合成氨廠壓縮機管路系統振動分析及治理措施

(四川宏達股份有限公司，四川 什邡 618400)

往復壓縮機是合成氨生產裝置中介質輸送、升壓和維持合成系統壓力的核心設備，其在運行過程中，由于活塞呈周期性的吸氣、排氣運動，引起壓縮機進出口管道內氣體流速、密度和壓力呈脈動狀態，氣流脈動、管系結構以及壓縮機本體機械振動是管道振動的重要因素。往復式壓縮機管系的劇烈振動，會帶來壓縮機容積效率降低、排氣量減少、功率損耗增加、氣閥及控制儀表松動等不良后果，甚至會造成管道及其附件連接部位松動、破裂、連接緊固件斷裂，一旦易燃、易爆的氫氣大量泄漏，就可能釀成極其嚴重的安全事故。四川宏達股份有限公司合成工段的3臺4M50氮氫循環聯合壓縮機自運行以來，其進出管路振動較為嚴重，特別是高壓循環段管道。為此，通過觀測壓縮機在不同負荷運行情況下管道、設備的振動特征，結合對管道氣動特性和管道結構的分析，采取了可行的減振方法，將管線振動控制在可接受的范圍內。

1 4M50壓縮機及管系基本概況

1.1 壓縮機主要參數

曲軸轉速n=273r/min，一級吸/排氣壓力為1.62/3.725 3MPa(a)、吸/排氣溫度為40/124℃，二級吸/排氣壓力為3.725 3/8.566 7MPa(a)、吸/排氣溫度為40/124℃，三級吸/排氣壓力為8.566 7/19.7MPa(a)、吸/排氣溫度為40/124℃，四級(循環氣)吸/排氣壓力為19.3/20.5MPa(a)、吸/排氣溫度為25/124℃。

1.2 壓縮機運行及管道振動狀況

壓縮機空載試車運行平穩，機體振動監測曲線平穩，振動幅度在規定值范圍內。在單機滿負荷運行的狀態下，機體振動幅度增加，特別是高壓段(合成三級和循環段)振動波幅增加較大，但均在規定范圍內。

在單機滿負荷運行的狀態下，合成氣二、三級進出管道，二、三級冷卻排管，循環氣排氣管道，循環氣排氣油分，進出壓縮機管道閥架振動嚴重。運行3個月后，陸續出現循環氣排氣油分缸地腳螺栓斷裂，循環氣、合成氣三級排氣管道多處管箍壓緊螺栓斷裂，以及管墩松動等嚴重問題。雖先后采取了對鋼制管架加強、硬木楔墊緊等被動措施，但效果不明顯。雙機運行時，由于脈動迭加效應影響，進出壓縮機系統的合成氣、循環氣主管線振動加劇，主管線振動引發各壓縮機周邊管線振動幅度有不同程度的增加。4M50壓縮機進出管系的振動問題，已經對裝置的安全、經濟運行構成了嚴重威脅。

2 管道系統振動原因分析

2.1 往復式壓縮機管系振動的主要因素

2.1.1 壓縮機本身引起的振動

壓縮機本體設計制造不合理、運動部件動平衡差、壓縮機安裝精度超差、壓縮機基礎設計不當等，均能引起壓縮機機組振動，并將這種振動通過連接管道傳遞至進出壓縮機的管系。

2.1.2 管道內氣流壓力脈動引起的管道振動

往復式壓縮機工作時，其吸排氣過程會引起管道內氣體流速、壓力、密度等，既隨位置又隨時間呈周期性變化，這種周期性變化的現象稱為氣流脈動。在壓縮機活塞的作用下，具有一定質量的脈動流體在管路內以一定速度運動前進時，會對其所經過的彎頭、閥門、孔板、盲板、異徑管、分支管等管路元件施以周期性的激振力，受該激振力作用，管路系統便會產生機械振動。壓力脈動越大，脈動氣流所傳遞和攜帶的能量變化幅度就越大；管道所響應的激振動應力越大，管道振動幅度就越大。

