活塞式壓縮機振動原因分析及解決措施

胡涌濤

（呼倫貝爾金新化工有限公司，內蒙古呼倫貝爾 021506）

1 現狀和存在的問題

呼倫貝爾金新化工有限公司年產50萬噸合成氨80萬噸尿素項目低溫甲醇洗裝置循環氫壓縮機為上海東方壓縮機制造有限公司設計并制造的往復式壓縮機；如圖1、2所示，循環氫壓縮機共有3列氣缸并聯，缸體為雙作用式成對置型分布，Ⅰ缸單獨使用一個進氣緩沖罐和排氣緩沖罐，Ⅱ缸和Ⅲ缸共用一個進氣緩沖罐和排氣緩沖罐。壓縮機自安裝試車以來，始終存在機組Ⅱ缸和Ⅲ缸垂直方向上振動值偏高的問題，曾出現緩沖罐焊縫振斷的情況。下面，筆者就針對壓縮機的振動原因展開分析。

2 振動分析

2.1 壓縮機振動值測量

在壓縮機正常運行時對壓縮機曲軸箱、缸體和管道等部位進行了不同方向上的振動值測量，結果如表1。

通過表1 所示振動值，參照國家標準GB/T6075.6-2002對往復壓縮機振動烈度等級進行劃分，得出表2。

2.2 壓縮機振動原因分析

往復壓縮機振動產生的原因較為復雜，歸納起來一般可從以下2種原因展開分析。

2.2.1 動力平衡原因

如果壓縮機的動力平衡性不好，即由曲柄旋轉產生的慣性力和活塞往復運動產生的往復力不能很好的達到平衡，或是3列活塞之間慣性力未能達到很好的平衡，都會使壓縮機的振動值增大。此類原因引起的振動通常首先反應在壓縮機曲軸箱的振動值增大。

但是由于該壓縮機3列缸體為水平對置分布，曲軸上的3處曲拐之間的錯角為120°，此結構能夠很好的平衡3處曲拐的慣性力，又由表2可以看出，曲軸箱的振動烈度級較小，符合國家標準，因此可以確定，壓縮機的振動值過高并非機組動力平衡性不好所導致。

2.2.2 氣流脈動原因

氣流脈動引起的振動，通常是由工藝介質在缸體及管道內流通不暢所致，過高的振動值通常集中反應在壓縮機的進出口管路系統和緩沖罐上。

由表2可以看出，缸體的振動烈度級適中，而包括進氣緩沖罐和排氣緩沖罐在內的進氣管道和排氣管道振動烈度級較高，因此可以推斷，機組振動主要是由氣流脈動原因引起的。

2.3 參數計算

氣流脈動引起的振動可分為緩沖罐設計不當引起的機械振動和進排氣管道長度設計不當引起的氣柱共振。為進一步驗證壓縮機振動是由氣流脈動引起的，根據相關技術標準進行以下計算。

2.3.1 緩沖罐容積計算

往復壓縮機緩沖罐能起到消弱氣流脈動的作用，若緩沖罐緩沖容積過小，則不能有效的削弱氣流脈動對壓縮機的影響，會使機組振動值升高。緩沖罐的設計通常以API標準和國內常用容器設計規范為依據，API618關于緩沖罐最小容積的計算如下

式中 Vs——需要的最小進氣緩沖罐容積，m3

PD——與緩沖罐相連的氣缸往復一次的總吸氣量，m3

K——介質氣體的等熵壓縮指數

Ts——進氣的絕對溫度，K

M——介質氣體的相對分子量

R——壓縮比

Vd——需要的最小排氣緩沖罐容積，m3

圖1 循環氫壓縮機緩沖罐分布簡圖

圖2 循環氫壓縮機缸體分布簡圖

表1 循環氫壓縮機各位置振動測量值 單位：mm/s

表2 循環氫壓縮機各位置振動烈度級

表3 循環氫壓縮機相關參數

經查閱化工工藝設計手冊得出K=1.41，通過表3計算得出R=3.51，Ⅰ缸PD=0.103，由于Ⅱ缸和Ⅲ缸共用一個進氣緩沖罐和排氣緩沖罐，因此Ⅱ缸和Ⅲ缸PD=0.207，通過表4計算可得出M=37.29，通過上述2個公式式計算得出API標準規定的緩沖罐最小容積。

