往复式压缩机排气管路振动分析

季龙庆，程强，刘洪佳，曾兆强

（中海油石化工程有限公司，济南 250101）

往复式压缩机在石油化工、天然气等行业被广泛用于气体的加压操作，操作过程中压缩机气缸交替吸排气造成压缩机管路内产生较大的气流脉动[1-2]。气流脉动会降低压缩机性能，进一步会造成管道振动而引发疲劳破坏和破裂，因此美国石油协会发布的API 618 标准《石油化工和天然气工业用往复式压缩机》对往复式压缩机气流脉动准则和管道振动准则进行了严格的限定[3-4]。针对某石化项目中往复式压缩机排气管路，本文采用API 618 标准中规定的方法进行振动分析，首先采用Bentley PULS 软件对排气管路进行声学模拟并计算管路内的压力脉动幅值和声学激振力，然后采用AutoPipe 软件计算排气管路在声学激振力作用下的动态响应，并依据API 618 规定的管道振动准则评估排气管路的振动风险。

1 压缩机排气管路

往复式压缩机排气管路系统如图1 所示。

含烃混合气体经双缸双作用压缩机加压后由P-1001 进入缓冲罐，然后经P-1002 管线进入冷却器和冷凝器两级换热去往下游装置。V-1005 管线和V-1006 管线对系统进行超压保护，V-1007 管线去往高压火炬系统，V-1008 管线用于紧急情况下手动放空排入大气。操作状况下阀门GV-06、GV-07 和安全阀PSV-1001 保持关闭，其余阀门保持开启。使用AutoPipe 软件建立往复式压缩机排气管路模型，如图2 所示。

图1 往复式压缩机排气管路系统Fig.1 Discharge pipeline system of reciprocating compressor

图2 排气管路AutoPipe 模型Fig.2 AutoPipe model of discharge pipeline

排气管路中设置的支架包括滑动支架、导向支架、限位支架和固定支架，支架对排气管路进行支撑并提供必要的约束以对管道振动进行控制。支架刚度对振动计算有重要影响。缓冲罐处于脉动核心区域，因此缓冲罐附近的支架刚度通过建立型钢模型进行模拟。远离脉动核心区域的支架生根于结构框架，支架设为纯刚性支架。

2 声学模拟

2.1 声学模型

对往复式压缩机排气管路进行振动分析前需进行声学模拟，以计算管道内的压力脉动幅值和声学激振力。由于GV-06、GV-07 和PSV-1001 阀门操作工况处于关闭状态，截取阀门前管道，阀门边界设置为声学闭口（节点1、62、64）。建立往复式压缩机、缓冲罐、冷却器和冷凝器等设备的声学模型，压缩机排气口边界设置为压缩机边界（节点81、83、87、90），设备盲端边界设置为声学闭口（节点35、45、49、55、70、91）。冷凝器出口远离脉动核心区域且出口管道可近似为无限长管道，边界设置为无反射端（节点56）。使用Bentley PULS 软件建立往复式压缩机排气管路声学模型，如图3 所示。

图3 排气管路声学模型Fig.3 Acoustic model of discharge pipeline

各类型声学边界处理方式为：

（1）声学闭口：脉动质量为0；

（2）压缩机边界：脉动质量为压缩机的排出脉动质量；

（3）无反射端：反射波脉动压力为0。

2.2 计算数据

气体数据如表1 所示。

表1 气体数据Table 1 Gas data

往复式压缩机操作参数如表2 所示。

往复式压缩机基础数据如表3 所示。

压缩机的主激发频率f0按式（1）计算：

式中r——压缩机的主轴转速，r/min；

n——每周期内压缩机的排气次数。

表2 往复式压缩机操作参数Table 2 Operating conditions of reciprocating compressor

对曲柄错角为180°的双缸双作用压缩机来说，n取2，因此该压缩机的主激发频率为14 Hz。

表3 往复式压缩机基础数据Table 3 Basic data of reciprocating compressor

2.3 压力脉动分析

压缩机排气管路各节点前10 阶激发频率下，压力不均匀度计算结果如图4 所示。

图4 压力不均匀度计算结果Fig.4 Calculation results of pressure non-uniformity

根据压力脉动计算结果，排气管路中各节点最大压力不均匀度计算值出现在14 Hz 和28 Hz，这也是往复式压缩机的前两阶主激发频率。缓冲罐前最大压力不均匀度计算值出现在节点90，压力不均匀度为12.13%。缓冲罐后最大压力不均匀度计算值出现在节点62，压力不均匀度为3.75%。

