管道振动毕业设计修定.docx
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管道振动毕业设计修定
本科毕业设计论文
题目压缩机工艺管线结构固有特性分析计算
系别机械工程系
专业热能与动力工程
班级热动101学号10040262
学生姓名谢强
指导老师张克猛
2014年6月
压缩机工艺管线结构固有特性分析计算
摘要
管道设计一般都要考虑振动对管道的影响，而振动的产生一般是由于设备自身振动的传递以及由流体脉动、流体瞬间冲击作用而引起的。
管道承受变形的能力具有一定的范围，若振幅在许用范围之内，一般没有大的影响，但过度的幅振动就会造成很大危害，输送介质的管道有自己的固有频率，当压缩机气流脉动频率与管道固有频率一致时，就会发生共振，引起一系列问题。
例如:
设备发生有害变形而不能正常运转，过大的噪音严重影响人身健康，管道的使用寿命降低，管道与管道之间或管道和附件之间的连接发生松动和破裂主体泄漏甚至造成爆炸。
因此对管道进行振动分析是十分必要的。
利用SAPP软件对管道的固有频率进行计算测量，算出管道固有频率，检测管道固有频率是否接近压缩机的振动频率，以防发生机械共振，超出机械安全运行振动范围，发生破坏或事故。
根据测得数据，检索出不安全的管道段，通过改变支撑刚度，来改变管道系统危险部分的固有频率。
关键字：
管道振动;固有频率;控制振动
ABSTRACT
Pipeline design musttakeintoaccountthe effectofvibrationon thevibrationofpipeline, and isusuallydueto transfer theequipmentitself by fluid
pulsation,vibration and shock causedbythe fluid. Theability
to withstand deformationofthe pipeline hasacertainrange, ifthe amplitude inthe allowablerange, generallydonothavea bigimpact, butthe amplitudevibration willbe excessive causegreatharm, pipelinetransportation medium has itsowninherentfrequency, whenthecompressor airflow pulsationfrequencyand pipeline naturalfrequencyconsistent, resonanceoccurs, causedaseriesof theproblem. Forexample:
equipment harmful deformation and cannotoperatenormally, excessivenoiseseriouslyaffected thehealthofhumanbody, reduce theservicelifeofthepipeline, betweenthepipeandthe pipeor pipeand accessory connectionlooseness andrupture body leakageandeven causeanexplosion. Sothepipeline vibrationanalysis is verynecessary
UsingSAPPsoftwaretocalculatethenaturalfrequencyofpipelinemeasurement,calculatesthenaturalfrequencyofpipeline,vibrationfrequencydetectionpipelinenaturalfrequencyisclosetothecompressor,topreventtheoccurrenceofmechanicalresonance,beyondtherangeofthesafeoperationofmachineryvibration,failureoraccident.Accordingtothemeasureddata,retrievethepipelinesegmentnotsafe,bychangingthesupportingstiffness,tochangethenaturalfrequencyofthepipesystemfordangeroussection.
