往復式壓縮機出口管系振動的分析與控制措施

楊建剛，羅定全，練新元，李勤，佘金勝，杜尚明

（中國石油西南油氣田公司川西北氣礦江油采氣作業區，四川江油621709）

往復式壓縮機出口管系振動的分析與控制措施

楊建剛，羅定全，練新元，李勤，佘金勝，杜尚明

（中國石油西南油氣田公司川西北氣礦江油采氣作業區，四川江油621709）

增壓站往復式壓縮機出口管系振動幅值超標，對壓縮機組進行現場振動檢測和數據采集，查找引起振動的原因，制定解決方案。整改后的壓縮機出口管系振動幅值達到設計標準。

往復式壓縮機；振動幅值超標；振動分析

0 壓縮機概況及參數

某石油公司增壓集氣站1臺往復式天然氣壓縮機。機型DPC-2803MH9×9；額定功率470 kW；額定轉速365 r/min；氣缸雙作用形式；動力缸缸徑381 mm；壓縮缸缸徑228.6 mm；動力缸缸數3；壓縮缸缸數2；排氣量1.8×105m3/d；緩沖罐容積0.213 m3；入口平均壓力（絕壓）0.6 MPa；出口平均壓力（絕壓）2.6 MPa；工作介質為含甲烷83%的含硫天然氣；可壓縮系數0.9976；相對密度0.6214；比重0.621；絕熱指數1.27。自投產以來，曾出現先導式安全閥導壓管短節斷裂、冷卻器隔板破裂、單流閥異響，安全閥至放空管道及冷卻器至匯管管道振動幅值超標等一系列故障。

1 出口管系振動分析

往復式壓縮機機組產生振動的原因主要有3種[1]，①氣流脈動；②機械共振；③動平衡性差。往復式壓縮機的工作原理決定了進出口管道內必然產生氣流脈動，而機械共振和動平衡差是完全可以避免的。經檢測，該壓縮機主機振動符合設計要求，出口管系的振動由氣流脈動引起管道共振的可能性較大。

1.1 壓力不均勻度δ

式中Pmax——最大壓力，MPa

Pmin——最小壓力，MPa P0——平均壓力，MPa

美國石油學會API 618標準規定，當壓力在0.35～20.7 MPa時，壓力不均勻度的許用值在2%～5%，根據公式（1）計算出壓力不均勻度δ為3.3%，符合設計要求。

1.2 共振

（1）主激發頻率FC，見式（2）。

式中n——壓縮機轉速，r/min

mi——曲軸每轉一周，向管道吸氣或排氣的次數，雙作用壓縮機mi=2。

激發頻率Fc根據公式（2）計算結果為12.2 Hz，共振區的頻率范圍（0.8～1.2）Fc，即9.76～14.64 Hz，出口管系的結構固有頻率，至少前三階要避開激發頻率共振區的頻率范圍。

（2）氣柱共振管長[2]。氣柱固有頻率見式（3）。

氣柱共振管長的條件是f=（0.8～1.2）f固，共振管長可以分為2種狀況進行計算，見式（4）和式（5）。

A狀況，一端為開端，一端為閉端，n=4。

B狀況，兩端均為開端或閉端，n=2。

式中i——氣柱固有頻率階次，（一階i=1,二階i=3,……奇數）

α——氣體聲速，α=，389.5 m/s

K——氣體絕熱系數

R——氣體常數

T——氣體絕熱絕對溫度，K

L——管道長度，m

由于安全閥至放空管道在機組運行時，基本沒有壓縮氣體介質進入，本文只考慮這段管道的固有頻率。壓縮機氣缸出口腔容積較小，可以近似的認為閉端；只要容器的容積大于管道容積的10倍以上，就可以把容器視為開口端，冷卻器和匯管近似認為開端。壓縮機氣缸出口至冷卻器的管道采用公式（4）計算，冷卻器至匯管的管道采用公式（5）計算，共振管道長度計算結果見表1。

壓縮機氣缸出口至冷卻器管道長4.82 m，安全閥至放空管道長7.5 m，冷卻器至匯管管道長17.9 m。通過與表1的氣柱共振管道長度范圍比較，安全閥至放空管道長7.5 m，恰好處于表1中A狀況i=1階共振管長（6.4～9.6）m范圍。冷卻器至匯管管道長17.9 m，恰好處于表1B狀況i=1階共振管長（12.8～19.2）m范圍。說明這兩段管道的激發頻率和固有頻率重合，易發生共振。

