能源负责洗涤器振动。压力脉动频率有几个特点,通常导致低振幅振动,没有问题发生,除非这些脉动配合机械和/或声学系统的共振频率。脉动测量进行洗涤器使用的上游和下游压力变送器主要激励频率成分。两个压力脉动测量点P1和P2图所示1。压力脉动的频率成分和规模进行分析来确定它的特征及其潜在影响的结果在图表示5。可以看出,由此产生的压力脉动是一个低频脉动;脉动点P1主要包含几个16.56赫兹的转动频率的谐波;然而,脉冲点在5.9赫兹P2是最强的;谐波的峰值16.56赫兹的存在。作为主要观察5.9赫兹的频率洗涤器的下游,但没有观察到上游的洗涤器,它可以得出结论,主要激励频率发生在5.9赫兹。
2.3。模态分析
在影响点进行了模态实验①(见图1)获得延长(机械固有频率)洗涤器系统。从图6,两个基本5.94赫兹的频率和7.8赫兹在三个方向;方向的峰值振幅大于相比其他两个方向,这表明,洗涤器更可能在一个方向上振动。
同时,振动之间的关系,压力脉动,延长洗涤器系统可以比较揭示潜在的振动的原因。根据光谱叠加图所示7在5.9赫兹,压力脉动的主要频率非常接近的第一延长5.94赫兹的洗涤器系统;最高的振动发生在5.9赫兹,所以可以得出结论:过度振动的主要原因是压力pulsation-induced机械共振。
3所示。减振处理和分析
3.1。减振处理
受迫振动的运动方程结构系统是由方程(10)。在实践中,它是有用的添加质量,增加阻尼,增加刚度,降低激振力最小化一个结构系统的振动响应。 在哪里质量矩阵,阻尼矩阵,刚度矩阵,是激动人心的力矢量,是振动位移向量。
最高的振动水平在5.9赫兹是由于共振,因此有必要将延长洗涤器系统的优势频率对振动脉动的对策。避免共振解决方案需要消除这样的振动问题,如调整延长通过添加支持和操作条件将脉动频率的变化。随着洗涤器必须有一个广泛的操作条件以满足往复式压缩机的要求,改变的延长洗涤器系统是更有效的比改变操作条件控制振动。正如上面所讨论的,洗涤器系统低频振动的振动;系统的振动响应可以说是刚度为主。一个实际的方法改变的延长洗涤器系统可以安装一个新的支持提高系统刚度。在这项研究中,两个括号带夹安装在中间的洗涤器提高延长共振区域之外的问题,显示在图8。
3.2。共振分析
减振的有效性治疗前要分析的实现。有限元法(FEM)也有助于确定一个结构系统的模态参数。原始洗涤器系统的仿真模型模拟的施工图纸和物理测量被用来计算延长和模式形状,它由模态实验结果验证部分中讨论2。3。洗涤器系统的材料是钢的密度 公斤/米3,杨氏模量 GPa和泊松比 。洗涤器的进口和出口管道由几个支持克制,呈现在图1;每一个支持都可以简化为三个刚度值的春天 , ,和 ,如图9。这些刚度值位置S1、S2和S3(见图1)可以通过使用软件Ansys有限元法,计算结果如表所示7(21]。
(一)
(b)
使用这些边界条件在表7,第一个机械固有频率的原始洗涤器系统是6.21赫兹。有一个相对较低(4%)分歧与模态试验的结果。在工程应用这样一个微小的分歧是可以接受的,所以原始洗涤器系统的仿真模型进行验证,然后被用来优化设计的两个括号。一些因素导致的分歧可能是理想化和洗涤器的简化结构,很难获得支持因为支持不足的实际刚度,对混凝土桥墩在土壤表面的不确定性影响,等等。
洗涤器系统的修改模型建模的基础上减振处理如图8,延长极大地依赖于两个括号的刚度。括号可以被定义为一个春与不同的轴向和径向刚度。自从两个括号和带环夹连接在一起的几个螺栓连接,轴向刚度撑的更大的影响比其径向刚度修改模型的延长。从图10,第一次修改模型的延长增加而增加支撑的轴向刚度,增加很大 N /毫米 N /毫米。控制振动问题,修改后的模型的预测延长应设计成分离的主要激励频率5.9 Hz至少20%,这意味着支撑的轴向刚度应该至少 N /毫米,以确保修改后的模型有一个机械固有频率高于7.08赫兹。
为了避免机械共振和声学共振的延长和声学频率修改洗涤器系统应该有一个分离的20%显著的激励频率,如占主导地位的脉动频率和1 x(第一个)往复式压缩机的旋转频率。在这项研究中,前四个延长修改模型得到的有限元方法与假设支撑的轴向刚度 N /毫米。共振分析显示延长之间的关系,声波频率,占主导地位的脉动频率和旋转频率的修正模型。显示在图11,蓝色的盒子现在前四机械共振区域,和红色的盒子前四声共振区域;占主导地位的脉动频率、1 x转动频率和3 x转动频率超出了共振区域;2 x转动频率是在第三和四阶声共振区域,但不是核心地区。一阶声频兴奋的主要激励频率通常比其他人更具有破坏性的在工程应用中,可以看出,机械共振和声学共振都避免减振处理。
3.3。固耦合振动分析
洗涤器系统的振动是一个复杂的固耦合(FSI)问题,结构上的流体载荷施加压力,而这些压力负荷诱导结构改变流体本身的变形和振动。此类问题通常需要数值模拟,很难得到解析解。从表3洗涤器系统的最大振动位移是215.8微米;可以看出这种位移并不足以产生重大影响流体流动,所以FSI单向耦合分析可以适用于振动模拟洗涤器系统。单向FSI分析过程见图12,这表明压力计算了CFD(计算流体动力学)计算流固界面转移到力学模型和应用在结构计算负载。
