消振改造（精选3篇）
消振改造 篇1
庆阳石化重整装置增压机组( K-202A/B/C) 共设3 套,两开一备,互为备用。型号为2D80-138 /2. 1-23. 4-1-BX,K-202A配置了Hydro COM气量无级调节系统,可实现单机流量10% ~ 100% 无级调节,K-202B/C用气动卸荷器( 气动卸荷) 做气量调节,可进行0% 、50% 、100% 三级调节。当K-202B与K-202C并联运行时,可进行全流量的0% 、25% 、50% 、75% 、100% 五级调节。 当K-202A与K-202B / C其中一台并联操作时,即Hydro COM投用,可实现全流量10% ~100% 无级调节。重整增压机组工艺系统共用一台入口分液罐、中间冷却器和中间分液罐,机组一返一、二返二均为一套。
1 改造前运行状况及原因分析
重整增压机组自2010 年9 月开工运行以来,先后由于振动过大造成一、二级进出口缓冲罐引压线断裂、机组缸套冷却水断裂迫使机组停车。
1. 1 压缩机振动检测
笔者先后对3 台机组管道测量振动值如下:K-202A在50% 负荷运行时,一级出口管道振动值为17. 1、17. 9 mm/s,且一级单向阀阀板出现不规则的敲击; 二级出口管道振动值为8. 2、6. 8mm / s。K-202B在100% 负荷运行时,一级出口管道振动值为16. 9、17. 9mm/s; 二级出口管道振动值为6. 7、4. 7mm/s。K-202C在50% 负荷运行时,现场测得一级出口管道振动值为4. 6、6. 2mm/s,且一级单向阀阀板出现不规则的敲击; 二级出口管道振动值为6. 7、4. 7mm/s。数据显示3 台压缩机振动均过大。
1. 2 压缩机振动过大原因分析
K-202A / B / C,入口分液罐容积为7. 5m3,按最大工况运行,在进口压力状态下,氢气流量为253. 3m3/ min,氢气在入口分液罐D-202 内的停留时间约为1. 78s; 经一级压缩后,二级进口压力状态下,氢气流量为84. 4m3/ min,氢气在中间分液罐D-203 内的停留时间约为1. 97s,介质由于停留时间短而造成气液来不及分离,导致压缩机带液,压缩机一旦带液,就会造成管线振动增大,更为严重的是存在安全隐患、损坏机组; 3 台增压机共用一台中间冷却器E-202,若冷却器内漏,则压缩机无法运行,重整再接触系统迫使停运。
增压机进出口管道均为二层平台以上,通过混凝土支撑和钢结构支撑固定,由于施工时部分支撑无法从地平面生根,直接固定在二层钢平台上,最终造成管道与钢平台共振。
增压机一、二级出口缓冲罐无法消除气流脉动造成的共振,检测结果显示,出口缓冲罐与气流脉动造成5 ~ 6 倍频率的共振现象。
上述问题是影响催化重整装置安全生产、长周期运行的因素,为保证机组安全、正常运行,确保催化重整装置平稳、长周期生产,对3 台氢增压机进行消振技术改造十分必要。
2 技术改造实施内容
2. 1 改造方案
