富氣往復壓縮機組管道振動抑制方法研究及應用*

周浩青 項 坤 李 瀟 楊國安

(北京化工大學)

富氣往復壓縮機組管道振動抑制方法研究及應用*

周浩青**項 坤 李 瀟 楊國安

(北京化工大學)

針對富氣往復壓縮機組管道振動過大的問題進行深入研究，對壓縮機組進行現場調研并檢測管系振動情況，結合振動機理分析與模態分析，提出改進管道結構以抑制振動的方案，以較小的工程量取得了較好的減振效果。結構改進后，經試車運行，證明減振方案有效可行。

往復壓縮機 管道 減振 脈動分析

大型往復式壓縮機因具有壓力高、效率高及制造工藝成熟等優點，被廣泛應用于石油、化工、電力及冶金等行業。由于往復式壓縮機間歇性吸、排氣工作的特性，不可避免的對管道產生沖擊，引起管道的振動，因此往復式壓縮機工藝管道存在一定程度的振動是正常的。但管道的劇烈振動會造成管道連接松動或疲勞破壞、介質外泄甚至爆炸等惡性事故，對生產安全和平穩運行造成巨大威脅。

隨著工業用氣量的增加和壓力的加大，往復壓縮機的轉速也隨之提高，從而導致管道激勵頻率和管道響應增大，管道振動問題也越來越明顯[1，2]。據統計，管道系統事故占所有設備事故的31%[3]，我國壓縮機事故中75%是直接或間接由管道振動引發的[4]。

往復壓縮機管道振動原因大致分為3類：一是由于機器的動力平衡不好或基礎存在問題引起的振動；二是由于管道系統的固有頻率或管道內氣柱的固有頻率與壓縮機振動頻率接近或重合引發的管道共振；三是由于管道內氣流脈動過大，強迫管道振動[5]。因此，只有找出管道系統振動的根本原因，才能恰當地選擇抑制管道系統振動的有效方法。

1 管道振動機理分析

往復壓縮機管道中的流體受活塞的激發產生周期性的壓力脈動，這種脈動在管道中以波的形式傳播。管道中不同的位置，隨著波峰和波谷到達的時間不同，在同一瞬間壓力是不同的。在相鄰的兩個彎頭處，由于壓力波的相位有差異，使得兩處的壓力瞬時值有差異，產生一個壓差p1-p2，這個壓差乘以管道的橫截面積S就是一個沿管道軸向的不平衡力F，即F=S(p1-p2)，p1、p2是周期變化的，所以不平衡力F出現周期性變化，管道在這個周期性變化的不平衡力作用下產生振動[6]。

管道在氣流脈動的激勵下產生不同程度的振動響應。即使沒有激發管系共振，當氣流脈動頻率過大時，也同樣會強迫管系產生較大的振動，從而造成管道的疲勞破壞。管道在一定頻率的激勵下有相應的疲勞壽命，管道內氣流的應力幅值越大，其振動響應也越大，相應使管道的疲勞壽命縮短。為了避免出現上述問題，必須控制往復式壓縮機裝置管道的氣流脈動和管道響應。

2 富氣壓縮機振動抑制方法研究

2.1機組運行情況

某工廠車間有3臺雙缸雙作用往復壓縮機，轉速為375r/min，介質為富氣，是富含丙烷以上(C3)烴類的回收天然氣，正常運行時開二備一，滿負荷時總流量接近12t/h。經試車運行，發現負荷為50%時各測點振動較小，但當負荷增加到100%時，一級入口緩沖罐水平方向振動明顯增大，振動烈度最大值達65.24mm/s，影響正常生產運行，不得不停車檢修。部分振動測點位置如圖1所示，各測點振動數據見表1。

圖1 壓縮機入口緩沖罐和缸體振動檢測部位簡圖表1 振動測量記錄

測振點振動烈度/mm·s-1負荷0%負荷50%負荷100%18.5610.0265.2426.637.969.5535.977.3010.5340.737.2936.28

2.2壓縮機管系振動分析

分析振動部位和頻譜圖，初步判斷振動原因是管道氣柱固有頻率與壓縮機氣流脈動頻率接近而引起共振。當管系的氣柱固有頻率與其相聯接的壓縮機的激發頻率接近(0.8～1.2倍)或相等時，管線會發生共振。可以通過合理改變管長和氣柱固有頻率，使其遠離壓縮機激發頻率，從而消除或減小共振。

管段氣柱固有頻率fn與聲速c、管段長度L的關系為fn=c/2L，可由此求得各管段的氣柱固有頻率。富氣中的聲速c計算式為：

式中g——重力加速度，9.8m/s2；

k——氣體絕熱指數；

R——氣體常數，kg·m/(kg·K)；

T——氣體熱力學溫度，K。

式中的富氣氣體絕熱指數k和氣體常數R可由實測富氣氣體組分得到。

富氣中各氣體組分雖常發生變化，但根據現場提供的常用穩定組分情況，可得常用富氣氣體絕熱指數k為1.24，氣體常數R為74.13，由此算得富氣聲速c為530.51m/s，在該聲速下分別計算管系結構中不同管長的氣柱固有頻率(表2)。