评估修改后的洗涤器系统的振动水平的设计条件、单向FSI分析。修改后的洗涤器的CFD模型系统建立了CFD计算。数值网格CFD模型的构造和结构网格元素的组合,绘制在图13。由于CFD计算的结果是非常敏感的网格质量,这个数值网格独立测试,表明获得不到0.1%的偏差与压降的关系。
的设计条件洗涤器的处理能力 纳米3/ d,出口压力30 MPa,转动频率16.667赫兹(1000 rpm)。根据API 618标准,最大允许压力脉动是0.5%,和气体的静压是30 MPa,所以动态压力计算是0.15 MPa (22]。因此,压力最终可以被描述为洗涤器出口管道 (MPa);CFD计算的边界条件是列在表中8。摘要瞬态进行了CFD计算使用软件流畅,可实现的模型采用时间步长是0.0001秒,总时间是0.06秒。流固界面压力分布的CFD模型在0.04 s是呈现在图14。
根据单向FSI分析过程图12,这些压力负荷转移到修改后的洗涤器系统的力学模型,然后,振动响应模拟在使用软件Ansys结构计算。图15显示修改后的洗涤器系统的振动速度;观察到的最大速度为9.63 mm / s的顶部洗涤器低于18 mm / s,这说明振动水平降低到容许极限操作时其设计条件。
4所示。实施和评估的对策
共振分析和固耦合振动分析表明提出的减振处理是有效减轻振动的问题。安装两个括号带夹在洗涤器的基础上实现上述分析,显示在图16。洗涤器系统的修改后,振动和压力测量进行了在同一点。往复式压缩机的操作参数在测量后修改表中列出9,非常相似(见表2之前)。振动速度测量的比较点V1, V2和V3之前和之后修改绘制在图17;可以看出,所有的振动速度值在相当大的程度上减少;特别是最大振动速度点V2在一个方向上从25.76 mm / s下降了67.31%到8.42毫米/秒。修改后的速度谱点V2,如图18概述,主要振动频率是16.56赫兹的压缩机转动频率,但振动振幅发生在5.92赫兹很小。通过比较压力谱点P2修改之前和之后呈现在图19,占主导地位的频率是16.56赫兹,压力脉动发生5.9赫兹从0.122 MPa下降84.4%,峰间,0.019 MPa,峰间。
5。结果与讨论
振动的潜在原因可以揭示了振动和脉动测量,声学分析和模态分析。振动测量和分析有利于诊断和振动特性。脉动测量是一个很好的理解压力脉动的特点减少脉动控制流激振动。声学分析是用来确定系统避免声波的声波频率共振。用实验模态分析和/或有限元方法用于获得模态参数,以避免机械共振。本文观察洗涤器系统的最高振动机械谐振频率附近的5.94赫兹,紧随其后的是16.56赫兹;洗涤器的压力脉动产生的励磁电源有几个明显的峰值在0 - 70赫兹的范围,这显然包含5.9赫兹和16.56赫兹,所以过度振动问题导致压力pulsation-induced机械共振。
有效的振动缓解措施需要开发基于现场测量数据和结构动力学模型优化可行的解决方案。流激振动可以通过避免机械共振,主要控制声共振和高压力脉动的结构系统。为避免共振分析是必不可少的机械共振和声学共振系统。FSI分析使用有限元法可以确定结构的振动级系统。然而,结果的准确性很大程度上取决于的理想化和简化系统,数值网格质量,边界条件,等。在这项研究中,提出了一种减振处理,安装两个括号带夹在中间的洗涤器,以增加其延长;原始洗涤器系统仿真模型的开发和验证与模态实验相比,机械共振,共振分析显示和声学共振时可以避免支撑轴向刚度大于 N /毫米,FSI振动分析显示修改后的洗涤器系统的振动水平在其设计条件是可接受的限制。
两个括号和带环夹安装在洗涤器对振动的对策。证实了减振的有效性治疗与现场实测数据进行比较之前和之后的修改。修改后的洗涤器的延长增加,远离压力脉动的主要激励频率,所以机械共振是可以避免的。振动和脉动值修改后大大减少。得出结论,这一修改在洗涤器系统中,振动问题是完全消除,洗涤器的设计条件能够安全操作。
6。结论
流激振动在往复式压缩机系统只能最小化通过适当的设计和配置的结构。弹性振动系统有两种:机械结构系统和音响系统;每个系统都有自然或共振频率。可以引起严重的振动机械和/或声共振由于巧合与特定机械固有频率和/或声波的频率。实地测量包括振动、压力脉动和模态实验结合频谱分析是有用的诊断振动问题。开发一个实用和有效的振动控制措施应该需要现场测量数据,共振分析,并使用有限元法FSI振动分析。
数据可用性
使用的数据来支持本研究的发现可以从相应的作者。
的利益冲突
作者宣称没有利益冲突有关的出版。
确认
这项研究是由重点实验室的开放课题研究基地的流体和西华大学的动力机械,教育部(szjj2017 - 081);西华大学的关键科学研究基金(Z17118);自然科学基金的四川省教育部门(18 zb0574)。