往復(fù)式壓縮機故障分析和管道振動-資料下載頁

　　

【正文】 B=0 ? 在 x=l為開口端。以 p=0代入式 (425)得 式中 A不能為零 ， 因此 ? 式中 i— 氣柱固有頻率的階次。當 i=1時，計算的頻率稱為基頻 。當 i=3時，計算頻率稱為第二階固有頻率，余類推。 a— 氣體聲速， 。 K— 氣體絕熱指數(shù) 。 R— 氣體常數(shù)， J/kgK T— 氣體絕對溫度， K。 l— 管道長度， m。 cos 0nAla? ?( 1 , 3 , 5 , . . . . . . )4n iafil??96 ②兩端封閉的管道 (如兩臺壓縮機并聯(lián) ,中間用管道連接 )。 ? 在 x=0處為閉端，以 u=0代人式 〔 426)得 B=0 ? 在處為閉端 .以 u=0代人式 ( 426)得 ? 因為 A不能為零，則氣柱固有頻率方程為 或 （ 428） 0s in 0nA laa????sin 0n la? ? ( 2 , 4 , 6 , . . . . . . . . . )4niafil??97 ③兩端均為開口的管道 (如兩個大容器之間用管道連接 )。 ? 管道在 x=0處為開口端，以 P=0代人式 (425)，得到 A=0 ? 在 x=l處也為開口端，以 P=0。代人式 (425)得 =0 ? 同理， .當 B 時，氣柱的固有頻率方程與式 (428)相同。 sin nBla?0?98 ? 復(fù)雜管道的氣柱固有頻率計算可借助計算機用轉(zhuǎn)移矩陣法求解。如圖 (a)所示的管道系統(tǒng)可將其簡化成圖 (b)所示一系列管道元件組成的管系。管系元件的組成如下 : I等截面管子元件， 12 , 34 , 56 , 78 , 910 , 1112 , 1314 , 1516。 ， V1(23)、 V2(89), V3(1213)。 ， 45 , 67 。 ， 1011 99 ? 管系又分為主線和支線。通常取氣流流動的主方向為主線，管系的支線通常是放空管道、旁通管道等。 ? 管系分解成各個元件以后，就需要確定管系的邊界條件，如活塞、關(guān)閉的閥門、急轉(zhuǎn)彎彎頭、盲板等這樣的端點邊界，被視為聲學閉端，邊界條件為 u=0。儲氣罐、大緩沖器、接通大氣等這樣的端點邊界，被視為聲學開端，邊界條件為 p=0 ? 各個計算元件前、后邊界的 p, u值是通過相應(yīng)元件的轉(zhuǎn)移矩陣來確定的。上一元件的后邊界即是下一元件的前邊界，這樣就可用下面的關(guān)系式把整個管系連接起來 : ? 當管道元件較多時，氣柱固有頻率方程只能寫成隱式格式，其解也只能借助計算機進行 2112pPMuu?? ? ? ??? ? ? ?? ? ? ?100 101 ? 管路中的氣柱是否會發(fā)生共振，還取決于氣流的 激發(fā)頻率 。壓縮機氣流的壓力脈動波形并不是一種簡諧波，而是包含了多種頻率成分的復(fù)合波形。可以通過諧波分析方法，把氣流脈動波形分解為數(shù)階諧彼，其中幅值最大的諧波稱為主諧波。主諧波的頻率稱為激發(fā)主頻率，可用下式計算 ? 式中 n— 壓縮機曲軸轉(zhuǎn)速， r/min . m— 曲軸每旋轉(zhuǎn)一周 ,向管道吸氣或排氣的次數(shù)，對于單作用 壓縮機， m=1。對于雙作用壓縮機， m=2 ()60x nf m H z??102 ? 氣柱共振 是指壓縮機的激發(fā)頻率落入氣柱固有頻率附近的一個區(qū)域內(nèi)，通常稱為共振區(qū)，這個共振區(qū)一般定為 ? 當激發(fā)頻率在氣柱固有頻率的共振區(qū)內(nèi)，就會使管道中的氣柱處于共振狀態(tài)，此時氣流壓力脈動非常嚴重，引起管道、壓縮機和基礎(chǔ)的強烈振動。氣柱共振狀態(tài)下的管道長度稱為共振管長，共振管長區(qū)為 ? 對一端封閉一端開口的管道，當 i=1時按計算得到的管長稱為第一階共振管長 。 i=3時計算得到的管長稱為第二階共振管長。處于二階共振管長的管道其振動程度雖然不像一階共振那樣劇烈，但是在設(shè)計配管時也要避開這個區(qū)域。 (0 . 8 ~ 1 . 2 ) (0 . 8 ~ 1 . 2 ) 4xn iaff l??