富气压缩机的管路振动治理方案研究

崔明杰，栾 琦

（吉化集团吉林市锦江油化厂，吉林吉林 132022）

0 引言

往复式压缩机作为增压和输送气体的核心设备，广泛应用于石油、化工、动力、冶金、采矿等工业领域，具有热效率高、适用压力范围广泛、适应性强等优点，是一种通用型机械。近年来，随着气体输送工业的高速发展，现有的低转速压缩机已经不再具有商业竞争力。为了提高企业的经济效益，大流量、高—变转速（高转速及变转速）的大型往复式压缩机势必逐渐成为石油、化工等行业的主要压缩装置。在工业发达的美国，新一代的往复式压缩机（大流量、高—变转速）已经率先应用于生产，并且将投入约600 亿美元来改善现有的天然气压送系统。

1 往复压缩机工作概况

往复压缩机主要包括控制气体流动的进、排气阀、气缸、活塞、驱动活塞的联动机构（曲轴、连杆和活塞杆）以及其他辅助元件（图1）。当曲轴旋转时，通过联动机构的传动，气缸内的活塞做往复运动，加上气阀的控制，便在工作腔内相继完成了进气、压缩、排气和膨胀的过程，即实现了压缩机的一个工作循环。由于压缩机固有的间歇性吸、排气的工作特点，导致了与其相连的管道系统内的气体速度和压力等状态参数呈现周期性的变化。管内气体非定常流动的显著特点就是，管道中不可避免地伴随有压力波的传播、合成、分解、反射、透射等现象，使得管内各处的状态不断变化。上述的气体参数周期性的变化特性就称为气流脉动。

图1 往复压缩机的基本结构

概括起来，过大的脉动气流对压缩机系统稳定性及经济性的影响主要表现在以下6 个方面。

（1）气流脉动引起管道系统发生强烈的振动，从而使管道连接处发生松动、泄漏等问题，严重时引起管道破裂而发生爆炸，造成严重的安全事故。另外，与压缩机相连管道的振动势必连带着压缩机机身等部件的振动，导致基础和绝缘材料的龟裂。

（2）当脉动着的气流冲击管道系统的弯头、阀门等敏感处时，会产生强烈的噪声。强烈的管道振动和噪声会使工作人员产生不安全感和不舒适感，分散其注意力，容易引起操作失误，造成事故的发生。

（3）气流脉动也是影响仪表正常工作及准确性的一大因素，造成仪表读数不精确甚至造成仪表损坏。

（4）气流脉动的存在使压缩机气阀的工作环境严重恶化，导致阀片的颤振及过早损坏。

（5）气流脉动会使压缩机的耗功增加，特别是当排气管道中气柱发生共振时，压缩机消耗的功率大大增加。

（6）气流脉动的存在使管道内的气体压力和流量产生周期性的变化，从而影响排气量的稳定性。

美国石油学会标准API618（American Petroleum Industry Standard 618）对于往复式压缩机系统气流脉动与管道振动的控制作了专门的规定。目前全世界大多数国家（包括我国）均以该标准作为验收石化压缩机的依据，所以对气流脉动及管道振动的分析、控制也必须以它为依据。然而，由于缺乏对气流脉动的深刻认识以及过度依赖易于操作的管道结构有限元分析商业软件，国内外部分管道设计单位解决管道振动问题时只是从管道结构方面开始而忽视了气流脉动的分析，没有研究导致振动的根源，常常花费了大量精力却不能从根本上解决问题。事实上，气流脉动分析是管道振动及应力分析的前提，而且脉动导致的压缩机性能的变化以及对气阀等的影响，依靠振动分析是无法完成的。另外，由于管道支撑、约束的不确定性，即使一个经验丰富的振动分析人员，所计算出的管道结构固有频率的误差也往往高于20%。鉴于此，在第5 版的API618 中，推荐的设计方法为脉动控制方法，即优先采用脉动抑制装置以获得最低的脉动幅值和振动激发力。其更严格的脉动控制标准，大大减少了产生大振幅振动及应力的可能性。由此可见，解决往复压缩机管道振动问题最根本、最有效的措施，就是将气流脉动的幅值及振动激发力控制在更低的范围内。

鉴于气流脉动对压缩机系统性能及可靠性的重要影响，建立精确的气流脉动数学模型来对管道系统进行合理的脉动设计，将气流脉动对压缩机的不利影响降低到最低，这对于压缩机系统安全、稳定的运行具有重要意义（图2）。

