往復式壓縮機氣體脈動分析及壓力降計算

李 程 呂 明 李海三 沈書乾 楊 平

(1. 廣東省特種設備檢測研究院茂名檢測院；2. 中國石油撫順石化分公司)

往復式壓縮機氣體脈動分析及壓力降計算

李 程*1呂 明2李海三1沈書乾1楊 平1

(1. 廣東省特種設備檢測研究院茂名檢測院；2. 中國石油撫順石化分公司)

概述往復式壓縮機出口管道振動的主要原因，從氣體脈動的角度出發，應用伯努利方程對氣體脈動壓力降進行計算，并根據計算結果和壓縮機管線振動的情況提出一定的改進措施。

往復式壓縮機 振動 氣體脈動 壓力降

往復式壓縮機廣泛應用于石油化工、化學工程等領域，并且具有效率高、壓力高及工藝成熟等特點。根據往復式壓縮機的工藝特點周期性吸、排氣，不可避免地會對管道產生沖擊，引起管道的振動，所以在壓縮機工作中出現振動情況屬于正常現象。但是，當管道結構固有頻率、管道內氣柱固有頻率與往復式壓縮機氣流脈動所激發頻率接近時，這種情況下管道振動較為劇烈，使管道及其附件的接連部位極易出現松動或斷裂，不利于裝置的平穩生產。因此，研究往復式壓縮機振動尤為重要。

1 往復式壓縮機出口管道振動的主要原因

工程實際中，常將所謂的機械結構系統看作是由管道、支架和相連接的各個設備或裝置構成的，在生產過程中所產生的振動主要有3個原因：第一是管系振動的頻率和激發頻率相接近，導致管道的共振和管道內氣流脈動過大引起的振動，在工廠裝置的實際運營中氣流脈動也是引發壓縮機整體裝置振動的主要因素；第二是由于設計基礎不完善所造成的振動，這種振動只發生在機體本身、基礎和機體附近的管道；第三是動平衡性差或基礎設計不當而引起的管道振動。要減弱乃至消除排氣端管道的振動，應該重點從第1個原因入手，消減和排除氣流所引發的脈動，氣流脈動不僅會使管道發生機械振動，同時管道發生振動又會影響壓縮機機組的振動，產生鏈式反應[1,2]。

在理想的狀況下，氣流流動過程中，若沒有壓力、速度等波動，氣流就不會對管路起到動力作用，在這種靜力作用下，管路就不會振動。但是往復式壓縮機的吸排氣過程是間歇性的，而不是連續性的，這樣氣體的壓力、速度就會呈現出周期性變化，管路內的流體呈現脈動狀態，這也就造成了管內流體在不同位置的自身參數(例如氣體的壓力、速度等)呈周期性變化，在這種情況下便產生了氣流脈動。如果假設在管路中的流動氣體為一元流動，可以得出氣體的各項參數僅與時間和所在的位置有關，這屬于一種非定常流動。這種不僅隨著位置的變化而變化，還與時間有關的現象稱為氣流脈動，它包含氣流的壓力脈動和速度脈動。在實際生產過程中，壓力脈動與速度脈動共同作用下會使官道上產生干擾力。在壓縮機管道上，這種干擾力主要是由于壓力脈動引起的，速度脈動的影響還不到10%。在彎頭、閥門等位置常由于這種脈動所產生的激振力造成強烈的沖擊[3]。

2 氣體脈動

在壓縮機的排氣管道里，氣流的流速和壓力的變化規律是周期性的，這種規律就叫做氣流的脈動。往復式壓縮機裝置管道系統內的氣流脈動的起因存在于整個系統中，并決定于整個系統中。

用一個聲學模型來描述活塞體積流量的變化。簡化模型只取活塞的一端為參考，忽略閥片受活塞運動的影響，聲學體積流量如下：

式中A——活塞的有效面積；

l——連桿長；

R——曲軸半徑；

θ——柄轉角，θ=ωt；

ω——轉速。

往復式壓縮機脈動體積流量變化曲線如圖1所示，周期為非正弦曲線的體積流量，所以將會在頻域中產生一部分相關諧波。壓縮機排氣端前三階體積流量變化曲線如圖2所示[4～7]。