另外，根據國內常規緩沖罐容積設計標準，要求進氣緩沖罐緩沖容積不小于氣缸行程容積的12至15倍，排氣緩沖罐緩沖容積不小于氣缸行程容積的10倍。由表3可得出各個緩沖罐國內常規要求的最小設計容積，三者比較得出表5。

因此通過表5可知，循環氫壓縮機II缸和III缸進氣緩沖罐和排氣緩沖罐容積均遠遠小于設計標準，緩沖效果不良。

2.3.2 進、排氣管道長度計算

往復壓縮機進氣和排氣管道內容納的氣體稱為氣柱，氣柱具有自身的固有頻率f，并且氣柱的固有頻率f與氣柱長度即管道長度有關。壓縮機在運行過程中，由于活塞往復運動壓縮氣體，會使氣體產生激發頻率，當氣體這種激發頻率f（x）與氣柱固有頻率的不同階次相同或接近時，二者會產生共振，使壓縮機的振動值加劇。

式中 f（x）——壓縮機的激發頻率，Hz

f——氣柱的固有頻率，Hz

m——氣缸往復一次向管道吸排氣的次數，單作用為1，雙作用為2

n——壓縮機轉速，r/min

i——氣柱固有頻率階次，i=1，3，5，…

K——介質氣體的絕熱指數，取K=1.41

R——氣體常數

T——介質氣體的絕對溫度，K

L——管線長度，m

發生氣柱共振的條件為當激發頻率f（x）在（0.8～1.2）倍的氣柱不同階次的固有頻率內，即：即管線設計長度L在以內，會發生氣柱共振。i分別取1、3、5、7，通過計算得出表6。

對循環氫壓縮機，管線長度分別取進出口總管三通到各緩沖罐的距離。經過現場測量，Ⅰ缸進氣管線長度為5.2 m，排氣管線長度為8.2 m，排氣管線氣柱的3階固有頻率均與激發頻率相近；Ⅱ缸和Ⅲ缸進氣管線長4.5 m，排氣管線長1.2 m，進氣管線氣柱的3階固有頻率與激發頻率相近。

3 結論和解決措施

3.1 結論

綜上可以得出結論，循環氫壓縮機振動值超標原因有2點：一是Ⅱ缸和Ⅲ缸進氣緩沖罐和排氣緩沖罐容積過小，不能很好的起到緩沖氣流脈動的作用，導致了Ⅱ缸和Ⅲ缸振動值過高；二是進氣管道和排氣管道長度設計不合理，產生了氣柱共振，造成了管路系統的振動值過高。

3.2 解決措施

針對循環氫壓縮機振動過大，由于進排氣管道已經安裝完成，長度無法更改，只能通過對管道進行加固的方法進行改進；而緩沖罐容積過小的缺陷，可以通過更換大容積緩沖罐的方法得以改善。

表4 循環氫壓縮機介質氣體體積分數%

表5 緩沖罐容積比較 單位：m3

表6 壓縮機進排氣管線氣柱共振長度范圍 單位：m

表7 循環氫壓縮機各位置振動烈度級

3.2.1 管道加固

通過實際測量和計算分析，Ⅰ缸排氣管道、Ⅱ缸和Ⅲ缸進氣管道振動過大，需要對其支撐進行增加和改進。增加支撐首先要選擇使用鞍式支撐，支撐與管道間填充木方緩沖，另外支撐要加在管路彎頭等受氣流脈沖較大的位置，并且支撐基礎要打在地面，支撐基礎絕對不可與壓縮機基礎打在同一個框架上，那樣會加劇振動。

3.2.2 改變緩沖罐容積

由于Ⅱ缸和Ⅲ缸進排氣緩沖罐容積與設計要求偏差較大，所以對這2個緩沖罐進行了更換，其中Ⅱ缸和Ⅲ缸進氣緩沖罐更換后容積變為2.6 m3，排氣緩沖罐更換后容積變為1.9 m3。

以上2種改進方法實施以后，機組再次開車，測得的振動值轉換成振動烈度級見表7。

與表2相比較可見，通過改進，循環氫壓縮機的振動值得到了有效地控制，大大降低了壓縮機的運行風險。

4 結語

往復壓縮機振動原因比較復雜，應根據實際情況找到引起振動的主要原因，有針對性的提出解決措施；同時壓縮機在設計制造方面應該嚴格執行相關標準，使緩沖罐的緩沖容積大于最小設計要求，使管道長度避開氣柱共振長度區域。通過此次對現場實際問題的研究解決，為以后此臺機組更好的運行維護打下了基礎。