往復(fù)壓縮機(jī)管線振動的可行性研究

趙延良, 韓小迪, 耿書林

(1 山東京博石油化工有限公司, 山東 濱州 256500; 2 東營聯(lián)合石化有限責(zé)任公司, 山東 東營 257200)

往復(fù)式壓縮機(jī)作為通用機(jī)械, 是石油化工行業(yè)的關(guān)鍵設(shè)備。 往復(fù)式壓縮機(jī)具有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、 運動部件多、 故障發(fā)生概率高、 維修費用高等特點。 目前, 對于往復(fù)式壓縮機(jī)管線振動分析已有文獻(xiàn)報道[5-10], 但對于氣流脈動分析和機(jī)械響應(yīng)分析驗證其可靠性的可行性研究并不多。 由于某煉廠的往復(fù)式壓縮機(jī)已生產(chǎn)和工藝流程以確定, 重新更改工藝參數(shù)或重整設(shè)計壓縮機(jī)對造成資金浪費, 若能通過后續(xù)改進(jìn)滿足安全生產(chǎn), 是解決管系振動一個途徑。 因此, 針對某煉廠往復(fù)式壓縮機(jī)的關(guān)系振動問題, 進(jìn)行了用氣流脈動分析和機(jī)械響應(yīng)分析優(yōu)化部分的可行性研究。

1 氣流脈動分析

聲學(xué)模擬分析采用API618 標(biāo)準(zhǔn)中3.9 款推薦的近似設(shè)計方法3, 本程序的物理基礎(chǔ)是聲學(xué)近似法, 建立聲學(xué)系統(tǒng)的守衡方程, 通過忽略高階小量, 使非穩(wěn)態(tài)管內(nèi)流體的微分方程線性化。 我們同時假定整個系統(tǒng)是等熵的, 并將氣體分階級的看成理想氣體。 根據(jù)壓縮機(jī)運行負(fù)荷調(diào)節(jié)狀態(tài), 分別按100%、50%、 N2 試車工況3 種工況進(jìn)行氣流脈動分析。

API 允許范圍, 根據(jù)壓縮機(jī)的設(shè)計參數(shù), 按API618 第三種設(shè)計方法要求, 計算出氣缸法蘭處所允許的脈動值、 脈動抑制裝置允許的壓力降、 管道允許的脈動值, 以及管道中截面發(fā)生變化處和流體流動方向發(fā)生改變處的激振力。

該計算方法是以公稱轉(zhuǎn)數(shù)為基準(zhǔn), ±10 轉(zhuǎn)為偏差的范圍內(nèi)進(jìn)行研究以補償壓縮機(jī)性能上的微小變化, 如溫度、 壓力、 工藝氣體成分、 摩爾質(zhì)量等, 并且對每個轉(zhuǎn)數(shù)進(jìn)行10 階頻譜分析最后對十階頻譜矢量合成, 得相對壓力脈動, 例如新氫壓縮機(jī)(C101A&B&C&D)(4M125(86))的公稱轉(zhuǎn)數(shù)均為: N=333 r/min,則其計算范圍為323/min ~343 r/min 既以每10 轉(zhuǎn)為一測試步長, 得其諧波分量的最大值, 因此計算結(jié)論是偏于保守的。

壓縮機(jī)管道振動的主要根源之一是氣流脈動, 控制壓縮機(jī)管道系統(tǒng)內(nèi)的壓力脈動, 使之處于允許范圍之內(nèi), 是解決管道振動的有效途徑。

1.1 壓縮機(jī)基本參數(shù)

壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)如下:

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù): 333 r/min;

行程: 320.0 mm;

活塞桿徑: 160 mm;

曲柄半徑與連桿長度比: 0.13559。

1.2 100%氣量正常工況

我們通過建立管道系統(tǒng)的幾何模型一側(cè)閉口被動邊界單元, 另一側(cè)為為壓機(jī)氣缸的主動邊界單元。

主頻沿該管系分布的壓力不均勻度幅值與 API618 中3.9款允許值對比情況見圖1 所示。 各測試輸出點的壓力脈動幅值均滿足要求, 其中最大值發(fā)生在130A 點處, 幅值為1.42%,其隨曲拐360°轉(zhuǎn)動的壓力脈動波形見圖2, 該點的10 階激發(fā)頻率壓力脈動幅`值與 API618 中3.9 款允許值對比情況見圖3所示。