(0 .8 ~ 1 .2 ) 4xialf?103 【 實例 42] ? 某汽車制造廠有一臺型號為 L860/70型空氣壓縮機，該機使用中發(fā)現(xiàn)當二級排氣壓力達到額定值 0. 7MPa時，一級排氣壓力超過額定值約 %，造成這種不正常的原因是一級進氣管發(fā)生氣柱共振。該廠技術(shù)人員利用共振管長的概念成功地解決了這個問題。 ①壓縮機參數(shù) : ? 轉(zhuǎn)速 n=428r/min ? 吸人溫度 t=20 ? 一級排氣額定壓力 P1=~0. 23MPa ? 二級排氣額定壓力 P2=0. 7MPa ? 一級進氣管實測長度 l=3. 468m ? 結(jié)構(gòu)型式 雙缸雙作用 104 ②計算共振管長 : ? 求聲速 ? 式中 K— 絕熱指數(shù)，空氣為 1. 4 。 R— 氣體常數(shù)，空氣為 287J/kgK。 T— 絕對溫度， T=273 +20=293K . 對于雙缸雙作用壓縮機的激發(fā)頻率為 一階共振管長為 = 一級進氣管實際管長為 l=，正是在一階共振管長范圍內(nèi)，因此是氣柱共振的結(jié)果，導(dǎo)致一級排氣壓力超過額定壓力 a KRT?1 . 4 2 8 7 2 9 3 3 4 3 /a m s? ? ? ?428 4 2 8 . 5 ( )60xf H z? ? ?(0 . 8 ~ 1 . 2 ) 4xialf?343(0 . 8 ~ 1 . 2 ) 2 . 4 0 ~ 3 . 6 1 ( )4 2 8 . 5 m???105 ③處理方法 : ? 一般對于避免管道氣柱共振的措施有兩種 。其一是取消進氣管，這樣一級排氣壓力可以恢復(fù)到正常的設(shè)計壓力 。其二是把進氣管加長。最后采取了第二種措施，把進氣管加長至 l=，從而恢復(fù)到正常壓力，管道振動現(xiàn)象也隨之減弱。 106 . 3氣流壓力脈動引起故障的原因 ? 活塞式壓縮機的氣流壓力脈動除了有可能會引起氣柱共振之外，管道中的壓力和速度波動，像波浪一樣，在管道的轉(zhuǎn)彎處、截面變化處和各種閥件，盲板處產(chǎn)生沖擊作用，引起管道振動和噪聲。此外，管道中壓力脈動的波峰和波谷又會影響到氣閥的不正常啟閉。使壓縮機排氣量發(fā)生變化，增加壓縮機的功率消耗和縮短閥片的工作壽命，下面分別對這幾種情況進行分析。 107 （ 1)壓力脈動引起管道振動的原因 ? 管道中的流體如果沒有壓力和速度波動，則流體對管道只有靜力作用而無動力作用，并不會引起管道振動口但如果存在壓力脈動，在管道中的流速和方向突變處，流體對管道的沖擊力將可能是很大的，今以常見的管道沖擊部位作力的分析。 ? 圖 4l8 （ a)為一段等截面管彎頭，如果管內(nèi)流體是穩(wěn)定流動的，則彎頭兩端的作用力均為 （ P0為管內(nèi)流體平均壓力 。 為管子內(nèi)徑 0F p A?200,4A d d??108 ? 此兩力的合力可由幾何關(guān)系求得 ? 如果管內(nèi)流體是脈動的，壓力脈動的不均勻度為，則壓力脈動幅值 ? 流體對彎頭發(fā)生沖擊作用，沖擊力的幅值 ? 管道在△ R沖擊力作用下將發(fā)生振動。 02 s in 2R p A??012pp??02 s i n s i n22R p A p A?????109 例題 ? 小化肥廠合成氣壓縮機第六級出口壓力為 P0=32MPa，管道內(nèi)徑 d0=60mm，假如管內(nèi)壓力脈動不均勻度 δ 為 4%，則可算得壓力脈動幅值 ? 假如氣流流經(jīng)的彎頭，則氣流對彎頭產(chǎn)生的激振力幅值為 ? 2560 N的力幅作用干管道彎頭部分，足以引起管道系統(tǒng)的振動。 011 0 . 0 4 3 2 0 . 6 422p p M P a?? ? ? ? ?062902 s i n 2 0 . 6 4 1 0 0 . 0 6 0 . 7 0 7 2 5 2 624R p A N?? ? ? ? ? ? ? ?110 ? b，異徑管圖（ b）為一截面收縮管，設(shè)粗管的通流面積為 A1，細管的通流面積 A2，流體在異徑管兩側(cè) 11和 22截面上，向右推力為 ，向左推力為 ，兩者合力 R即為流體對異徑管的作用力 ? 