Keywords:
pipevibration;naturalfrequency;vibrationcontrol
第一章绪论
1.1研究背景
压缩机是用以提高各种气体压力的一种通用机械，是机械工业中量大面广的产品之一。
在国民经济许多部门中得到十分广泛的应用，几乎遍及工业、农业、交通运输、医生、国防、科研乃至全入民生活的许多领域，尤其在化工、合成、煤炭、石油、建筑施工、海洋工程等方面，更是必不可少的动力设备。
压缩机、泵、风机和电动机等四类产品的设计制造水平，以及它们的远行经济性和可靠性，己被认为是衡量一个国家机械工业发展状况和水平的标志之一。
容积式压缩机的种类很多，适用的范围各不相同。
据我国机械工业部的统计，社会对各类容积式压缩机的需求最（按吨位均为:
活塞式压缩机86%，螺杆式7.5%,滑片式3.5%,隔膜式及其它型式为3%。
由此可以看出，活塞式压缩机的需求量最多，在经济建设中的重要性不言而喻。
活塞式压缩机是通过曲柄连杆机构，把驱动机的旋转运动转化为活塞的往复运动而对气体做功，提高气体的压力，属于往复式运动机械。
这类机械带来两个特点:
一是运行过程将产生往复惯性力，通过机构传给基础;二是具有明显脉动性质的气体压力，产生交变的活塞力作用在压缩机机构上，从而引起压缩机机组和管道振动。
双作用压缩机每个汽缸在曲柄一转中有两个压缩行程的压缩机，即活塞两面都是工作面的压缩机。
压缩机气缸两端都有吸排、阀，运行到一侧止点的活塞往回运行时，在对一侧气体进行压缩排气的同时，另一侧的余隙压缩气体则膨胀，在气体膨胀到压力低于进气压力时，又进行吸气，活塞在气缸内循环运行一次，能完成两次膨胀、吸气、压缩和排气过程。
这样的压缩机叫双作用压缩机。
压缩机气流脉动的振动会引起管道的振动，强烈的管道振动给生产带来了严重的危害:
使得管道结构、管路附件产生疲劳破坏，特别是管道的连接部位和管道与附件的连接部位等处发生松动和破裂:
使得压缩机的工况变坏，阀片过早损坏:
使得管道上的或附近的计测仪表失真或者毁坏;使得噪声增大，影响了工作人员的身心健康等等。
所造成的损失轻则引起泄漏，重则由破裂而引起爆炸、燃烧，造成严重事故。
在美国，因管道的振动而造成的损失，每年就达到1个亿美元，并且在I00起毁坏事件中，由管道振动而引起的，就占了1.9%,占了第二位，机械故障为第一位。
在国内，由于管道振动而造成的泄漏和爆炸事故也迭有发生。
某厂压缩机管道由于振动疲劳，在使用中突然断裂，大量气体泄漏入室内，冲破照明灯，引起空间爆炸，造成严重损失:
某化学公司有机合成厂因放空管振裂，泄出乙烯气，立即引起大火，烧化和烧坏垮塌厂房屋顶，损坏设备和管道，酿成重大事故。
1.2研究意义
随着工业的发展和安全生产的需要，压缩机在广泛应用于石油化工、化学化工、动力水能等工业领域的同时，其管道的振动问题也越来越引起人们的重视。
国内压缩机生产厂家在压缩机管道振动问题上一直未得到很好的解决.由振动引起的管道振裂、限时运转、气体泄漏等事故时有发生。
特别是对于化工及石油等工矿企业，生产机器能安全有效的运转就是最大的经济性。
压缩机管道振动带来的危害，就是对经济性最大的威胁。
因此，研究压缩机管道的振动问题并有效的控制振动、消除振动是一个具有重要现实意义的课题，具有明显的经济效益和社会效益。
1.3理论研究现状
压缩机管道振动研究，在二十世纪五十年代就已开始。
但是长期以来，人们只能对简单管道的固有频率做出计算。
复杂管道系统的结构动力特性，自一九五四年开始，应用计算机来求解。
但因当时计算机速度慢，存储量小，对太复杂的管系还是不能进行计算。
一九五六年后，出版了大量矩阵代数的著作，同时计算机的速度和存储量迅速增大，这就有可能对任何复杂的管道系统进行有效的分析计算。
到一九七五年，国外有人首先采用有限元法把框架结构固有频率值解析法应用于管道系统，计算其固有频率及振型，并进一步应用所得结果进行相应计算。
国外在这方面的工作已经做的不少，并对生产起了重要的指导作用。
国内西安交通大学最早从1972年开始该课题的研究，陆续研制了包括复杂管道系统气柱固有频率、气流压力脉动、机械固有频率以及管道系统机械振动分析计算的整套大型通用程序，1984年出版了国内截至目前唯一的《活塞式压缩机气流脉动与管道振动》专著，1985年获得了国家级的科技进步二等奖。