将原一、二级进口管道轴向进入入口缓冲罐改为切向进入缓冲罐,一、二级出口从消振装置引至地面固定后引至管架,重新设计管道走向和支撑方案,同时加固一、二级入口缓冲罐支撑强度;取消原一、二级出口缓冲罐,更换为脉动气流消振装置,一、二级出口管线引至地面固定后引至管架,重新设计管道走向和支撑方案; 将一级入口分液罐容积放大,考虑D-201 己进行气液分离,压缩机按两开一备考虑气体流量计算,容积由7. 50m3变为10. 00m3,容积增大2. 50m3,入口分液罐规格为 1800mm × 3300mm × 10mm,罐体所有接管尺寸不变,液位计相对尺寸不变; 将中间分液罐容积放大,按介质停留时间6s计算,估算容积直径为1. 5m,高度为2. 2m,容积由原2. 77m3变为4. 86m3,中间分液罐规格为 1500mm × 2300mm× 10mm,容积约5m3,罐体所有接管尺寸不变,液位计相对尺寸不变; 增加级间冷却器,冷却器型号为BES1000-0. 76 /0. 95-270-6 /25-4 Ⅰ,两台冷却器并联设置,可实现在压缩机不停机情况下对冷却器进行检修、清洗; 为确保K-202B /C在50% 工况下减软填料的负担,将50% 工况气缸内侧工作改为气缸外侧工作; 将压缩机一、二出口气流动脉动消振装置支撑断开,采用5mm橡胶垫将硬支撑改为受压力可收缩的支撑结构。
2. 2 改造所采用的新技术
本次改造采用的专利技术为脉动气流消振装置,应用该设备能从根本上解决压缩机的振动问题。通过设备的特定流动结构,有效耗散脉动气流动能,使其转变为有效静压能; 有效控制压力波,从而消减压缩气流的脉动成分,变脉动气流为平稳气流,达到消减激振力的目的。另外,脉动气流消振装置改变管系及其附属设备内气路的声波传递特性,降低声波强度和噪音,从而明显降低了压缩机的机械噪声和气动噪声。
3 改造后达到的效果及产生的效益
3. 1 改造后达到的效果
增加脉动气流消振装置后,消除了机组产生的脉动气流,减小管道脉冲振动,管道重新设计布置,进一步减小因脉动气流冲击造成的管道振动,使其振动值大部分在4. 5mm/s以内; 增大一、二级进气缓冲罐体积,可延长工艺介质在缓冲罐滞留时间、进一步提高工艺介质中液体的分离效果,减少压缩机组一、二级进气带液现象,确保机组安全运行; 增加一台级间冷却器后使3 台增压机级间冷却器达到一开一备状态,若其中一台发生内漏,可在压缩机不停机的状态下对其进行检修;50% 工况气缸内侧工作改为气缸外侧工作,有效减轻了填料的工作负荷,延长填料的运行寿命; 压缩机一、二出口气流动脉动消振装置硬支撑改为受压力可收缩的支撑结构,避免活塞与缸体不平行造成活塞环磨损,延长了活塞环、支撑环的运行寿命。
3. 2 产生的经济效益及社会效益
通过应用压缩机脉动气流消振装置、对压缩机出入口管道方位重新设计布置、增大一、二级进气缓冲罐体积以及增加级间冷却器等技术改造,从设备特性和工艺机理上逐级消除了引起压缩机振动的因素,振动值降至4. 5mm/s以内,从根源上治理了机组管系振动带来的安全隐患,确保机组安全、正常运行,为催化重整装置长周期平稳运行提供了保障。脉动气流消振装置还改变管系及其附属设备内气路的声波传递特性,降低声波强度、降低噪音,从而明显降低了压缩机的机械噪声和气动噪声,保证了机组的安全运行,同时改善了操作维护人员的工作环境。该项目自2012 年6月成功实施至今,3 台增压机维修次数同比2011年减少两次、节约备件费用117. 714 万元,精简保运人员3 名、年节约费用61. 2 万元,有可观的经济效益和一定的社会效益。
4 结束语
通过应用压缩机脉动气流消振装置、对压缩机出入口管道方位重新设计布置、增大一、二级进气缓冲罐体积、增加级间冷却器等技术改造,从设备特性和工艺机理上逐级消除了引起压缩机振动的因素,从根源上治理了机组管系振动带来的安全隐患,确保机组安全、正常运行,为催化重整装置长周期平稳运行提供了保障,有很好的经济效益和社会效益。