當存在氣流壓力脈動時，與彎頭情況類似，氣流對異徑管的激振力幅度為 01A?02A?0 1 0 2 0 1 2()R p A p A p A A? ? ? ?1 2 0 1 21( ) ( )2R p A A p A A?? ? ? ?111 ? 在上例中，如果取 d1=60mm, d2 = 40mm,則氣流對異徑管的激振力幅度 ? 1005N力幅也是一個不小的數(shù)值。假如 :繼續(xù)縮小，力幅將隨之增大，如果，那就是盲板了，可想而知，流體對盲板的沖擊力幅比異徑管和彎頭大得多了。一般閥件就是異徑管與彎頭的組合情況。 6 2 21 0 . 0 4 3 2 1 0 (0 . 0 6 0 . 0 4 ) 1 0 0 524RN ?? ? ? ? ? ? ?112 (2)壓力脈動引起排氣量、負載功率變化和壓縮機效率下降的原因 ? 壓縮機在吸氣過程中吸人氣缸中的氣體量取決于吸人行程終點的壓力。當吸氣管道中存在壓力脈動時，吸人行程終點壓力如果正好處于波峰狀態(tài)，則吸人行程終點壓力升高，吸人氣量增多，因而排氣量也增多 。如果終點壓力正好處于波谷狀態(tài)，則會使排氣量減少。 ? 對于排氣管內(nèi)的壓力脈動，在排氣終了時如果處于壓力的波峰狀態(tài)，則排氣閥關(guān)閉后，氣缸余隙內(nèi)的氣體由于壓力較高，膨脹終了時占據(jù)較大的氣缸容積，降低了容積系數(shù)，減少了吸氣量和排氣量 。如果排氣終了壓力處于波谷狀態(tài)，則情況與此相反，殘留在氣缸余隙中的氣量減少，膨脹結(jié)束后使吸氣閥提前開啟。但是吸人氣量的多少，要根據(jù)吸人行程終點壓力來決定的。 ? 113 ? 管道中氣體壓力脈動對壓縮機排氣量、負載功率和效率影響有可能出現(xiàn)下列幾種情況 : ? ① 負載功率正常，排氣量小于設(shè)計值 。 ? ② 排氣量正常，負載功率比正常情況大 。 ? ③ 排氣量和負載功率都比正常情況大 。 ? ④ 排氣量和負載功率都比正常情況小。 ? 上述四方面問題，都將使壓縮機功率損失增加，效率降低，這可以從壓縮機示功圖上來分析其原因。 114 115 壓力脈動引起的排氣和吸氣損失 116 (3)壓力脈動降低氣閥使用壽命的原因 ? 氣閥使用壽命的下降，除了閥片和彈簧材質(zhì)不良，安裝位置不正確、彈簧剛度和閥片升程高度不恰當之外，很重要的原因是氣閥處于不良的工作狀態(tài)。其中吸、排氣管道中的氣流壓力脈動會對閥片使用壽命帶來嚴重危害。 ? 實驗證明，壓縮機在規(guī)定工況下運轉(zhuǎn)時，氣缸、吸氣腔、排氣腔中的氣體壓力是在壓力表指示的名義壓力上下波動的，波動的幅度隨吸氣腔內(nèi)壓力的高低而變化。膨脹過程中吸氣腔內(nèi)產(chǎn)生第一個波峰，吸氣過程中又會產(chǎn)生第二個波峰。當活塞處于吸氣閥開啟位置時，如果正遇上吸氣腔內(nèi)脈動壓力的第一個波谷，則吸氣閥將延遲開啟 。等到活塞移動到內(nèi)止點時，第二個脈動壓力峰正好到達吸氣的終點位置，從而導(dǎo)致吸氣閥的延遲關(guān)切，此時氣缸內(nèi)壓力升高，氣量增多，這就是份曾壓 ” 現(xiàn)象口吸氣增帳雖然可使排氣量增加。但是吸氣閥卻是處在不良的工作條件下，因為很快增長的反向壓差作用在閥片上，使它以很大速度沖擊閥座。閥片落在閥座上的平均速度由正常狀態(tài)下的。 ~0. 5m/s提高到,這一沖擊速度將大大降低閥片的使用壽命。 117 ? 管道中的氣體壓力脈動還可能引起吸氣卿的反復(fù)開啟現(xiàn)象。因為吸氣閥第一次開啟時，吸人腔中產(chǎn)生的壓力脈動波沿吸入管到達過濾器或緩沖器，然后又反射到吸入腔。當反射壓力的正脈沖波到達吸氣閥時，作用在氣閥上的力可以克服閥片上的全部彈簧力，導(dǎo)致閥片的第二次開啟。 118 ? 在兩級壓縮機上，氣閥工作條件以第二級吸氣閥最惡劣，因為第一級排氣的脈動壓力波傳到第二級吸氣閥前，使第二級吸氣閥延遲關(guān)閉，轉(zhuǎn)速愈高，延遲關(guān)閉得愈多，在反向氣流作用下，閥片以極大速度沖擊到閥座上。為了消除這種不利于氣閥的工作因素，可采取以下兩種措施防止。