大型成撬动力设备振动分析与实验研究

张世亮， 严 谨， 张 全

(广东海洋大学 工程学院，广东 湛江 524088)



大型成撬动力设备振动分析与实验研究

张世亮， 严 谨， 张 全

(广东海洋大学 工程学院，广东 湛江 524088)

设备成撬的概念在大型动力设备行业中应用已相当广泛。探讨了大型成撬动力设备振动原因，基于状态空间理论建立了描述两点激励的撬块振动矩阵方程，并在MATLAB软件中计算分析了激励与响应之间的规律关系。推导出了阻尼装置上阻尼控制力与控制参数之间的函数关系，采用减缩尺寸的振动控制实验平台对计算结果和推导函数进行验证，实现了对大型成撬动力设备振动问题的有效控制，为多振点联动工况的振动控制提供理论参考。

成撬；动力设备；状态空间；阻尼装置

设备成撬的概念在大型动力设备行业中应用已相当广泛，成撬具有结构紧凑占地面积小、便于现场安装、可实现专业化设计开发等优点，特别是对于空间要求较高的诸如海洋油气勘探开采、动力发电等领域是十分必要的[1]。成撬动力设备主要包括大型的天然气压缩机组、水汽轮发电机组、柴油发电机组、风力发电机组、大型泵类等，在国防、能源、矿山工程等领域扮演着十分重要的角色。但大型成撬动力设备的振动会引起结构的疲劳破坏和设备损坏，损害作业人员的身心健康，给装备的正常运行带来安全隐患，其振动的治理控制已成为一个重要的研究方向[2-3]。

1 成撬动力设备振动特征与原因分析

1.1 成撬动力设备振动特征

成撬动力设备振动问题在工业生产中比较常见，本文通过对两个天然气压缩机组振动实际案例共同特征进行提取分析，总结得出：大型动力设备一般采用整撬撬装方式，所以体积较为庞大，质量较大(甚至高达百吨级)，因此振动能量大；撬内外各部件及安装基础等的振动相互干扰、耦合，呈现非线性、多振点联动特征；振动系统自由度数庞大，固有频率低，且低频模态密集，有一定规律的低频为主的机械振动，且持续存在。典型的天然气压缩机撬块结构布局如图1所示。

图1 某项目压缩机成撬总体布局结构图Fig.1 The overall layout diagram in a packaged compressor

1.2 成撬动力设备振动原因分析

成撬动力设备振动的原因是多方面的[4-6]，除了受外部诸如风、地震等外部激励的作用，还涉及撬块自身的几个方面，包括撬内管路的气流脉动或不合理的管路支撑系统，撬块所处基础的局部结构刚性不足，轴系扭振及旋转动不平衡等，以上几种振动机理有着本质的区别，但又同时存在且相互影响。本文仅局限于研究因动力设备本身的动平衡性能较差，导致运转过程中产生的不平衡力带动整个撬块振动，当动力设备的振动频率与基础的固有频率相近时引起强迫振动的问题。

2 成撬动力设备振动数值建模分析

2.1 建立状态空间计算模型

本文基于文献[7]建立成撬动力设备振动控制的二自由度模型[7]，选取x(y)和φ为广义坐标，其中x为撬块质心位置垂直运动的位移；y为撬块安装基础位置垂直运动的位移；φ1为撬块质心位置侧倾运动的角位移，φ2为撬块安装基础位置侧倾运动的角位移。采用长为l带质量的平板来模拟表征撬块，区别于文献[7]中建立的计算模型，本文采用两质量块来模拟表征动力设备，振动激励F1=f1sin(ω1t+θ1)，F2=f2sin(ω2t+θ2)。撬板与基座之间有一并联的弹簧(刚度分别为k1和k2)和阻尼缸(阻尼系数分别为c1和c2)，提供的控制力分别为fmr1和fmr2，如图2所示。

图2 成撬动力设备振动系统计算模型Fig.2 The vibration system model of packaged power equipment

成撬设备振动系统的状态空间表达式可表示为：

(1)

2.2 计算分析

图3 传递函数的零极点图Fig.3 The pole-zero plot of transfer function

图4 传递函数降阶前后单位阶跃响应对比Fig.4 The unit step response comparison of transfer function before reduced order and after

正弦函数能模拟因成撬动力设备动不平衡引起的振动激励，是最接近现实工况的输入函数。因此编制正弦函数激励信号及阻尼(实际为阻尼比ζ)循环程序可计算得到当系统受正弦函数激励时的响应曲线，如图5所示。从图中分析知，可以通过调节系统阻尼的方式实现对成撬动力系统的振动控制目标。