表2 管系中各管段的氣柱固有頻率

該壓縮機轉速為375r/min，雙缸雙作用，故基頻為12.5Hz。一般情況下，管系振動只需考慮壓縮機基頻的前三階諧波，高階諧波影響可以忽略。而從表2結果可以看出，長度為7.537m的管段氣柱固有頻率為35.19Hz，恰好落在三倍頻共振區內，該管段振動強烈并導致整個管系振動，因此對該管段進行整改，改變氣柱固有頻率以避開共振區。

2.3管系振動抑制方案

對壓縮機組管道進行建模并做出相應的振動分析，得到系統的固有頻率和模態，并與激發主頻率比較，找出振動原因和振源。根據所提供的振動測量值，通過諧波分析，模擬原管系的振動狀況，得出振型圖。在不改變管系主要結構的基礎上，為了避免共振，對管道結構進行整改，使管系的氣柱固有頻率避開激發頻率的共振區。

根據上述對管系的振動分析，決定采用整改方案：拆除一級入口緩沖罐后下方管道的過濾器，只保留上方管道的過濾器，并升高過濾器所在管路位置，使其所在管路與壓縮機組一級緩沖罐入口管線平齊。另外對原有支撐進行改變，在過濾器前后各增加兩個支撐。

根據工廠提供的圖紙，按管道實際走向、尺寸、約束和工況，對壓縮機原管系和改造后管系進行振動分析，模型如圖2所示。計算得到改造前后管系模態頻率見表3。

改造后，在聲速530.51m/s的情況下，計算得原振動強烈管段的氣柱固有頻率為46.29Hz，而壓縮機三倍頻共振區為30～45Hz，因此改造后管段已完全避開三倍頻共振區。

由表3可知，相對于原管系來說，改造后各階模態頻率均有增大，落在前三階共振區內的數量明顯減少，而且均避開了壓縮機前三階主頻率，說明改造方案有效。而且在管系中減少了彎頭個數，能夠有效降低氣流脈動壓力幅值，對管線減振也具有一定的作用。

2.4改造效果

整改后開機運行，機組順利達到滿負荷狀態，減振效果明顯，一級緩沖罐水平方向振動烈度值大幅下降，整個管系振動值皆在API 618規定的安全標準范圍內。自整改完成后，機組至今運行良好，廠方對整改效果十分滿意，部分測點振動值見表4。

圖2 原管系和改造后管系模型圖表3 改造前后管系模態頻率對比

模態改造前改造后頻率/Hz周期/s頻率/Hz周期/s14.9840.2015.9330.16925.7750.1736.6120.15136.4830.1547.0800.14147.2340.1387.9380.12658.2530.1218.4190.11969.3030.1079.3350.107812.1690.08214.5050.069913.3050.07517.0620.0591016.8200.05919.6630.0511119.1250.05223.7720.0421223.7540.04235.8510.0281331.1840.03239.3350.0251435.5260.02841.5060.0241535.9590.028--1639.6260.025--1741.5060.024--

表4 改造后一級緩沖罐振動測量記錄

3 結束語

經過對富氣壓縮機組振動情況的現場調研和測量記錄，結合振動機理分析和氣柱固有頻率計算，得出機組振動過大的原因是管系氣柱固有頻率與壓縮機氣流脈動頻率過于接近，導致共振。對機組管系進行應力和模態分析，最終確定改造方案。通過更改過濾器的位置和管系的結構使管道內氣柱固有頻率避開共振范圍，并添加支撐進一步削減振動。通過對富氣往復壓縮機組管道振動的抑制研究，可以總結出：往復壓縮機組和管道的減振工作應建立在現場調研和分析計算的基礎上，盲目的添加支撐并不能達到減振效果，相反可能引起更大的振動；多數管道振動問題是由氣流脈動和共振引起的，減振措施也不限于更換緩沖罐和添加支撐，更改管道結構、改變元件位置也是可行的方法。

[1] 楊國安.往復機械故障診斷及管道減振實用技術[M].北京：中國石化出版社，2012.

[2] 沈繼忱，趙士榮，董明瑞. 管道振動故障三維識別方法[J].化工自動化及儀表，2012，39(1)：28～31.

[3] 王勇，人白.世界石化工業100起特大財產毀損事件[J].石油規劃設計，1992，3(1)：76～79.

[4] 董立新，陳軍，沈磊，等.往復壓縮機工藝管道振動分析及消減措施[J].壓縮機技術，2012，(5)：56～59.

[5] 黨錫琪，陳守五.活塞式壓縮機氣流脈動與管道振動[M].西安：西安交通大學出版社，1984.

[6] 張士永，馬靜.往復壓縮機氣流脈動及管道振動分析[J].壓縮機技術，2011，(1)：22～25.

*國家重點基礎研究發展計劃(2012CB026004)。

**周浩青，男，1989年11月生，碩士研究生。北京市，100029。

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0254-6094(2015)02-0271-03

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