2 富气压缩机管路振动参数的计算

2.1 富气压缩机的基本参数（表1）

压缩机为两级双作用压缩，其基本参数见表1。

图2 锦江化工富气压缩机的管道振动

表1 富气压缩机的基本参数

2.2 激发频率计算

对双作用气缸，激发频率按式（1）计算[2]：

式中 n——压缩机主轴转速，r/min

m——简协阶次，m越1，2，3，…

因为压缩机主轴转速n越331 r/min，所以压缩机激发主频率fex越11 Hz。

2.3 气柱固有频率计算

在某些工况下，管道A 和管道B 单独供气，某些工况下是两根管道同时供气。以下分别计算两种情况下气柱的固有频率。

2.3.1 管道A 和管道B 单独供气

管道的供气端与大容积储气罐相连，因此也为开端边界条件，在工作时，管路上的阀门处于开启状态，因而可以忽略阀门的影响，两端为开端的管道内的气柱的固有频率可按式（2）计算[3]：

式中 a——管道内气体的声速，m/s

l——管道的总长度，m

n——管道固有频率的阶次，n越1，2，3，…

2.3.2 两根管道同时供气

根管道同时供气时，将管道B 看作支管，管道B 与管道A的结合处看作汇流点。

求解式（2）得出两根管道同时工作时，气柱的一阶固有频率fT1越3.7 Hz，二阶固有频率fT2越8.5 Hz。

从以上激发频率和气柱固有频率的计算结果可知，无论在什么工况下，激发频率与气柱的一阶固有频率相差很远，激发频率是气柱二阶固有频率的1.31.5 倍，气柱的固有频率已处于安全范围之内（激发频率等于0.81.2 倍气柱固有频率时气柱产生共振），因此，可能发生气柱共振（图3～图4）。

图3 富气压缩机缓冲罐中安装的消振管件

图4 多孔消振管在缓冲罐中的安装

3 管道支撑的受力分析

管系是三元超静定结构。因而对于包括端部在内有4 个以上支撑点的管系，单从静力学平衡条件去求支承载荷是不可能的。这里采用简单的刚体分割计算法，此法是把管系视为一个刚体，逐次把管系分割为静定梁计算[5]。在工程实际中，常采用该法对管道支承的受力进行估算。

压力波在管道中传播时，在转弯处或截面变化处就会形成激振力，而激振力又会转移到支承上，因此应首先算出转弯出或截面变化处的激振力。

管内气体的平均压力pm越0.9 MPa。气流脉动强度用压力不均匀度啄表示，其值为：

管道内压力不均匀度啄可按下式计算[1]：

式中 Di——管道内径，mm

fex——激发频率，Hz

在做支承受力简化分析时，以每两个支承间的管道作为分段计算的对象，分割点支承的荷重为两侧管段计算值之和。在这种计算条件下，支承的受力状况比实际情况时的受力更加恶化，因此计算结果更为保守。分段计算时，支承处受的弯矩为零；压力波在直管道上不产生激振力；另外，假设压力波在管道转弯处产生的激振力由离转弯处最近的支承全部承受，不沿管道传递。因此，直管道上的支承只承受管道和气体本身的重力，Fx、Fy、Fz分别为支承在3 个方向上的受力。

支承在破坏时，破坏处一般发生在支承的固定处（支承底部），因此，支承底部处受的弯矩对校核支承的强度至关重要，支承底部受的弯矩按式（5）计算：

其中，h 为支承的高度。

4 总结与结论

对富气压缩机缓冲器出口管道的振动情况进行了分析，分析过程中对激发频率、不同工况时气柱的固有频率、管道结构的固有频率这三个频率值进行了计算。采用简单的刚体分割计算法计算了各个支承的受力和支承底部所受的力矩。得到如下结论：

（1）在目前的管道长度下，无论在什么工况下激发频率与气柱的一阶固有频率相差很远，激发频率是气柱二阶固有频率的1.31.5 倍，气柱固有频率已处于安全范围，不大可能发生气柱共振。因此，无需对管道的长度进行调整。

（2）除了支承间的平面管道和支承后的空间管道的固有频率与二阶激发频率相近，其他管段的固有频率大大高于激发频率和气柱的固有频率。建议将支承分别向弯管方向移动0.5 m左右，以提高该段管道的固有频率；在支承后长为1212 mm 的水平管道上加一个支承，以提高该处空间管道的固有频率。

（3）采用简单的刚体分割计算法可以估算出各个支承的受力和支承底部的力矩，在这种计算条件下，支承的受力状况比实际情况时的受力更加恶化，因此计算结果更为保守。