并结合工程实际，先后解决了大批大中企业的压缩机管道振动课题。
1.4.工程应用现状
针对工程实际中出现的问题，管道振动的工程应用研究主要是寻求最实用有效的管道减振方法。
在气流脉动的发源处即靠近压缩机气缸处设置缓冲器，是最方便且有效的管道振动控制措施。
缓冲器能使其后管道内的气流脉动变得缓和，降低排气或吸气冲击造成得损失，以及降低管道内的阻力损失。
在1952年，国外就有学者对单容积缓冲器和滤波器型缓冲器的安放位置进行了研究，得出在这两种容积相等条件下，使用滤波型缓冲器，在器前管路内的压力脉冲要高出使用单个容积缓冲器前的1倍，而在后的管路内的压力脉动却大约是单个容积缓冲器后管路内压力脉动的一半。
国内西安交通大学的孙嗣莹等也对缓冲器的安放位置进行了研究[17]，得出缓冲器愈靠近气缸，消振效果就愈明显。
1979年，竟锡淇、陈守五等对孔板消减气流脉动的机理进行了研究，当缓冲器没有紧靠气缸，缓冲效果不理想时，特别是气缸与缓冲器间连接管为共振管长时，在缓冲器法兰处安装恰当尺寸的孔板，可以增强缓冲效果。
孔板内径边缘处必须保留锐利棱角，不得倒角，否则会降低消振效果，而且孔板材料应与管道材料相同。
国外还有学者对气流脉动衰减器、多孔声学滤波器、孔管子的衰减器等振动控制设施进行了研究，其减振效果如应用得当，比缓冲器效果更佳。
但由于这些设施结构较复杂，制造成本高，在目前的实际中应用尚少。
参考实际运行中的各压缩机，其管道的大致布局及加弹性支承的个数是受到限制的，所以要加强管道系统的刚度只能改变各支承刚度的大小。
因此，在管道系统的设计过程中，优化设计管道系统的支承刚度对管道结构的振动非常关键。
在1989年，国外学者NSCIta等就对管道结构支承的优化进行了研究.国内西安交通大学的陈玲莉、王瑞等以实际工程应用为主要出发点，提出了压缩机管道系统结构支承刚度的动力优化数学模型，并且推导了在周期激振力作用下稳态响应幅值随设计变量变化的灵敏度分析公式:
对压缩机管道结的优化设计具有重要的指导意义。
1.5本文的主要工作
本文结合某气田的往复式压缩机工艺管道系统，分以下几个方面进行研究和分析计算：
<1>分别建立了各级进、排气管线的分析、计算力学模型；
<2>利用相关的“压缩机管道系统固有特性分析”科研软件，进行了模拟分析计算；
<3>根据分析计算结果，判断出该设计管道系统的动力特性，提出了排除管道系统避开共振运行的改进方案。
第二章管道结构的动力特性分析
管道系统是一个弹性的连续结构系统，它在管内脉动流体的激发下，产生相应的机械振动。
设计管道时，除计算管道内流体的气柱固有频率和压力脉动外，还必须对管道系统的结构固有频率和机械振动进行分析和计算，只有这样，才能准确预计压缩机在工作时管系的振动情况，判明管道工作时的安全可靠程度。
物体的振动是指物体在稳定平衡位置附近所作的往复性运动。
系统由初始干扰所引起，而后仅在恢复力作用下的振动，称为自由振动。
而管道系统的振动并不是自由振动，它是由于作用在管道系统上的周期性激振力所引起的受迫振动。
这种激振力有两个来源，一是管道内的脉动压力，另一是压缩机运动机构的不平衡质量引起的惯性力。
其中管道内的脉动压力是激振力的主要来源。
系统作同步自由振动时的频率称为系统的固有频率。
系统固有频率的大小只
与该系统的质量和刚度有关。
N个自由振动系统有N个固有频率。
当作用在系统上的干扰力频率（或称激发频率）等于或接近系统的固有频率时，振动系统的振幅会急剧增大，这种现象称为机械共振。
管道系统设计的目的，不仅要避免气柱共振，而且要避免机械共振。
2.1管道振动的原因
根据作用力自身的特点，管道的振动大致是由以下三种原因引起的:
（1）机体振动引起管道振动。
由于振动具有传递性，机体振动将引起管道振动，机体振动越强烈管道振动越强烈。
（2）流体脉动引起管道振动。
由于往复式压缩机的工作特点是吸排流体呈间歇性和周期性，至使激起管内流体呈脉动状态（以下简称脉动）.脉动的流体沿管道输送时，遇到弯头、异径管、控制阀、盲板等元件，由于瞬间压力、速度、密度的变化，将产生随时间变化的激振力（不平衡力），受该力作用，管道结构及附件便产生一定的机械振动响应。
（3）管道的共振。
输送介质的管道系统具有一系列固有频率，当往复式压缩机激发频率与某阶固有频率相等时，系统即产生对应于该阶频率的共振。
