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　　一、离心式压缩机管系的应力分析 1、 离心式压缩机出口管系的特点。 离心式压缩机出口管系的应力分析是催化裂化装置所有管系中较难分析的一类。 一般 发生管系振动，主要进行管系的静态分析。其设计温度在 200℃左右，设计压 力为0.35MPa左右。主机和备机出口管线在某处汇合到一起至催化辅助燃烧室，管线距 离较长，管径较大，加上放空管线和增压机管线，整个管系相当复杂，各部分管系在不 同的操作工况下互相牵制。而且压缩机出口管嘴的允许受力要求较苛刻，所以要求管道 设计工程师在进行管道布置时，应尽量使管道布置有利于应力分析。 辅助燃烧室 增压机出口 增压机 压缩机出口 2、压缩机出口管系支吊架设计 为便于设置支吊架压缩机出口管线一般先沿地面敷设出厂房后再 敷设。由于出口管 嘴有附加位移，在出口立管的弯头处应设弹簧支架且不宜设水平方向的限位约束。为使 水平管线在热态工况时向下的位移尽量一致，以避免在管嘴处产生较大的力矩，故在出 口水平管上选用弹簧支架。 3、压缩机出口管系膨胀节设计 由于压缩机出口管径较大，一般需在管系某处设置波纹管膨胀节以满足压缩机出口 管嘴的允许受力要求。此类管系常选用复式万向型膨胀节来吸收管系的横向位移和少量 的轴向位移，膨胀节最好设在压缩机出口立管上，且使复式膨胀节中间接管尽量长，以 最大限度地吸收横向位移和立管的轴向位移（此位移可尽量减小水平管两端的位移差， 也就是减小了垂直力及由此力产生的力矩），从而使外部管系产生的力和力矩都因膨胀 节吸收管线热位移而大大减小，管嘴主要受膨胀节产生的弹形反力。这就要求管道工程 师在进行管道初步设计时，就要与机械专业协商尽量把 设在压缩机出口水平管 上，以便在压缩机出口立管上设置膨胀节。 4、 设计工况及边界条件设计 主风机一般为一开一备，假设主机为A，其放空线为B：备机为C，其放空线为D 则正常操作工况有两种 A开，B，C，D，停。对应的温度工况为：T1 C开，A ，B，D，停。对应的温度工况为：T2 A B C D 应首先满足操作工况下的压缩机出口的受力条件。另外还有两种开工（或放空） 工况，分别为： A ，B 开， C，D，停。对应的温度工况为：T3 C， D 开，A ，B，停。对应的温度工况为：T4 此两种工况由于持续时间较短，压缩机出口的受力情况可作为参考。如果有增压机， 还需将增压机的操作工况与上述工况组合。 这样对应的附加位移工况为：D1，D2，D3，D4。并应输入每种温度工况的许用应力。 程序定义的工况为： LOAD CASE DEFINITION KEY CASE 6 (OPE) W+D1+T1+P1+F1 CASE 7 (OPE) W+D2+T2+P2+F1 CASE 8 (OPE) W+D3+T3+P3+F1 CASE 9 (OPE) W+D4+T4+P4+F1 CASE 10 (SUS) W+P1+F1 CASE 11 (SUS) W+P2+F1 CASE 12 (SUS) W+P3+F1 CASE 13 (SUS) W+P4+F1 CASE 14 (EXP) L14=L6-L10 CASE 15 (EXP) L15=L7-L11 CASE 16 (EXP) L16=L8-L12 CASE 17 (EXP) L17=L9-L13 5、 管系的应力分析步骤及实例 (1) 弹簧载荷设计按多种工况下的最大位移工况设计，这样可综合考虑每种工况下 弹簧支吊架应承受的载荷和位移。 (2) 膨胀节的结构件应模拟为刚性件，但有时 推力较大时会在管嘴处产生一较 大的附加力矩，这主要是由于拉杆或铰链板承受 推力后会使铰链型膨胀节在销轴处 或拉杆型膨胀节在球面垫圈处变形受阻所致。如果将支撑板模拟为非刚性件，则附加力 矩消失但管系膨胀节较多时，会使管系失稳，安装工况下管系某处的位移可能会很大。 (3) 波纹管单元的刚度值应按实际计算值输入，让程序按每组的刚度值和两波纹管 间中间接管的长度来计算膨胀节的横向刚度。对于受力要求较苛刻的管系，波纹管的刚 度值对管嘴受力影响很大。 (4) 此类管系的应力分析常出现下列问题： a 安装（SUS）工况 用在压缩机出口的弯矩或力较大 可能是管系不平衡，一般通过调整某处的弹簧荷载即可使受力达到最小。 b 热态工况下压缩机出口的力较大 管嘴受力较大的原因与热位移关系很大，我们进行分析时首先看某处受力较大的管 端是否有位移差，位移差越大，在刚度一定的情况下，产生的力必然越大。常采取调整 支架的型式，加限位支架或改变管长来降低力的大小。 Y b 热态工况下压缩机出口的力矩较大 在空间坐标系中力矩与力的关系式为 Mx = FzY - FyZ Z My = FxZ - FzX X Mz = FyX - FxY 如果 Mx 较大，我们只需考虑如何减小 Fy 或 Fz 的大小，或通过限位支架改变 Z 向 或Y 向的力臂的长度既可减小力矩Mx. 6、实例 1 实例1 4 沧州炼油厂 200X10 t/a 催化主风机管线的应力分析（数据文件为 jj0._a 和 jj1._a 主风机出口管系设计温度为200℃，设计 为0.32MPa,管径为DN900 本管系由于 装在离心机出口垂直管上，膨胀节只能设在远处立管上，所以主 风机出口管嘴允许受力较难满足。 ” ” 对管系原设计需做下列调整：将节点“340”“90”“110”“115”处 +y 刚性支架改 为弹簧支架，否则由于“275”处与“235”处在热态时向下位移不同，使离心机出口管 ” ” 嘴“290”处产生较大的“Fy 和“Mx 在离心机出口垂直管底部节点“20”“275”处加“+Z”向约束以减小离心机出口管 ” ” 嘴的力矩“Mx ,在节点“235”处加“X”向约束以减小力矩“My . 2）实例2 大连七厂 350X104 t/a 催化主风机管线的应力分析（数据文件为 ca1122d._a 和 ca1122e._a 主风机出口管系设计温度为170℃，设计 为0.35Mpa,主机管径为DN1500, 备机 管径为 DN1400.此管系由于管径较大，正常操作工况和开停工工况都需考虑，要求准确 描述管端边界条件和膨胀节的约束条件。 进行初步分析后发现主机出口管嘴(节点号为385)和备机出口管嘴(节点号为385) ” 处“X 向的力矩 Mz 较大，主要是管系在安装状态不平衡，也就是压缩机出口水平管两 ” 端（即节点“50”和节点“95”处及节点“340”和节点“300”处在“Y 向有位移差， 通过调整节点“95”处弹簧的荷载即可减小力矩 Mz 调整前后结果对比： 二、往复式压缩机管系的振动分析 1、 往复式压缩机管系的特点 往复式压缩机的工作特点是吸、排气流呈间歇性和周期性，因此不可避免的要激发 管道内的流体呈脉动状态，使管内流体参数（如 、速度、密度等）随位置 及时间作周期性变化。这种现象称为气流脉动。脉动流体沿管道输送时，遇到弯头、异 径管、分支管、阀门、盲板等元件将产生随时间变化的激振力，受该激振力作用，管系 便产生一定的机械振动响应。 脉动越大，管道振动的振幅和动应力越大。 脉 动气流会严重地影响气阀的正常开闭，减小工作效率，此外，还会引起管系的机械振动， 造成管件疲劳破坏，发生泄漏，甚至造成火灾 等 事故。因此降低气流脉动是往 复式压缩机配管设计的主要任务之一。 管道振动的第二个原因是共振。管道内气体构成一个系统，称为气柱。气柱本身具 有的频率称为气柱固有频率。活塞的往复式运动的频率称为激发频率。管道及其组成件 组成一个系统，该系统结构本身具有的频率称为管系机械固有频率。在工程上常把 0.8~1.2)f的频率范围作为共振区。当气柱固有频率落在激发频率的共振区内时，发 生气柱共振，产生较大 脉动。