往復(fù)式壓縮機入口管系振動大原因分析及對策

蓋建武 古通生

摘要：往復(fù)式壓縮機入口管系振動超標(biāo)，通過對管路系統(tǒng)固有頻率模擬計算和管線振動采樣分析，確認(rèn)管系振動超標(biāo)原因為管系與機組發(fā)生結(jié)構(gòu)共振。采取改變管路固有頻率，增設(shè)消振孔板措施，取得良好效果。

關(guān)鍵詞：往復(fù)式壓縮機;結(jié)構(gòu)共振;脈動;孔板

中圖分類號：TH45?文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A??文章編號：1671-2064（2019）16-0000-00

0引言

往復(fù)式壓縮機廣泛應(yīng)用于石油、化工、冶煉等諸多行業(yè)，因其結(jié)構(gòu)特性，壓縮機機體及附屬管線設(shè)備很容易發(fā)生振動超標(biāo)的問題。強烈的振動不僅使機器本身受到影響，也可能造成附屬管道和設(shè)備損壞等故障。引起壓縮機管道振動的原因復(fù)雜，大多與管道的設(shè)計、安裝等因素有關(guān)。本文對某石化公司氫氣壓縮機入口管路振動超標(biāo)的主要原因進(jìn)行分析，根據(jù)分析結(jié)果制定整改措施，消除了設(shè)備隱患。

1 管路振動的基本情況

1.1 機組概況

某石化公司1Mt/a重整裝置往復(fù)式氫氣壓縮機，從入口氣液分離器至機入口緩沖罐之間的管路系統(tǒng)長期振動超標(biāo)，振動速度最大33.0mm/s，振動位移最大810μm，而機組本體及出口管線振動平穩(wěn)。機組型號：2D80-95.2/13-27.5-BX;結(jié)構(gòu)形式：對稱平衡型往復(fù)式;吸氣壓力（表）：1.3MPa;排氣壓力（表）2.75MPa;轉(zhuǎn)速300RPM。

1.2入口管線振動情況

壓縮機入口管線布置及測點布置如圖1，各測點振動值見表1。從表1的數(shù)據(jù)來看，最大振動出現(xiàn)在機組入口緩沖罐前的垂直管段，即測點3、4、10、11位置。除測點6、7、8外，其余各測點都存在超標(biāo)情況。

2振動原因分析

引起往復(fù)機管路系統(tǒng)振動的原因有三種：一是氣流脈動的激勵，壓縮機周期性的吸、排氣，激發(fā)管道內(nèi)的氣柱振動，產(chǎn)生壓力脈動，激勵管道產(chǎn)生機械振動;二是由于機組的動不平衡等原因引起的振動，壓縮機往復(fù)運動機構(gòu)不平衡引起的慣性力激勵管道產(chǎn)生機械振動;三是結(jié)構(gòu)共振，當(dāng)管系的機械固有頻率與激振頻率相近時，就會發(fā)生結(jié)構(gòu)共振^[1]。

2.1 氣流脈動分析

本機轉(zhuǎn)速n=300r/min，主激發(fā)頻率為F=n/60，即5Hz。對于氣流脈動引起的管道機械振動，利用CAESAR II對入口管系的氣流脈動進(jìn)行了模擬分析，許用值和危險值參照API 618第7.9.4.2.5.2.1條款的指導(dǎo)值。圖2為主激發(fā)頻率下的脈動幅值沿管系分布與API 618允許值對比情況，可見在額定轉(zhuǎn)速下機組各段管線的壓力脈動情況均滿足API 618的要求^[2]，故認(rèn)為整個管系的配置比較合理，可以滿足長期安全運行的要求。

2.2機組動不平衡影響分析

機組空載試機及正常運行時，機組本體振動最大值為5.2mm/s，振動達(dá)標(biāo)。因此，可以排除機組不平衡造成管線大幅振動的影響。

2.3管系機械共振分析

壓縮機的氣流脈動頻率為：

F₁=nm/60

式中 ?n：轉(zhuǎn)速 ??r/min

m：壓縮機每轉(zhuǎn)的激發(fā)次數(shù)，單作用取1，雙作用取2。

壓縮機為雙作用，計算得壓縮機氣流脈動頻率為10Hz。

利用CAESARⅡ?qū)苈废到y(tǒng)的固有頻率進(jìn)行計算分析，得到管路系統(tǒng)的第一階和第二階的固有頻率分別為5.35Hz、8.821Hz。通常規(guī)定激發(fā)頻率等于0.8～1.2倍固有頻率時，都算達(dá)到了共振狀態(tài)，這個頻率區(qū)間稱為共振區(qū)^[3]。由此計算得到管路系統(tǒng)的一階共振區(qū)間為4.28～8.42Hz，二階共振區(qū)間為6.90～10.59Hz。機組的工頻5Hz，氣流脈動頻率10Hz，均落在共振區(qū)內(nèi)。為了進(jìn)一步驗證，對圖1所標(biāo)示的13個測點進(jìn)行譜分析，發(fā)現(xiàn)管路各測點振動主頻都相同，所得的頻譜如圖3所示，13個測點振動主頻均為9.8Hz。