共振对管道的振动影响很大，一般采用核算频率的方法来避开频率重叠发生的可能，处理办法通常就是调节支架间距。
2.2调整管系结构的固有频率以避免发生机械共振
在整个管系脉动值都控制在安全所允许的范围内之后，计算、调整管系的机械固有频率，以避开与活塞激发频率对应的共振区就至关重要，否则即使减小脉动的有效措施采取，也达不到减振目的，还会引起共振。
第三章复杂管系结构固有频率计算SAPP
3.1概述
3.1.1基本功能和运行方式
SAPP用于计算复杂管系的固有频率计算。
装机后，SAPP存放在＼PAP＼OVR目录下。
数据输人方式，指令为：
SAPP／0输入数据文件名[结果数据存放目录名]
SAPP运行完毕后所有数据存放在＼PAP＼FOR2＼DATA下，如果指定了结果数据的存放目录，则SAPP会自动将DATA下有关的文件拷到用户指定的目录下。
3.1.2单位约定
为了方便于工程习惯，这部分数据的单位如下：
长度单位采用mm，质量单位采用Kg。
3.1.3数据格式
文件的数据格式可用下图（3-1）表示：
*以下一行为注释卡（注意该卡不得以*号打头）
结构振动算例一
*以下为控制卡
（1）
11510100
*以下为控制卡
（2）
105.50
*以下{}对为计算固有频率所需的数据。
{．
．．．．．．．．．
}
文件中可在任何位置插人空行和注释行，注释行的标志符是，该行首列字符
为*，注释卡不得以*开头。
每行长度不得超过132列字符，程序忽略133列以后的数据。
结点号可以是数字也可以是字符串。
只需在汇流（如三通等）、有附加质量或刚度处标出。
可不管其大小和顺序。
约定：
【】中的参数为选择项，必选一项。
如【x|Y|z】意为必选x、Y、z中的一个。
〖〗表示任选项，根据需要可有可无。
如遁〖DN〗表示转弯半径大小的输人方式，使半径输入能按绝对大小方式和按相对管径大小方式输人。
所有命令和操作数之间用空格空开，因而空格不能出现在标号（结点编号）内部。
将数据的输入划分为：
主控数据、结点和单元数据输人二个部分。
2.1主控数据
2.1.1注释卡（80个字符）
NAME：
注释字符
2.1.2控制卡
（1）
PAGE：
大页码（号）
ROOTS：
所求固有频率的阶数
LOADCASE：
载荷类型（取0）
BANDMIN：
保留（取0）
COORD：
初始坐标系类型（提供四种座标类型、见下图3-1）
代码（从左到右共4位）首位为坐标类型，按图示坐标系配置时二、三、四位均取为0值；如坐标轴X、Y、Z的指向与图示指向相反时，则将0改为1。
2.3控制卡
（2）
N：
激振力的阶数（最大不要超过32）
F0：
激振力基频（Hz）
3.3结点和单元数据
以下数据应放在第一对大括号{}内，第一组数应为启始点的绝对坐标。
3.3.1输入坐标格式
3.3.1.1起始坐标输人
命令字：
缺省
格式：
XYZ〖：
×××××〗
示例：
105.2100说明：
X，Y，Z为启始点的绝对坐标，本命令必需紧跟左大括号“{”后首先出现，且只能出现一次。
3.1.2沿各坐标轴向输入相对坐标
从参考点起，沿x或y或z走一个距离，确定一个新的点M01。
命令字：
【x|Y|z】
格式：
〖：
×××××〗
示例：
Y100：
M01
说明：
该点在离参考点沿Y轴100的位置上，编号为M01。
3.3.1.3单元划分疏密控制
命令字：
L
格式：
LDL
示例：
L1000
说明：
该指令指定单元划分的疏密程度（单元的长度），系统的缺省值为1000，通常可在管系变化较复杂、跨度较小、转弯前等区段指定较小的L，过此区段后再恢复到正常状态。
3.3.1.4一般标记结点号
命令字：
：
格式：
：
×××××
示例：
：
B0001
说明：
×××××为五个（可小于5个但不能是空格）有效字符，标号定义一个可寻的参考点，通常用在交叉点、附加质量和刚度处。
注意标号本身不一定取交点的节点号，可任意选取，这给数据输人提供很大的灵活性。
3.3.1.5改变当前参考点
命令字：
G
格式：
G×××××
示例：
GB0001
说明：
改变参考点到B0001点处。
3.3.1.6坐标表达式输入方式
对于坐标数据输入，程序支持表达式输入方式，可避免在坐标输入时过于频繁地使用计算器，减少错误发生，提高输入速度。
在坐标输入过程中遇见需计算之处（多只是加、减、乘、除）应尽可能以表达式方式输入。
本程序所处理的表达式为数字表达式，可由以下各项构成：