图5 系统正弦激励响应曲线Fig.5 The sinusoidal excitation response curve

2.3 阻尼控制力的推导与计算

根据上述分析可知，阻尼是影响撬块振动系统的稳定性和激励响应的关键因素之一，因此对阻尼控制力的推导是相当有必要的。本文将阻尼控制力fmr定义为包括弹簧作用力和流体介质阻尼作用两部分，但当弹簧刚度不变且位移差较小时，流体介质的阻尼作用及活塞上下的压力差将成为控制力的主要影响因素，根据流体在阻尼通道中的流体动力学特性分析及等效黏性阻尼的原则，可推导出其近似表达式为：

(2)

图6 阻尼、阻尼控制力与压差函数曲线Fig.6 The function curve between damp, damping control force and pressure difference

3 实验方案与结果对比分析

3.1 缩尺振动控制实验平台

振动控制系统原理见图7，在忽略弹簧与阻尼缸的质量影响，同时认为液压油路密封有效，且不会出现压力差脉动的前提下，成撬设备振动测试分析系统的具体管线连接和安装参见图8。

图7 振动控制系统原理图Fig.7 The vibration control system schematic

图8 成撬设备振动测试分析系统安装图Fig.8 The installation diagram of vibration measurement and analysis system in packaged equipment

3.2 实验结果对比分析

从上述实验记录数据对比可以得到，在实施调节节流阀阻尼装置前后，振动激励和振动响应的幅值都有大幅度的降低，如图9所示。测点1处平均最大幅值由15.173 m/s2降为2.373 m/s2，平均降幅为84.4%。测点8处平均最大幅值由7.896 m/s2降为1.408 m/s2，平均降幅为82.1%，统计数据说明，通过间接调节阻尼缸前后压力差方式可以实现调节阻尼的目的，对于成撬动力系统自身引起的振动问题具有显著效果。

将实验记录的加速度幅值、压力差数据及推导公式通过MATLAB软件描绘出来，如图10所示。显然，两条曲线存在负相关性，即通过逐步增大节流阀开度，活塞前后压力差随之变大，相应的阻尼控制力以三次函数的速度增加，这样随着阻尼装置提供的控制力的增加撬块振动幅度明显降低。

图9 缩尺模型测点1和测点8振动控制实施效果对比图Fig.9 The vibration control effect contrast of measuring point 1 and measuring point 8 in scale model

图10 阻尼控制力与加速度幅值相关性曲线Fig.10 The correlation curve between damping control force and acceleration amplitude

图11 阻尼缸1与阻尼缸4缸外壁实测温度曲线Fig.11 The measured temperature curve on outer wall of damping cylinder 1 and 4

此外，在液压循环油路开启和关闭状态的对比实验中，实测长时间激励载荷作用下，两个阻尼装置缸外壁的温度变化情况，如图11所示。结果说明液压循环油路关闭状态时，经过约40 min的激励振动，阻尼缸外壁温度逐步升高，当开启液压循环油路后，阻尼缸外壁温度有一定的降低，这说明处于循环油路状态的阻尼装置可以将产生的热量转移出阻尼缸腔体，从而避免了阻尼介质(抗磨液压油)在温度变化时性能变化。

4 结 论

本文针对大型成撬动力设备振动问题，建立了两振点激励的条件下多输入多输出的状态空间表达式，并推导出减振装置活塞前后压差与系统阻尼之间的函数关系。通过搭建缩尺振动控制实验平台完成对比验证，证明了可以通过间接调节活塞前后压差的方式实现对撬块上振动激励的阻尼反馈控制，并摸索出通过循环油路方式有效解决阻尼装置热积聚问题的方法，为未来新型阻尼装置的设计和工程应用提供了新的思路和方向。

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A study on vibration control for large packaged power equipments

ZHANG Shiliang, YAN Jin, ZHANG Quan

(School of Engineering, Guangdong Ocean University, Zhanjiang 524088, China)

The concept of power equipments in large packaged industry has been applied widely. This paper discussed and analyzed the vibration source for large packaged power equipments firstly. The sate space matrix equations of a vibration block with two vibration excitation points were deduced based on the state space theory. The relationship between vibration excitation and response could thus be simulated and analyzed in MATLAB software. Finally, the function between damping control force and the control parameters of damping device was calculated and then the simulation results and derivation function were verified by a scale-reduced experimental platform. This work achieves effective control for vibration problems of large packaged power equipments, and provides a theoretical reference for multi-point linkage vibration conditions.

large packaged system; power equipment; state-space model; damping device

2015-06-12 修改稿收到日期：2015-10-08

张世亮 男，教授，1960年生

严谨 男，博士，副教授，1974年生

TG714；UDC621

A

10.13465/j.cnki.jvs.2016.20.006