（3）管道固有頻率[2]。出口管系結構固有頻率，與壓縮機主激發頻率或倍頻重合，就會發生結構性共振。固有頻率需要通過管道結構模態分析或者公式（6）計算得知；固有頻率在激發頻率± 20%范圍內，就會引發共振。復雜管道結構固有頻率20%的計算誤差很常見，主要原因有2點，①管路系統支撐的剛性與實際值有較大偏差。②技術人員需要具有豐富的工程經驗。

管道固有頻率f，見式（6）。

表1 1～3階共振管道長度范圍m

式中λ——支撐型系數，剛性支撐=3.74

E——彈性模量，N/cm2

J——管路截面的慣性矩，cm4

m——支撐間管段單位長度質量，kg L——支撐間距，cm

美國石油學會API 618標準推薦，結構固有頻率應高于壓縮機轉速對應的頻率的2.4倍，根據公式（6）計算管道固有頻率，結果如表2所示。

表2 整改前后管道固有頻率Hz

整個出口管系中有4處振動幅值超標，分別是冷卻器至匯管管道、安全閥至放空管道、安全閥導壓管短接和冷卻器側撬裝梁。從表2可以看出，安全閥至放空管道的前2階固有頻率值，處于共振區頻率9.76～14.64 Hz的范圍內，且各階次頻率較為接近，故該段管道出現振動幅值超標現象。先導式安全閥導壓管處于振動末端，長期經受劇烈振動而出現疲勞斷裂。由于安全閥至放空管道的支撐設計在撬裝梁上，安全閥至放空管道的振動通過支撐傳遞到撬裝梁，導致單側撬裝梁振動大。冷卻器至匯管管道設計不合理，使用了過多的直角彎頭，降低了該段管道的固有頻率值，其1階固有頻率值處于共振區頻率9.76～14.64 Hz的范圍內，故該段管道出現振動幅值超標現象。出口管系工藝流程中，單流閥安裝位置過于靠后，在氣流脈動作用下，單流閥前后兩端瞬時壓差波動大，單流閥閥瓣頻繁開合而產生敲擊聲音。

1.3 彎頭受力分析

冷卻器至匯管管道彎頭使用多達8個，重點分析彎頭在整個出口管系振動中的影響，通過對彎頭激振力計算，并采用Flow Simulation軟件分析彎頭內壁所受流體的壓力分布，發現彎頭在整個管系振動中有非常重要的影響。

如圖1a所示[3]，設直角彎頭管子的內徑為d，管道的流通面積為A，彎頭的進出口壓力為P1且相等。對彎頭來說，它受到一個水平向右的推力P1S和一個垂直向下的推力P1S和一個垂直向下的推力P1S，將此二力合成，得到沿彎頭分角線的合力R1，即R1=2P1Asin45°。壓力P1不是常量，它在平均壓力上下隨時間變化著，表示為P1=P0+P，式中P0表示平均壓力，P表示脈動壓力。彎頭所受合力R1=2（P0+P）Asin45°=Rm+F，其中脈動壓力P= 0.5δP0，Rm=2P0Ssin45°稱為靜力部分，F=2PAsin45°稱為激振力。實際計算出激振力為1249 N，這個力周期性作用在管道的彎頭部分，引起管道作受迫振動。

采用Solidworks軟件對直角彎頭建模，將模型導入Flow Simulation進行流體分析。如圖1b所示，流體流經彎頭時，作用在彎頭內壁上的壓力，呈現出不均勻分布的特征，彎頭內壁外側所受壓力較大，而內壁內側所受壓力相對較小。為減小彎頭激振力對管道的影響，工程設計時應盡量減少彎頭的數量；施工中采用的管卡和支架應盡量靠近彎頭，并且所選彎頭拐彎處曲率半徑應＞1.5倍公稱直徑，避免氣流對管道產生較大的沖擊力而引發振動。上述分析，為工藝管道設計時彎頭的選型提供了理論依據[4]。