2.1.3 管系共振

管系共振分兩種，一種是氣柱共振，另一種是管系結構機械共振。氣柱共振時，管道內充滿的氣體可視為氣柱，氣柱體具有可壓縮、膨脹和一定質量的特性，其在受壓、膨脹的周期性變化過程中，自身就成為有一定質量、有一系列固有頻率的類似彈簧體系。當壓縮機激發頻率與氣柱某階固有頻率相等或接近時，就會發生氣柱共振。在工程設計實踐過程中，常將壓縮機激發頻率的0.8～1.2倍頻率范圍作為共振區，為此，在管系配管設計過程中，通常通過調整配管方式、管長、管徑、緩沖容積和配置位置、支管長度、支管位置等方法，調整管系氣柱的固有頻率，并使之避開相應的壓縮機激發共振頻率區。管系結構機械共振時，管道、管件、管支、管架組成的管路系統本身會有一系列的固有頻率，當壓縮機激發頻率與管系某階結構頻率(一般為前五階)相等或相近時，就會發生管系結構機械共振。管系發生共振，將增大管內氣流脈動，作用于管道的振動能量也加大，使管道位移和應力大幅度增加，將嚴重破壞管道、管件、支架等的管道及其結構系統。

2.2 往復式壓縮機管系振動原因排查

通過分析3臺壓縮機基座測振適時監測的曲線以及轉動部件動平衡測試數據，發現其均在正常值范圍內，可以得出造成管系嚴重振動的主要因素不是壓縮機本體振動傳遞，以及壓縮機基礎設計的問題。從合成氣三級排氣、循環氣段排氣兩高壓段管道呈現軸向位移大，鋼制管架頂部振動幅度大，各級進出壓縮機高壓閥架振動幅度大，合成氣、循環氣主管軸向、徑向振動幅度大，管架基礎振動明顯等表象看，氣流壓力脈動、管系共振是引起管系振動的主要原因。

2.2.1 壓力脈動

壓力脈動在往復式壓縮機加壓、輸送介質的過程中是客觀存在的，是不可消除的，只能通過工程措施將其對相關設備、管道系統設施的影響降低至安全運行可控范圍內。

美國石油學會標準API618《石油、化學和氣體工業設施用往復壓縮機》中，關于脈動和振動控制的相關準則，從分析方法和量上規定了對壓力脈動和振動控制的設計要求。

(1)當壓力在0.35～20.7MPa(a)時，壓力不均勻度按下式計算：

P=[C/350)1/2][400/(PLDif)1/2]

(1)

其中，P為壓力不均勻度，%；C為氣體聲速，m/s；PL為管內平均絕對壓力，bar；Di為管道內徑，mm；f為脈動頻率，Hz。

(2)脈動頻率按下式計算：

f=imN/60

(2)

其中，i為脈動頻率階次，1、2、3；m為壓縮機作用方式，單作用為1，雙作用為2；N為壓縮機曲軸轉速，r/min。

(3)氣體聲速按下式計算：

C=(KRT)1/2

(3)

其中，K為絕熱指數，合成氣1.402，循環氣1.395；R為氣體常數，合成氣956.79J/(kg·K)，循環氣801.47J/(kg·K)；T為絕對溫度，K。

按API618標準計算，主要管道壓力不均勻度允許值見表1。

表1 主要管道壓力不均勻度允許值

將運行過程中采集的數據與上表數據進行對比，發現管系多處實測壓力不均勻度均超過標準允許值，特別是循環氣和合成氣三級高壓段超標尤其嚴重。

(4)根據美國石油學會標準API618的規定，壓縮機氣缸進出口緩沖器容積應不低于下式結果，且兩者均不應小于0.03m3。

Vs=8.1Pd(KTs/M)1/4

(4)

Vd=1.6(Vs/R1/K)Vs≥Vd

(5)

其中，Vs為入口緩沖器最小容積，m3；Vd為出口緩沖器最小容積，m3；Pd為與緩沖器相連的氣缸每轉排(吸)總凈容積，m3；K為絕熱指數；Ts為吸入側絕對溫度，K；M為氣體分子量；R為氣缸級壓比。

按API618標準計算，各級壓縮進出口緩沖器容積最小值見表2。

表2 各級壓縮進出口緩沖器容積最小值

將實測的緩沖器容積與上表數據對比，發現除合成氣一級排氣緩沖器容積達到計算值外，其余各級緩沖器容積配置均偏小，合成氣一級吸氣緩沖氣容積偏小77.1%，合成氣二級吸/排氣緩沖器容積分別偏小79.8%、65.9%，合成氣三級吸/排氣緩沖器容積分別偏小102.7%、74.2%，循環氣吸/排氣緩沖器容積分別偏小63.3%、140.3%。緩沖器容積配置不足、氣柱共振是壓力脈動未得到有效控制、壓力不均勻度超標的直接原因。壓力脈動越強，作用于管路元件的激振力越強，使管道產生的位移峰值和應力越大，則間接傳遞給管架、管支的循環振動載荷也越大，從而導致了整個管系的強烈振動。