摘要：针对庆阳石化公司催化重整装置增压机运行过程中,由于振动过大造成的一、二级进出口缓冲罐引压线断裂、机组缸套冷却水断裂迫使机组停车等问题,对原设计进行技术探讨和综合分析,通过应用压缩机脉动气流消振装置、对压缩机出入口管道方位重新设计布置等消振技术改造,投用后机组运行状况得到明显改善。
关键词：压缩机,气体管道,消振改造
机泵振动分析与消振对策 篇2
1 机泵振动故障产生的原因与相应解决对策
1.1 内部原因
第一, 转子动不平衡。这一问题的存在会直接导致机泵设备发生振动问题, 针对这一问题, 需要以动平衡试验进行测试, 然后实现相应解决对策的落实;第二, 泵轴弯曲。指的是泵轴的幌度超出了标准值范围, 进而引发振动问题, 在实际解决的过程中, 需要实现对泵轴的校直;第三, 平衡装置失灵。当平衡装置发生失灵的现象时, 就会产生摩擦, 进而造成振动问题, 针对这一问题, 一般需要实现平衡装置的有效更换;第四, 间隙过大。这一问题的存在同样会导致振动问题的发生, 需要得到及时且有效的调整, 以在消除振动问题的同时, 避免因摩擦而导致其他部分被磨损;第五, 内部件磨损或者是出现松动的问题。此问题的存在同样会导致内部振动问题的发生, 在实际解决的过程中, 需要及时落实相应的检查维护工作, 针对出现磨损或者是存在零部件松动的问题, 就需要及时进行维修或者是更换。一般情况下, 对于机泵设备而言, 出现内部振动这一故障的原因较多, 而由于内部故障相对较为隐蔽其而表现的不太明显, 所以, 这就需要借助频谱分析来实现有效检测, 通过认真的排查来及时发现振动故障引发的原因, 并实现对相应故障的有效识别与判断, 以做到“对症下药”, 及时消除振动故障, 以确保设备的稳定且高效运行。
1.2 外部原因
一般情况下, 主要的外部原因有:第一, 联轴器故障问题。一般是因为这一部件的连接出现问题, 或者是偏离中心, 亦或是平衡效果差以及发生变形等问题, 都会导致振动问题的发生, 在实际解决的过程中, 需要结合这一部件的实际请情况来落实相应的维修工作, 如需要可对其进行改型;第二, 连接器件发生松动。这一问题一般是因连接的螺栓发生了松动, 进而使得机泵产生了振动的现象, 此时需要对相应的螺栓进行检查, 针对出现松动的零部件进行紧固处理;第三, 出现偏离额定流量的现象。此种现象的发生同样会致使机泵发生振动问题, 需要对泵流量进行调解, 确保各项性能满足实际标准要求, 确保机泵的正常运行, 当工艺更新时, 则就需要及时实现机泵设备的更新;第四, 润滑系统。当该系统难以实现顺畅运行时, 就对致使转子磨损而发生振动问题, 针对这一问题则就需要对润滑油进行及时检查, 并实现定期更换。
2 具体消振对策的落实
对于机泵设备所存在的振动故障而言, 一般是基于内外部因素的影响而形成的, 总体而言, 内部影响因素来自于相应的零部件, 零部件本身的质量或者是实际进行零部件装配不当, 亦或是因长期运行而产生磨损等, 都会导致振动问题的发生;而从外部影响因素上看, 主要是实际运行状态以及机泵本身各个连接紧固性零部件的安装质量等, 都会导致机泵发生振动故障问题。在实际落实消振对策的过程中, 需要以相应数据采集为基础, 实现对机泵测点的标记, 同时, 需要确保相应的测量仪器、位置保持不变, 并固定相应的出检测周期, 通常每个星期进行一次, 最好由同一个人来负责, 以确保相应的检测数据具备可比较性;在此过程中, 如果振动值发生了异常性的改变, 则需要提升测振频率。
