周浩青 项 坤 李 潇 杨国安

(北京化工大学)

富气往复压缩机组管道振动抑制方法研究及应用*

周浩青**项 坤 李 潇 杨国安

(北京化工大学)

针对富气往复压缩机组管道振动过大的问题进行深入研究，对压缩机组进行现场调研并检测管系振动情况，结合振动机理分析与模态分析，提出改进管道结构以抑制振动的方案，以较小的工程量取得了较好的减振效果。结构改进后，经试车运行，证明减振方案有效可行。

往复压缩机 管道 减振 脉动分析

大型往复式压缩机因具有压力高、效率高及制造工艺成熟等优点，被广泛应用于石油、化工、电力及冶金等行业。由于往复式压缩机间歇性吸、排气工作的特性，不可避免的对管道产生冲击，引起管道的振动，因此往复式压缩机工艺管道存在一定程度的振动是正常的。但管道的剧烈振动会造成管道连接松动或疲劳破坏、介质外泄甚至爆炸等恶性事故，对生产安全和平稳运行造成巨大威胁。

随着工业用气量的增加和压力的加大，往复压缩机的转速也随之提高，从而导致管道激励频率和管道响应增大，管道振动问题也越来越明显[1，2]。据统计，管道系统事故占所有设备事故的31%[3]，我国压缩机事故中75%是直接或间接由管道振动引发的[4]。

往复压缩机管道振动原因大致分为3类：一是由于机器的动力平衡不好或基础存在问题引起的振动；二是由于管道系统的固有频率或管道内气柱的固有频率与压缩机振动频率接近或重合引发的管道共振；三是由于管道内气流脉动过大，强迫管道振动[5]。因此，只有找出管道系统振动的根本原因，才能恰当地选择抑制管道系统振动的有效方法。

1 管道振动机理分析

往复压缩机管道中的流体受活塞的激发产生周期性的压力脉动，这种脉动在管道中以波的形式传播。管道中不同的位置，随着波峰和波谷到达的时间不同，在同一瞬间压力是不同的。在相邻的两个弯头处，由于压力波的相位有差异，使得两处的压力瞬时值有差异，产生一个压差p1-p2，这个压差乘以管道的横截面积S就是一个沿管道轴向的不平衡力F，即F=S(p1-p2)，p1、p2是周期变化的，所以不平衡力F出现周期性变化，管道在这个周期性变化的不平衡力作用下产生振动[6]。

管道在气流脉动的激励下产生不同程度的振动响应。即使没有激发管系共振，当气流脉动频率过大时，也同样会强迫管系产生较大的振动，从而造成管道的疲劳破坏。管道在一定频率的激励下有相应的疲劳寿命，管道内气流的应力幅值越大，其振动响应也越大，相应使管道的疲劳寿命缩短。为了避免出现上述问题，必须控制往复式压缩机装置管道的气流脉动和管道响应。

2 富气压缩机振动抑制方法研究

2.1机组运行情况

某工厂车间有3台双缸双作用往复压缩机，转速为375r/min，介质为富气，是富含丙烷以上(C3)烃类的回收天然气，正常运行时开二备一，满负荷时总流量接近12t/h。经试车运行，发现负荷为50%时各测点振动较小，但当负荷增加到100%时，一级入口缓冲罐水平方向振动明显增大，振动烈度最大值达65.24mm/s，影响正常生产运行，不得不停车检修。部分振动测点位置如图1所示，各测点振动数据见表1。

图1 压缩机入口缓冲罐和缸体振动检测部位简图表1 振动测量记录

测振点振动烈度/mm·s-1负荷0%负荷50%负荷100%18.5610.0265.2426.637.969.5535.977.3010.5340.737.2936.28

2.2压缩机管系振动分析

分析振动部位和频谱图，初步判断振动原因是管道气柱固有频率与压缩机气流脉动频率接近而引起共振。当管系的气柱固有频率与其相联接的压缩机的激发频率接近(0.8～1.2倍)或相等时，管线会发生共振。可以通过合理改变管长和气柱固有频率，使其远离压缩机激发频率，从而消除或减小共振。

管段气柱固有频率fn与声速c、管段长度L的关系为fn=c/2L，可由此求得各管段的气柱固有频率。富气中的声速c计算式为：

式中g——重力加速度，9.8m/s2；

k——气体绝热指数；

R——气体常数，kg·m/(kg·K)；

T——气体热力学温度，K。

式中的富气气体绝热指数k和气体常数R可由实测富气气体组分得到。

富气中各气体组分虽常发生变化，但根据现场提供的常用稳定组分情况，可得常用富气气体绝热指数k为1.24，气体常数R为74.13，由此算得富气声速c为530.51m/s，在该声速下分别计算管系结构中不同管长的气柱固有频率(表2)。