2.2.2 氣柱固有頻率和共振管長

管內氣柱振動頻率按下式計算：

fg=C(2i+1)/(4Le)

(6)

其中，Le為氣體管道當量長度，m；fg為氣柱固有頻率，Hz。

氣柱共振條件：

f=fg

(7)

根據公式(6)、(7)可以導出氣柱共振當量管長計算式：

Le=C(2i+1)/(4f)

(8)

經計算，合成氣吸/排氣管、循環氣吸/排氣管的五階氣柱共振頻率及共振當量管長見表3。

表3 合成氣吸/排氣管、循環氣吸/排氣管的五階氣柱共振頻率及共振當量管長

將計算結果與管路現狀進行對比，發現合成氣、循環氣輸送主管所屬部分管段處于氣柱共振當量管長范圍內，而各壓縮機吸排氣管匯入的主管在雙機運行狀態時，主管振動現象加劇。

2.2.3 管系固有頻率和管架間距

合成氣第1～3級壓縮及循環氣第4級壓縮，級間管路涉及彎頭、閥門、支管、變徑、三維變向、冷卻排管等管路元件，管路系統組成復雜。管系固有頻率應用CAESAR II Ver.5.10.00進行計算，計算結果見表4。

表4 管系固有頻率

進出壓縮機系統直管管道，管系結構相對簡單，管系固有頻率、管道特性與支架類型及間距相關。一般通過調整管架間距及支架類型調整管道固有頻率，以避開前五階激振共振頻率區。直管管路管系固有頻率及管架間接按下式進行近似計算：

(9)

Ls=[λ/(2πfs)1/2][(EJg)/(AR)1/4]

(10)

其中，fs為管系固有頻率，Hz；Ls為道支架間距，m；λ為管道固有頻率諧振系數，兩端簡支1階時，λ1=3.14，2階λ2=6.28；兩端固支1階時，λ1=4.73，2階λ2=7.85。E為管道材料彈性模量，kgf/m2；J為管道斷面慣性矩，m4；g為重力加速度，m/s2；A為管道截面積，m2；R為管道外徑，m。

經計算，不同管徑的管道支架(簡支)間距及相應的固有頻率見表5。

表5 不同管徑的管道支架(簡支)間距及相應的固有頻率

將計算結果與管路現狀進行對比，發現合成氣第1～3級壓縮及循環氣第4級壓縮管系，前兩階管系固有頻率與激振共振頻率區相重疊，合成氣、循環氣進出壓縮系統主管及部分管支間距過長，管架均勻分布，標高超過3.0m的數個管架為鋼架結構且剛性明顯不足等問題。以上不合理的布置，均不利于減小管系共振，是造成管系振動的原因之一。

3 管道系統振動的治理措施

經過分析計算結果，結合半年試運行期間監測數據和觀測情況，本著“先易后難”的治理原則，先后采取相應措施進行治理，取得了較滿意的效果。治理措施實施前后，壓力脈動變化見表6，振動幅度變化比見表7。

表6 治理措施實施前后壓力脈動變化對比表

表7 治理措施實施前后振動幅度變化對比

4 結語

(1)針對壓力脈動過大及部分管長處于氣柱共振管長范圍的問題，采取在氣缸緩沖球出口、分離器進出口端增設消振孔板與集氣管，增大3臺壓縮機進出氣匯總管直徑，且保證匯總氣管通流截面積大于單臺壓縮機進出氣管通流截面積的4倍，調整循環氣、合成氣主管走向，避開表3中氣柱共振當量管長范圍等措施。

(2)針對管架振動的問題。采取調整管支布置，在彎頭、閥架、三維變向管段等部位增加固定管支，標高超過3.0m的管架改為混凝土配重管架(含閥架)，進出壓縮機系統且軸向位移較大的吸排管道設混凝土固定管支，增加地面管墩配重，增加原主管混凝土管架基礎配重，在原管架間適當位置增設管架，使得主管管架間距呈非均勻狀態布置，調整后的直管管支間距不大于表5中列出的支架間距，管道卡箍與管道之間增設石棉橡膠板，保證管道與卡箍間充分接觸等措施。但需要注意的是，在固定管支的增減調整過程中，特別是近壓縮機氣缸端，須利用CAESAR II或AutoPIPE軟件進行動應力分析計算，在考慮動應力分析計算結果的基礎上，綜合制定管架調整方案，以避免應力集中對壓縮機本體或管件造成損壞。