根据API 618 规定，缓冲罐前管路各阶激发频率下的压力不均匀度δ不应超过7%，缓冲罐后管路各阶激发频率下管道内的压力不均匀度δ不应超过式（2）计算值：

前10 阶激发频率下，各节点压力不均匀度计算值与许用值间的比值如图5 所示。

从图5 中可以看出，激发频率为14 Hz 和28 Hz时，排气管路很多节点的压力不均匀度计算值超出了API 618 规范的要求，28 Hz 激发频率下节点62 的压力不均匀度计算值甚至达到了规范许用值的3.1 倍。

图5 压力不均匀度计算值/许用值Fig.5 Ratio of calculated value/allowable value of pressure non-uniformity

根据研究，在缓冲罐进出口安装孔板可使缓冲罐端不再具有反射条件，由此将管道内的驻波改换成行波，有效降低管道内压力脉动的不均匀度[5]。因此在缓冲罐进出口法兰处增设孔板。孔板的安放位置和孔径比β如图6 所示。

图6 缓冲罐进出口孔板设置Fig.6 Settlement oforifices at the inlet and outlet nozzle of pulsation damper

增设孔板后，前10 阶激发频率各节点压力不均匀度计算值与规范许用值间的比值如图7 所示。

图7 增设孔板后压力不均匀度计算值/许用值Fig.7 Ratio of calculated value/allowable value of pressure non-uniformity with orifices

从图7 可见，缓冲罐进出口增设的孔板有效抑制了排气管道内的压力脉动幅值，管路内各节点在各阶激发频率下的压力不均匀度计算值均低于API 618许用值。节点62 的压力不均匀度计算值为规范许用值的0.75 倍，比前值降低约76%。

管道内的压力脉动会在排气管路流向变化位置（弯头、三通）和截面积变化位置（异径管、孔板、盲板）产生激振力。根据压力脉动结果导出排气管路内各节点的激振力数据，其中节点21～26 弯头间管道在曲柄一个周期内的激振力数据如图8 所示。

图8 节点21 ～ 26 激振力数据Fig.8 Shaking force data between node 21 ～ 26

3 振动分析

将声学模拟得到的激振力数据导入AutoPipe 模型作谐振分析，计算排气管路在激振力作用下的动态响应。排气管路各节点在激振力作用下的交变应力、振动位移（峰-峰）和振动速度分别如图9～11 所示。

交变应力、振动位移（峰-峰）和振动速度的最大计算值与API 618 中规定的控制限值对照见表4。

从表4 可以看出，由于对管道内的压力不均匀度和声学激振力进行了控制，同时设置的支架对排气管路提供了足够的支撑和刚度，排气管路中各节点的振动计算值均低于API 618 规定中的控制限值，往复式压缩机排气管路运行过程中振动风险较低。

图9 交变应力计算结果Fig.9 Calculation results of cyclic stress

图10 振动位移（峰-峰）计算结果Fig.10 Calculation results of dynamic displacement (pk-pk)

图11 振动速度计算结果Fig.11 Calculation results of vibration velocity

表4 最大计算值与API 618 控制限值比较Table 4 Comparative table of maximum calculated value and control limit in API 618

4 结论

本文采用Bentley PULS 软件和AutoPipe 软件分别对双缸双作用往复式压缩机排气管路进行了声学模拟和振动分析，得出以下结论：

（1）前两阶激发频率下排气管路中的脉动压力不均匀度最大。

（2）缓冲罐管口增设孔板可有效降低管路中的压力不均匀度。

（3）控制压力脉动不均匀度，同时对管路提供足够的支撑和刚度，可有效降低管路的振动风险。