往復(fù)式壓縮機(jī)管路的振動(dòng)分析

秦 磊,姜繼偉

(中油華東設(shè)計(jì)院有限公司,山東 青島 266071)

往復(fù)式壓縮機(jī)是煉油和化工行業(yè)重要的轉(zhuǎn)動(dòng)設(shè)備，其管路振動(dòng)是管道設(shè)計(jì)和生產(chǎn)運(yùn)行中常見問題，會(huì)影響到整個(gè)裝置的正常運(yùn)行。因此，研究壓縮機(jī)管路的振動(dòng)原因和對其進(jìn)行振動(dòng)分析顯得尤為重要。本文針對往復(fù)式壓縮機(jī)的配管設(shè)計(jì)進(jìn)行振動(dòng)分析，并對不合理處提出解決措施。

1 往復(fù)式壓縮機(jī)振動(dòng)原因

往復(fù)式壓縮機(jī)工作特點(diǎn)是活塞在氣缸中做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，吸氣和排氣是間歇性的，導(dǎo)致輸送管系的流體的壓力、速度等做周期性變化，這種現(xiàn)象稱為氣流脈動(dòng)。脈動(dòng)氣流遇到彎頭、閥門、盲板等會(huì)產(chǎn)生隨時(shí)間變化的激振力，受激振力作用，管道會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)。由于速度脈動(dòng)引發(fā)的激振力還不到10%[1]，因此管道振源主要是壓力脈動(dòng)。由于壓力脈動(dòng)存在，往復(fù)式壓縮機(jī)管道不可避免的存在振動(dòng)，但不應(yīng)是劇烈振動(dòng)，否則會(huì)導(dǎo)致管道破壞。從而，引起管道振動(dòng)原因主要有兩個(gè)：一是氣壓脈動(dòng)過大，導(dǎo)致激振力過大。這往往是機(jī)器本身設(shè)計(jì)不合理，緩沖罐過小和管內(nèi)發(fā)生氣柱共振引起；二是管道發(fā)生結(jié)構(gòu)共振。這主要是管道結(jié)構(gòu)固有頻率與機(jī)器固有頻率接近，使管道振動(dòng)加劇。因此要減小管道振動(dòng)，必須減小管內(nèi)氣體壓力脈動(dòng)和避免管道發(fā)生結(jié)構(gòu)共振[2]。

2 管道振動(dòng)分析設(shè)計(jì)方法

API-618規(guī)定了三種分析設(shè)計(jì)方法。方法1：使用專利或根據(jù)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的脈動(dòng)抑制裝置來控制脈動(dòng)。無需進(jìn)行聲學(xué)模擬。方法2：使用脈動(dòng)抑制裝置和經(jīng)過驗(yàn)證的聲學(xué)模擬來控制脈動(dòng)。此方法在進(jìn)行聲學(xué)模擬同時(shí)要考慮壓縮機(jī)、脈動(dòng)抑制裝置和管道系統(tǒng)及三者的相互影響。方法3同2相同，但要對氣缸組件和相連管道進(jìn)行固有頻率和振動(dòng)分析，考慮壓力脈動(dòng)和管道布置的相互影響[3]。往復(fù)式壓縮機(jī)振動(dòng)分析主要由制造廠負(fù)責(zé)完成。管道設(shè)計(jì)完成后，將管道和支架布置提交制造廠，制造廠按照合同要求，選擇一種方法進(jìn)行振動(dòng)分析，并將分析結(jié)論和整改要求提交管道設(shè)計(jì)單位。

3 振動(dòng)分析實(shí)例

主要截取壓縮機(jī)出口管道進(jìn)行分析。該往復(fù)壓縮機(jī)為單作用壓縮機(jī)，轉(zhuǎn)速為375r/min，進(jìn)氣壓力0.5MPa排氣壓力3.8MPa，工作介質(zhì)以甲烷為主。此往復(fù)機(jī)管路按照以下振動(dòng)分析要求整改后，已投產(chǎn)運(yùn)行，并沒產(chǎn)生不合理振動(dòng)。