表2 管系中各管段的气柱固有频率

该压缩机转速为375r/min，双缸双作用，故基频为12.5Hz。一般情况下，管系振动只需考虑压缩机基频的前三阶谐波，高阶谐波影响可以忽略。而从表2结果可以看出，长度为7.537m的管段气柱固有频率为35.19Hz，恰好落在三倍频共振区内，该管段振动强烈并导致整个管系振动，因此对该管段进行整改，改变气柱固有频率以避开共振区。

2.3管系振动抑制方案

对压缩机组管道进行建模并做出相应的振动分析，得到系统的固有频率和模态，并与激发主频率比较，找出振动原因和振源。根据所提供的振动测量值，通过谐波分析，模拟原管系的振动状况，得出振型图。在不改变管系主要结构的基础上，为了避免共振，对管道结构进行整改，使管系的气柱固有频率避开激发频率的共振区。

根据上述对管系的振动分析，决定采用整改方案：拆除一级入口缓冲罐后下方管道的过滤器，只保留上方管道的过滤器，并升高过滤器所在管路位置，使其所在管路与压缩机组一级缓冲罐入口管线平齐。另外对原有支撑进行改变，在过滤器前后各增加两个支撑。

根据工厂提供的图纸，按管道实际走向、尺寸、约束和工况，对压缩机原管系和改造后管系进行振动分析，模型如图2所示。计算得到改造前后管系模态频率见表3。

改造后，在声速530.51m/s的情况下，计算得原振动强烈管段的气柱固有频率为46.29Hz，而压缩机三倍频共振区为30～45Hz，因此改造后管段已完全避开三倍频共振区。

由表3可知，相对于原管系来说，改造后各阶模态频率均有增大，落在前三阶共振区内的数量明显减少，而且均避开了压缩机前三阶主频率，说明改造方案有效。而且在管系中减少了弯头个数，能够有效降低气流脉动压力幅值，对管线减振也具有一定的作用。

2.4改造效果

整改后开机运行，机组顺利达到满负荷状态，减振效果明显，一级缓冲罐水平方向振动烈度值大幅下降，整个管系振动值皆在API 618规定的安全标准范围内。自整改完成后，机组至今运行良好，厂方对整改效果十分满意，部分测点振动值见表4。

图2 原管系和改造后管系模型图表3 改造前后管系模态频率对比

模态改造前改造后频率/Hz周期/s频率/Hz周期/s14.9840.2015.9330.16925.7750.1736.6120.15136.4830.1547.0800.14147.2340.1387.9380.12658.2530.1218.4190.11969.3030.1079.3350.107812.1690.08214.5050.069913.3050.07517.0620.0591016.8200.05919.6630.0511119.1250.05223.7720.0421223.7540.04235.8510.0281331.1840.03239.3350.0251435.5260.02841.5060.0241535.9590.028--1639.6260.025--1741.5060.024--

表4 改造后一级缓冲罐振动测量记录

3 结束语

经过对富气压缩机组振动情况的现场调研和测量记录，结合振动机理分析和气柱固有频率计算，得出机组振动过大的原因是管系气柱固有频率与压缩机气流脉动频率过于接近，导致共振。对机组管系进行应力和模态分析，最终确定改造方案。通过更改过滤器的位置和管系的结构使管道内气柱固有频率避开共振范围，并添加支撑进一步削减振动。通过对富气往复压缩机组管道振动的抑制研究，可以总结出：往复压缩机组和管道的减振工作应建立在现场调研和分析计算的基础上，盲目的添加支撑并不能达到减振效果，相反可能引起更大的振动；多数管道振动问题是由气流脉动和共振引起的，减振措施也不限于更换缓冲罐和添加支撑，更改管道结构、改变元件位置也是可行的方法。

[1] 杨国安.往复机械故障诊断及管道减振实用技术[M].北京：中国石化出版社，2012.

[2] 沈继忱，赵士荣，董明瑞. 管道振动故障三维识别方法[J].化工自动化及仪表，2012，39(1)：28～31.

[3] 王勇，人白.世界石化工业100起特大财产毁损事件[J].石油规划设计，1992，3(1)：76～79.

[4] 董立新，陈军，沈磊，等.往复压缩机工艺管道振动分析及消减措施[J].压缩机技术，2012，(5)：56～59.

[5] 党锡琪，陈守五.活塞式压缩机气流脉动与管道振动[M].西安：西安交通大学出版社，1984.

[6] 张士永，马静.往复压缩机气流脉动及管道振动分析[J].压缩机技术，2011，(1)：22～25.

*国家重点基础研究发展计划(2012CB026004)。

**周浩青，男，1989年11月生，硕士研究生。北京市，100029。

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