在实际解决的过程中, 低于外部振动引发因素, 需要以支架下放进行垫平处理、调整紧固螺栓以及定期更滑润滑油等;而对于内部引发振动的因素而言, 需要进行解体检修, 同时要针对叶轮等零部件进行必要的改造与更新等, 以实现对振动故障的解除。以主动维修的开展与落实, 能够为实现对设备故障问题以及所带来的影响进行预测, 并及时落实相应的消振对策, 为确保设备的安全稳定运行、降低二次隐患发生的频率并延长机泵设备的使用寿命奠定基础, 进而为降低整体维修费用、提升设备运行的效益提供保障。
3 结语
综上, 本文针对化工行业中机泵设备所产生振动故障的原因进行了分析, 在此基础上, 提出了具体解决对策, 并以系统性消振对策的提出为实现机电检修维护工作的完善落实奠定了基础, 通过动态监管的实现, 能够为实现机泵设备的安全可靠运行提供保障。
摘要：机泵作为化工生产行业中的核心装置, 其运行的可靠与否直接关系到化工生产的效益, 同时也影响到了机泵设备的使用寿命, 但是, 在实际运行的过程中, 由于振动故障的发生, 直接影响了机泵设备的运行效率与使用寿命。因此, 实现对机泵振动问题的有效分析与完善解决, 实现相应运行维护维修工作的有效落实至关重要。本文针对机泵振动故障问题进行了分析, 并针对如何消振提出了对策, 以供参考。
关键词：机泵振动,消振,分析,对策
参考文献
[1]刘超, 王中良, 于涛, 徐佳楠.离心泵振动原因分析[J].管道技术与设备, 2015, 01:30-32.
消振改造 篇3
一、压缩机气体管道振动的原因分析
压缩机气体管道系统的振动源主要有二个:一是管道内气柱的振动, 其次是管道的机械振动。
(一) 气流脉动对气体管道的影响
通常把管道系统内的气体称为气柱。气体可以进行压缩、膨胀, 同样气柱也具有一定的弹性。压缩机周期地、间断地进气和排气, 结果引起管路内气流压力脉动。对管路的气柱来说实际上就是一种激发, 激发就引起压力波, 压力波就沿气柱这个弹性体沿轴向以声速进行传播。压力波在管道中传播时, 当遇到转弯或截面变化时就形成激振动, 即激起管道系统作机械振动。
对于气柱振动系统, 根据配管情况和始端终端的边界条件, 有着自己一系列固有频率, 其中最低的频率称为一阶固有频率或常频, 其次的一系列固有频率由低到高分别称为二阶、三阶----。
当激发频率与某阶的气柱固有频率相重合时, 则气柱系统将呈现出最大的振动响应, 形成强烈的气流压力脉动, 这种现象称为气柱共振。同样, 对于管路的机械振动系统, 也有一系列固有频率。当激发频率与某一阶机械振动固有频率相重合时, 则管路系统将呈现出最大的振动效应, 形成强烈的机械振动, 这就是管路的机械共振。当激发频率等于气柱固有频率又等于管路的机械固有频率时, 则气柱和管道均处于共振状态, 这将导致管道发生更强烈的振动。
(二) 机械振动对气体管道的影响
压缩机主机振动通常是由于往复惯性力及力矩的不平衡、旋转惯性力及力矩的不平衡、倾覆力矩的影响及切向力不均匀等各种因素而引起的, 使压缩机运转时产生机械振动, 当然也引起管道的振动。管道振动的另一个原因是管路系统内部受到激发后就会作出机械振动响应。当脉动气流在管道的转弯处或截面变化处产生周期性作用力, 就导致管道产生振动, 另外压缩机主机运动机构的平衡性差或基础设计不妥, 也是激发管道振动的原因。实践证明, 压缩机的振动多数是由于气流脉动所引起的。若空运转时, 管道及主机运转很平稳, 而加负载后, 振动明显, 则说明管道振动肯定是由于气流脉动而引起的。