2.4 Bentley Autopipe管道振動分析

Bentley Autopipe是一套直接基于Windows操作平臺的工程分析軟件，專為工業管道系統設計所開發。

Bentley Autopipe是一個獨立的用于進行管道應力計算、法蘭分析、管道支撐設計，以及靜態和動態載荷條件下，管道設備受力分析的計算機輔助工程分析（CAE）程序[5]。

2.41 模型的建立

圖1 彎頭受力分析示意圖

圖2是一個簡化的管網系統，采用Bentley Autopipe管道應力分析軟件對出口管系分3段建模。①壓縮缸出口至冷卻器管道，即A00～A12節點，管道規格Φ159×9 mm L245NS。②冷卻器至匯管管道，即（B00～B19）節點，管道規格Φ159×9 mm L245NS。③安全閥至放空管道，即（E00～E15）節點，管道規Φ89×7 mm L245NS。管道設計壓力6.4 MPa，設計溫度≤120℃，防腐裕量4 mm，管道標準選擇ASME B31.3。壓縮機主體和冷卻器簡化為自由度完全約束的支撐點，與之相連的管道采用剛性連接。

1.4 模態分析

壓縮機運行工況參數，P=2.5 MPa，Q=1.8×105 m3/d，T=20℃，管道支撐點如圖3所示設置。將上述工況加載到出口管系上，使用Bentley Autopipe軟件進行模態分析，計算結果見表3、表4。

圖2 出口管系模型和節點布置

圖3 整改前后出口管系工藝流程

對比表2后發現，冷卻器至匯管管道的前3階固有頻率值，誤差最大約19%；安全閥至放空管道前3階固有頻率值，誤差最大約15%。使用Bentley Autopipe軟件分析時，充分考慮了B05～ B07節點和B18～B19節點，兩段埋地管道土壤載荷的影響；軟件中各支撐采用的支撐系數符合ASME B31.3規范，其值比公式（4）中選用的支撐系數略大。對比數據顯示，1階固有頻率都處于共振區頻率9.76～14.64 Hz的范圍內，不影響出口管系振動結果的判斷。

2 控制措施

根據上述分析，制定整改方案。

（1）重新設計冷卻器至匯管管道走向，減少5個直角彎頭，采用曲率半徑較大的彎頭代替直角彎頭。

（2）優化安全閥至放空管道的工藝流程，改用彈簧式安全閥替換先導式安全閥，管道規格改為Φ108×7 mm L245NS，減少1個直角頭。

（3）優化管道的支撐結構、減小支撐間距，提高管道系統固有頻率。

（4）更換抗氣流脈動性好、耐腐蝕強的冷卻器并對冷卻器進行減振處理。

（5）更改工藝流程中單流閥位置，使其靠近冷卻器出口端。

使用瑞典LeonovaTM動設備振動診斷系統，對壓縮機出口管系振動幅值進行檢測，各檢測點位置如圖3所示，檢測結果表5所示，注：一般機械振動許用幅值標準要求＜300 μm。

表5 整改前后振動超標位置振

表3 冷卻器至匯管管道模態分析數據

表4 安全閥至放空管道模態分析數據

3 結論

（1）當脈動的氣流遇到彎頭時，將產生較大的激振力，使管道發生節奏性的振動，這是不可避免的,所以管道工藝流程設計中應盡量減少彎頭的使用。

（2）將氣流脈動和管道振動結合起來分析振動問題，先將氣流脈動控制在容許范圍內，再使結構固有頻率與激發頻率的前3階錯開，避免機械共振，就可從根本上消除振動幅值超標現象。

（3）運用Bentley autopipe軟件，對往復式壓縮機管道系統的振動進行分析，較為全面的還原了管道實際振動情況；說明Bentley autopipe管道應力分析軟件，能夠比較準確地完成對往復式壓縮機管道系統振動的分析計算。

［1］成大先.壓縮機手冊[M].北京:化工工業出版社，2012.

［2］NewAPIStandard6185thEdition，Reciprocation Compre-ssors for Petroleum[s]. 2007.

［3］黨錫淇，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.

［4］張勇，馮承科.活塞壓縮機工藝氣管路內部流場特征分析[J].壓縮機技術，2009（5）：115-121.

［5］ASME B31.3，Precess piping，2001 Edition.

〔編輯 利文〕

TH17

B

10.16621/j.cnki.issn.1001-0599.2017.02.46