管系机械固有频率落在激发频率的共振区或气柱固有 频率的共振区时，发生结构共振。因此配管设计必须避免发生气柱及结构的共振，即调 整气柱固有频率和管系机械固有频率。 管道振动第三个原因是由于机组本身的振动引起。机组本身的动平衡性能差、安装 不对中、基础及支承设计不当均会引起机组振动，带动管系振动。 解决往复式压缩机管系的气流脉动与管道振动问题，要从设计阶段着手，应用振动 计算 软件进行分析计算，将管道振动消灭在设计阶段。振动计算包括：气柱固有频 率与气动传递特性的计算； 脉动不均匀度沿管分布及谱分析；管系结构固有频率、 振型分析、振幅及动应力计算。进行 脉动计算目前国际上大致有两种方法：一种是 声电模拟方法，如美国西南 即采用这种方法，将声学的声质量、声容、声阻分别 模拟为电感、电容、电阻，这种方法优点是直观，无需进行复杂的计算，缺点是精度低， 需要的模拟设备庞大；另 法为计算机数值计算，直接建立声学系统的守衡方程， 用计算机求解，这种方法的缺点是求解烦琐，需要借助有较大的容量的计算机才能完成， 优点是精度高。 国内目前西安交通大学力学组采用一维非定常气流理论开发出振动 程序，应用 计算机数值计算的方法进行管系振动分析。 2、管道振动的机理与对策 管道系统之所以发生振动是因为其上作用有周期性的激振力。此激振力通常源于管 道内气体 的脉动（或称波动）。对于端点安装往复式压缩机的管系， 脉动是无 法避免的，我们的任务是将 脉动控制在一定的范围内，不使其产生有害振动。 脉动在管道的转弯处或在截面发生变化处形成激振力。这些力在大小、方向以及位相上 各不相同，作用在管道的弯头和变截面（如异径接头、阀门、三通等）处，激发起管道 作受迫振动。 压缩机管道系统内各点的 脉动和振动取决于三个因素： 1 压缩机的参数 包括转速、活塞冲程、连杆长度、气缸直径、流量、 、 温度和缓冲器的容积等。 2 被压缩的介质的物理参数 包括 量、绝热指数、温度和 等。 3 系统的几何配置情况 包括各管段的长度、外径、壁厚、 ；分支管的 位置；阀门的安装位置及其重量；各辅助设备的位置，外形 ；各支撑的设 置位置和刚性等。 当上述三因素确定之后，系统内各点的 脉动和振动情况也就相应的确定下来， 由此可见，只要掌握计算气流 脉动及管道振动规律，人们不难设计出使 脉动和 振动均控制在安全、经济范围内的优质管道系统。 3、振动分析所使用的控制标准 往复式压缩机管系的振动分析应满足： a. 满足美国石油学会API618标准关于脉动控制要求，保证压缩机管系的气流脉动 不超过允许值。 b. 根据美国普渡压缩机技术 关于机械振幅要求，保证机械振动全振幅不超过 允许值。 美国石油学会制订的 API618 标准，从量上规定了对 脉动和振动控制的设计要 求。 （１）当 在0.35~20.7MPa之间时， 不均匀度按下式计算。 =126.77/(pdf)1/2 (1) 式中： 不均匀度； p管内平均绝对 ，MPa； d管道内径，mm； f脉动频率,Hz； (2) 脉动频率f按下式计算。 f=nm/60 (2) 式中： n压缩机转速，转/分； m激发频率的阶次。 管道因振动而损坏的可能性主要取决于振幅和频率，也就是取决于交变应力的大小 和循环次数。对温度不超过370℃碳钢和低合金 道，设计疲劳强度不应超过50MPa 由 脉动及其他荷载产生的综合一次应力不应超过管道的热态许用应力。对管道振幅 的许用值参照图-1 (3)根据美国石油 API618的规定，缓冲器容积按下式计算： Vs=9.27V(KTs/M)1/4 (3) Vd=Vs/R1/k (4) Vs 缓冲器的最小容积，m3 ； 3 Vd出口缓冲器的最小容积，m ； K绝热指数； Ts吸入侧绝对温度，K； M气体 量；

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