3減振措施

從以上的分析可以斷定壓縮機入口管系振動大的主要原因是：壓縮機入口管線與機組工頻振動和氣流脈動發(fā)生了結(jié)構(gòu)共振。對于運轉(zhuǎn)機組，要消除管線的共振，最簡單易行的方法就是通過改變管線的支撐，改變管系的剛度，從而改變管線固有頻率，避免發(fā)生結(jié)構(gòu)共振。

3.1更換標(biāo)準(zhǔn)管卡

原管路系統(tǒng)的所使用管卡為非標(biāo)準(zhǔn)管卡，寬度窄（60mm）、厚度薄（8mm），且管卡兩端只有一個螺栓固定，剛性差、容易松脫。把所有進(jìn)出口管線上的管卡更換成符合HG/T21629-1999，形式為 A11-1要求的管卡以提高管系剛度。新管卡200mm寬、10mm厚材料，兩端有二個螺栓固定，管卡剛性顯著提高。

3.2加固入口緩沖罐支撐

由表2測振數(shù)據(jù)及圖1所示測點位置可見，振動最大的3、4、10、11測點管段為入口緩沖罐前的垂直管段。機組兩個入口緩沖罐安裝位置高，從水泥基座至入口緩沖罐中心線高度為3800mm，原緩沖罐支撐用槽鋼制作成“日”字形的支架，剛性差，機組運行中緩沖罐支撐的兩條腿晃動明顯。為了提高支撐的剛性，在原支撐上增加橫梁及斜撐。

3.3 增加管線支撐

壓縮機二樓平臺原主梁為16#工字鋼，主梁間距1600mm，且原管路測點5、6及測點8、9間的彎頭未固定。支撐方案調(diào)整：在壓縮機管線兩個彎頭處的二樓平臺，增加二根DN200的鋼管立柱。立柱周圍的鋼梁用四根H型鋼加固，增加管卡把垂直管線固定。

3.4 入口氣液分離罐加裝孔板

為降低氣流脈動的影響，在氣液分離罐入口法蘭上，安裝孔板。孔板可以將該管段內(nèi)的壓力柱波變成行波，使管道尾端不再具有反射條件，從而降低壓力不均勻度，達(dá)到減輕管道振動的目的，孔板最佳尺寸一般取孔板內(nèi)徑與管道內(nèi)徑之比為0.43～0.50。該機組氣液分離罐入口法蘭內(nèi)徑Φ355.6毫米，為避免因加裝孔板產(chǎn)生較大的管阻，采用內(nèi)徑為φ170mm，厚度3mm的孔板^[4]。

4 整改效果

通過增加支架和改變支撐形式，有效提高了管路系統(tǒng)的一階和二階固有頻率，管系加固后的固有頻率模態(tài)分析結(jié)果顯示管路最低固有頻率17.08Hz，激振頻率均避開了低階共振區(qū)間。

機組的入口管路按分析結(jié)論及整改措施進(jìn)行整改后，各測點振動結(jié)果見表，最大振動速度由33.0mm/s下降至7.2mm/s，最大振動位移由810μm下降至300μm，振動值達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)要求。說明管道減振措施的實施使壓縮機入口管線共振現(xiàn)象消除，排除了影響機組長周期安全運行的隱患。

5結(jié)語

對超標(biāo)振動的管道現(xiàn)場減振，必須判斷清楚引起振動的原因，是氣流脈動、機組不平衡還是結(jié)構(gòu)共振，需進(jìn)行針對性分析，再采取相應(yīng)減振措施。如果機組本體振動很小，管路壓力波動也不大的情況下，可以初步判斷管路發(fā)生了結(jié)構(gòu)共振，再結(jié)合管路系統(tǒng)振動頻譜分析及激振頻率計算就可以驗證判斷的準(zhǔn)確性，采取措施改變管系的固有頻率可以有效解決問題。

參考文獻(xiàn)

[1] 張銀偉.往復(fù)式壓縮機管道振動原因分析及對策[J].壓縮機技術(shù)，2008（6）：42-44.

[2] API STD 618.Reciprocating Compressors for Petroleum，Chemical，and?Gas?Industry Services[S].2008.

[3] 候興龍.孔板在往復(fù)壓縮機管道減振中的應(yīng)用[J].壓縮機技術(shù)，2016（5）：5-8.

[4] 呂紅旗.壓縮機設(shè)計生產(chǎn)新工藝新技術(shù)與安裝調(diào)試及質(zhì)量檢測標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范實用手冊[M].北方工業(yè)出版社，2006.

收稿日期：2019-07-05

作者簡介：蓋建武（1972—），漢族，河北石家莊人，碩士研究生，主任工程師，研究方向：設(shè)備管理。