圖1 各輸出點333 轉(zhuǎn)速下壓力幅值變化曲線Fig.1 Pressure change curve at 333 rotating speed

圖2 節(jié)點130A 壓力不均勻度時間隨曲線拐角曲線Fig.2 Time curve of pressure unevenness at node 130A

圖3 轉(zhuǎn)速為333 rpm 時的幅值Fig.3 Amplitude of 333 rpm

1.3 50%氣量正常工況

我們通過建立管道系統(tǒng)的幾何模型一側(cè)閉口被動邊界單元, 另一側(cè)為為壓機(jī)氣缸的主動邊界單元。

主頻沿該管系分布的壓力不均勻度幅值與API618 中3.9款允許值對比情況見圖4 所示。 各測試輸出點的壓力脈動幅值均滿足要求, 其中最大值發(fā)生在111A 點處, 幅值 為1.68%,其隨曲拐360°轉(zhuǎn)動的壓力脈動波形見圖5。

圖4 各輸出點333 rpm 轉(zhuǎn)速下壓力幅值變化曲線Fig.4 Pressure change curve at 333 rpm rotating speed

圖5 轉(zhuǎn)速為333 rpm 值的幅值Fig.5 Amplitude of 333 rpm

1.4 氮氣況試車工

主頻沿該管系分布的壓力不均勻度幅值與API618 中3.9款允許值對比情況見圖6 所示。 各測試輸出點的壓力脈動幅值均滿足要求, 其中最大值發(fā)生在118A 點處, 幅值為0.58%,其隨曲拐360°轉(zhuǎn)動的壓力脈動波形見圖7。

圖6 各輸出點333 轉(zhuǎn)速下壓力幅值變化曲線Fig.6 Pressure change curve at 333 rotating speed

圖7 節(jié)點111 壓力不均勻度時間隨曲線拐角曲線Fig.7 111A Time curve of pressure unevenness

2 機(jī)械響應(yīng)分析

在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)動過程中, 壓力脈動值隨曲拐旋轉(zhuǎn)360°的時程變化被給出。 采用專業(yè)的管道應(yīng)力分析軟件——CAESARII, 對管道進(jìn)行建模。 根據(jù)管道布置和相關(guān)設(shè)備的布置安裝條件以及應(yīng)力分析的邊界劃分原則, 我們將整個機(jī)組建立整體模型。

首先建立的模型既符合設(shè)備的布置安裝條件和實際操作要求, 同時也與氣流脈動分析的模型一一對應(yīng)。 與氣流脈動分析的模型一一對應(yīng)關(guān)系, 使在動應(yīng)力分析中所需要的動力條件,且必須通過 《容積式壓縮機(jī)技術(shù)手冊》 雙振幅圖譜; 其次循環(huán)應(yīng)力大于50 MPa。 根據(jù)以上原則我們建立應(yīng)力分析模型。

3 結(jié) 論

3.1 氣流脈動分析

一級進(jìn)氣管段在100%氣量額定工況時, 脈動幅值超出API618 的限定要求。 使脈動情況符合要求, 通過在 A、 B、 C、D 四臺機(jī)器的一級進(jìn)氣緩沖器進(jìn)口處各加一孔板, 一級進(jìn)氣段超標(biāo)調(diào)整方案, 以上計算基于聲學(xué)的模擬, 模擬本身會存在一定的誤差, 而分析則又建立在模擬之上, 加之管線安裝影響、實際工況與計算結(jié)果之間可能存在不可避免的客觀因素的影響, 因而兩者之間存在差異亦屬正?，F(xiàn)象。

3.2 機(jī)械響應(yīng)分析

通過綜合分析、 評判我們發(fā)現(xiàn)原管道系統(tǒng)剛性較好, 不易引起振動。 在往復(fù)壓縮機(jī)的振動問題中, 氣柱的脈動是根源,管線機(jī)械系統(tǒng)的響應(yīng)是表象。 在因氣流脈動產(chǎn)生的激振力作用下, 通過諧振分析, 該機(jī)組的機(jī)械響應(yīng)振幅和可能使其產(chǎn)生破壞的循環(huán)應(yīng)力均滿足了相關(guān)的規(guī)定指標(biāo)。 故管系機(jī)械部分滿足安全要求。

本文通過壓縮機(jī)排氣管路系統(tǒng)的氣流脈動計算和機(jī)械響應(yīng)性實驗, 得出如下結(jié)論: 通過調(diào)整部分支架的形式, 整個管系的各項技術(shù)指標(biāo)均滿足長期運行要求, 管系應(yīng)是安全可靠的。對以后壓縮機(jī)生產(chǎn)制造及技改具有良好借鑒意義。