在管道弯头处, 导致管道振动的激振力幅为:
d—管道内径
△p—脉动压力最大幅值;
由于△p周期性地拉推弯管, 引起管路的振动。当β=0°, 则△p=0, 说明直管中即使有压力脉动, 也不会产生管路振动。当β=180°, 则△p最大, 说明急转弯引起的激振动最大, 因此应避免急转弯, 力求弯曲半径尽可能大, 尽量减少弯头数目, 更应避免空间弯头。
二、管道振动消除办法
管道系统一般都由直管、弯管、缓冲器、油分器、冷却器、支撑等组成, 故管路中只要有气流脉动存在, 就有激振动力产生, 并导致管路振动, 为防止发生振动或减少振动, 常采取以下措施:
1) 减少气流脉动:
a.合理地配置曲柄错角及气缸间夹角:级间管道内压力脉动的激发频率和振幅取决于气缸数, 气缸作用相位的变化情况, 以及前一级排气时间和后一级进气时间的延续性, 设法使前级排气和后级吸气的压力脉动相互消弱。如对置式双作用二级压缩的压缩机就有此优点, 而对称平衡式一级压缩单作用机却恰恰相反, 是相互叠加。b.设计合适的气腔容积:通常压缩机的气腔容积为气缸工作容积的2~5倍, 以使气流进出气阀前就得到缓冲。若没有足够的安置气腔空间, 可将气缸进出的管道直径加大, 以弥补气腔容积的不足。c.设置缓冲器:缓冲器安装在压缩机气缸的进气口和排气口附近, 使压缩机气缸 (脉动气源) 与管道隔离, 这样脉动的气流在缓冲器中就得以消减, 管道中的脉动变得轻微。缓冲器又可以改变管道系统的气柱固有频率, 使气缸和缓冲器间的气柱固有频率值大大提高, 从而避免低阶气柱共振。缓冲器足够大时, 就像一个水库, 起到稳压作用。缓冲器容积的确定:容积的确定有多种方法, 其值各人推荐的数值也不一样, 大多认为应是气缸工作容积的20~30倍。d.调整气柱固有频率:对高频率振动或振幅较大的管道, 可以通过改变管道长度, 管径、壁厚、支承位置及数量等方法, 使气柱的固有频率改变, 从而减小管道的振动。e.孔板消减气流脉动:孔板应安装在管道气流的压力节点处, 即脉动压力值等于零或近似为零的位置, 一般在大容积的进口或出口法兰处是安装孔板的恰当位置, 切忌随意安装。孔板结构如下, 其尺寸为d’/d=0.3~0.5, h=3~5mm, 氢气或轻质气体, d’/d取下限。孔板材料与管材同, 也可用不锈钢。
孔板不能改变管道系统的气柱固有频率, 只能降低压力脉动的不均匀度, 且当气流速度较高时, 会造成较大的功率损失。
2) 支撑的设计:支撑刚度是影响管道机构固有频率的重要因素, 支撑刚度越强, 支撑刚度的变化对系统固有频率的影响越大, 因此在设计支撑时, 应力求支撑强度大而质量小, 管道和支撑间尽量不用衬垫, 以免降低支撑刚度。同时支撑不能过远, 否则效果下降。
3) 在允许的条件下, 尽量降低机器转速, 降低气体的流速, 这将会使振动明显下降。
有的资料指出, 气流脉动将会使气阀寿命下降, 这主要是因为气流脉使气阀的运动规律有所改变, 气阀开启或关闭时可能会产生连续多次撞击, 降低气阀寿命, 增加功率消耗, 加大噪声。
摘要：气体管道是压缩机装置中最主要的系统之一, 气体管道发生振动, 将影响压缩机的正常工作, 使功耗加大, 噪声加剧, 严重时造成气体管道发生爆炸等重大事故。因此分析压缩机的振动原因及研究消振对策就显得十分重要。