圖1 往復式壓縮機產生的非正弦曲線

a. 曲柄周期內排氣脈動

b. 曲柄周期內吸氣脈動

管道中的激振力是因為氣流脈動的存在所引起的，然后加載在管道上。在數學分析上壓力脈動引發的占總數90%以上[8]。

脈動速度與脈動壓力的關系如下[9～11]：

a2=(dp/dρ)s=kRT

p=ρa

式中a——在理想氣體中的聲速；

k——比熱容比，cp/cV；

p——壓力脈動值；

R——氣體常數；

s——速度脈動值；

T——絕對溫度；

Z——聲阻抗；

ρ——氣體密度。

圖3為管道內氣體壓力脈動示意圖，圖4為往復式壓縮機實際測得的脈動壓力曲線。其中，Ⅰ表示壓縮機內脈動壓力變化，Ⅱ表示排氣閥外的脈動壓力變化。

圖3 壓力脈動圖

圖4 壓縮機排氣口內、外脈動壓力對比

3 氣體脈動壓力降的計算

筆者主要針對往復式氫氣壓縮機，即單相流、可壓縮氣體。對于流動系統一般采取伯努利方程進行計算。伯努利方程表示如下：

在理想氣體且沒有外力功加入的情況下(即We=0、Σhf=0)上式可以簡化為：

對于可壓縮的流體，如果所取系統兩截面間的絕對壓強變化小于原來絕對壓強的20%時，仍然可以使用上式進行計算，但是此時的流體密度ρ應由ρm代替，這種誤差在工程計算上是允許的[12]。

一般氣體管道，當管道長度L>60m時，按等溫流動公式計算；L<60m時，按絕熱流動公式計算，必要時用兩種方法分別計算，取壓力降較大的結果。

由于文中所研究的壓縮機出口管道長度L>60m，故采用等溫式計算摩擦壓力降Δpf，氣體平均密度ρm計算如下：

ρ1、ρ2分別表示氫壓機輸送管道進、出口的氫氣密度。通過雷諾數Re來判斷氣體流動類型，如果雷諾數小于3 000則為層流，反之則為湍流，在確定流動類型后，由與管壁相對粗糙度確定摩擦系數λ，絕對粗糙度ε可由查表確定，摩擦系數亦可查表確定[13]。摩擦壓力降即可由計算得出：

式中d——管路直徑，mm；

L——管道長度，m；

W——流量，kg/h。

通過現有的2D32-50/20-30-BX型氫壓機對壓力降進行計算，根據已知條件d=307mm，W=5000kg/h，可知Re=524133.874，大于3 000，則流動類型為湍流，根據表格查出ε=0.2mm，λ=0.0176，由此可以算出壓力降。

雖然在工程實際上這個壓力降對于生產所造成的影響并不是很大，但是隨著壓縮機功率的增大，這個壓力降便不能忽視，所以在工程設計上要對此數據進行考慮。

4 改進措施

筆者把研究振動的重點放在了壓縮機的出口管道上，參考近30年國內外研究振動的寶貴經驗[14]，對某煉油廠的3臺氫氣壓縮機組出口管道系統的氣流脈動和管道振動進行了實例研究。根據往復式壓縮機管道系統的振動機理，減少振動和提高其耐性的基本入手方向為：減小壓力不均勻度，使其小于3%；減少管系中的彎頭數量；改變結構固有頻率值，使其避開激振力的基頻范圍。

遵照這3項減振措施的基本方向，針對此壓縮機組管系存在的問題，可以按照以下方案對管道結構進行重新排布和修改設計：

a. 擴大緩沖器的容積，使壓力不均勻度下降到3%以下；

b. 提高管道的水平剛度，具體方案為調低管道的安置高度，最好平行于地面，此壓縮機組必須避免使用1.452～2.178m長的排氣管道，同時減少管道連接中彎頭的使用量特別是n形彎頭；

c. 受到熱脹冷縮規律的影響，在支撐和管道之間加墊3mm厚的石棉橡膠，使用固定支撐代替滑動支撐為了增加支撐的剛度，支座要緊固在地面或焊接在支架上；

d. 安置的緩沖器和緩沖器周圍一定要獨立固定，因為管道的最低階固有頻率受到含緩沖器管段剛度的直接影響，通過理論值和實際測量值的對比發現，這一做法對提高管道的最低階固有頻率起著十分有效的作用。

在采取以上措施后，機組任意兩臺壓縮機同時工作時都能達到滿負荷狀態。使得該管線的振動明顯減弱、安全可靠，整個管系各處振動都是符合API618的規定，為設備的長期穩定運行提供保障。

5 結束語

解決壓縮機管線振動時，應將復雜管道系統整體分析，根據振動理論并結合對該出口管道的振動和管道結構系統的氣流脈動分析和計算，采取必要的減振措施，才能達到有效的減振效果，使生產運行穩定進行。

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GasFluctuationAnalysisforReciprocatingCompressorandCalculationofPressureDrop

LI Cheng1, LV Ming2, LI Hai-shan1, SHENG Shu-qian1, YANG Ping1

(1.MaomingInstitute,GuangdongInstituteofSpecialEquipmentInspectionandResearch,Maoming525000,China;
2.PetroChinaFushunPetrochemicalCompany,Fushun113008,China)

The major reason of pipe vibration at reciprocating compressor outlet was summarized. Starting with the gas fluctuation, applying Bernoulli equation to calculate pressure drop of gas fluctuation was implemented and some improvements were proposed after considering the calculation results and the compressor pipeline’s vibration.

reciprocating compressor, viberation, gas fluctuation, pressure drop

*李 程，男，1987年12月生，助理工程師。廣東省茂名市，525000。

TQ051.21

A

0254-6094(2016)04-0472-04

2015-12-15，

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