3.1 氣流脈動(dòng)分析

氣流脈動(dòng)計(jì)算分析包括兩方面的內(nèi)容：氣柱固有頻率計(jì)算和管道內(nèi)壓力脈動(dòng)的計(jì)算。氣柱固有頻率的計(jì)算是把管系氣柱固有頻率計(jì)算出來，避免氣柱固有頻率和激發(fā)頻率重合，發(fā)生氣柱共振，是氣流脈動(dòng)分析的第一步。壓力脈動(dòng)計(jì)算是將管道內(nèi)的壓力不均勻度計(jì)算出來，通過合理的方法將其控制在容許范圍之內(nèi)。由于只有在彎頭、異徑管處才產(chǎn)生激振力，因此，以下只對彎頭，異徑管處的壓力脈動(dòng)進(jìn)行分析。

激發(fā)頻率 按公式(1)計(jì)算，前3階激發(fā)頻率分別為：6.25Hz，12.5Hz，18.75Hz

(1)

n為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min； m為簡諧階次；當(dāng)激發(fā)頻率等于0.8～1.2倍氣柱固有頻率時(shí)產(chǎn)生氣柱共振。

圖1 二級排氣管路

圖2 14節(jié)點(diǎn)壓力波形圖 表1 管道內(nèi)氣柱固有頻率

氣柱固有頻率階次123頻率/Hz1.605.8017.39

從表1中看出，激發(fā)頻率的第1階處于氣柱第2階固有頻率共振范圍之內(nèi)，因此該段管道有可能發(fā)生氣柱共振。計(jì)算壓力脈動(dòng)的管系見圖1所示。二級排氣管路壓力脈動(dòng)幅值最大的彎頭為14節(jié)點(diǎn)，峰-峰值為1.42%，如圖2所示。

2.2 管路振動(dòng)分析

2.2.1 有限元模型

壓縮機(jī)排氣管路的有限元模型見圖3。二級排氣溫度129℃，排氣壓力3.8 MPa。

圖3 壓縮機(jī)排氣管路模型圖

2.2.2 模態(tài)分析結(jié)果

進(jìn)行模態(tài)分析得到管道的固有頻率見表2，可以看出，第1～3階固有頻率低于基頻的2.4倍，即15Hz，因此管道需要通過調(diào)整支架來提高管道的固有頻率。管路節(jié)點(diǎn)2070、2080、2090、2100、2120、2130由原來的滑動(dòng)支架改為導(dǎo)向支架；管路節(jié)點(diǎn)1350、1950、2030、2010、1030、1050加導(dǎo)向支架；管路節(jié)點(diǎn)870、970、1280加防振支架。節(jié)點(diǎn)1300由原來的滑動(dòng)支架改為防振支架。經(jīng)改進(jìn)后管道的固有頻率得到提高，同時(shí)避免了共振的發(fā)生，見表3。

表2 排氣管路固有頻率

表3 改進(jìn)后的排氣管路固有頻率

4 結(jié)論

根據(jù)往復(fù)式壓縮機(jī)振動(dòng)原因和振動(dòng)分析方法，對某往復(fù)式壓縮機(jī)的出口管路進(jìn)行振動(dòng)分析，得到以下主要結(jié)論：

(1)引起管道振動(dòng)原因主要有兩個(gè)：一是氣壓脈動(dòng)過大，導(dǎo)致激振力過大。二是管道發(fā)生結(jié)構(gòu)共振。

(2)二級排氣管路可能會(huì)發(fā)生氣柱共振，但由于此管道的壓力脈動(dòng)值不大，可暫不做處理。如發(fā)生氣柱共振，采取的措施有在緩沖器入口或出口處設(shè)置孔板及其它氣流脈動(dòng)衰減裝置。

(3)出口管道的機(jī)械固有頻率偏低，必須按模態(tài)分析結(jié)果要求增加支架或調(diào)整支架形式。

[1] 許愛榮,張 力.往復(fù)壓縮機(jī)輸送管系振動(dòng)分析與消振改造研究[J].廣東化工,2017,44(11):238-239.

[2] 唐永進(jìn).往復(fù)壓縮機(jī)管道的防振設(shè)計(jì)[J].石油化工設(shè)備技術(shù),2001,22(3):35-38.

[3] American Petroleum Institute.API Standard 618 Reciprocating Compressor for Petroleum[S].Chemical and Gas Industry Services,2007.