※数字
※运算符+，一，*，／，∧（幂）
※括号
※优先级为（）、∧、*、／、+、-
由于空格是作为数据和指令的分隔符，因而注意表达式内部不允许有空格出现，否则程序将分开进行处理并会导致难以预想的错误。
示例：
以下是一些合法的表达式
表达式结果
1000-80920
（100-20）*14／1293．3333
1O∧2100
3.2结点约束状况输入
命令字：
C
格式：
CIXIYIZITxITyITz
示例：
C111001
说明：
（IX，IY，IZ，ITx，ITy，ITz）表示结点六个自由度方向的约束码：
0自由度存在
1自由度被约束
省缺：
无约束。
约束状态跟结点输人坐标之后，缺省是无约束状态。
3.3两结点联接（用于闭环系统）
命令字：
J
格式：
JPNM〖N【x|Y|z|R】．．．．．．．．〗
示例：
JP110
3.4结点附加质量输入
命令字：
M
格式：
MNm
示例：
M10180．
说明：
N为结点编号
m质量（Kg）
3.5结点附加刚度输入
3.5.1局坐标轴和总体坐标轴方向一致时
命令：
K
格式：
KN0ST（6）
示例：
K1001000．1000．1000．0．0．0．
3.5.2复制已输结点的附加刚度
命令字：
KD
格式：
KDOS
示例：
KD101
说明：
O结点号
S原结点号
3.6给出当前点以后的管径和壁厚
命令：
D
格式：
Dd*h
示例：
D120*10
说明：
d管外直径
H壁厚
*分格符
3.7弯管单元的半径输人
命令字：
W
格式：
WR
示例：
W120
R为弯管曲率半径，即转弯半径（轴线）。
紧接W命令后除了可插入如下命令：
L更改单元划分密度
还必需输人两点P1和P2的坐标（如图所示）。
第一点（P1）为两切点切线的交点、第二点（P2）为另一条切线在管子上的任一点坐标（不能取在切点上、完全取在切点上有时是不可能的）。
本命令实际上是输入一圆弧和它的两切线段，它通知程序前方转弯，输人转弯半径、空间方位等。
应保证切线段的长度不能太小而导致单元划分失败。
3.8结束
图3-2
命令字：
}
第四章闪蒸汽压缩机管系固有频率计算
基本情况介绍：
压缩机为双作用，设计运行转速为1488rpm，按设计运行时系统的激发力基频为f=49.6Hz。
对应39.68~59.52Hz为共振区。
配置三台型号设置完全相同的压缩机。
一级排气管线由于三台压缩机管线上的管道线路设置与分布，以及阀门等配件完全相同，计算时，只需计算其中一条管线振动情况，就知道其他两路管线。
二级管线排气的三台压缩机管路分布设置相同，因此，只需计算其中一路的管线就可以。
图4-1
4.1闪蒸汽压缩机一级进气管线振幅计算
数据文件内容如下（表4-1）
*闪蒸汽压缩机一级进气管线振动前程序处理（文件名：
szq1io.wps）
325000
2549.6
{
000
C111111
L100
D89*8
Z0.5:
G30
C111111
Y300
C111111
GG30
Y-300
C111111
Z920
R0300-180
Y600
Y170:
F301
D313*12
L100
Z600
GF301
Z-580:
F302
Z-1020
C111111
GF302
D89*8
L100
X170
X170
z-930
Y560:
S301
X-150:
F303
Y200:
M301
Y280:
S302
Y400:
F304
GF303
Z440
Y440:
M302
Y440
Z-440:
F305
JPF305F304
GF304
Y230:
S303
Y180
D115*10
L100
Y230:
M303
Y1000:
S304
Y1700
R0500-500:
F03
L400
D159*12
X2740:
S01
X160
C111111
GF03
X-2270:
S02
X-4770:
S03
X-470:
F02
X-4400:
S04
X-3150:
F01
X-1850:
S05
X-4380:
S06
x-1500
Y500
X-1000
Z400
Y1400
Y470:
S07
Y1930:
S08
Y3650:
S09
Z6950
X900
Z-1400:
G31
C111111
Y300
C111111
GG31
Y-300
C111111
GF02
D115*10
L100
R0-500500
Y-1700
升级会员 