往復式壓縮機管道系統(tǒng)振動分析與改造

謝曉宇，張艷禹，羅 宇

惠生工程（中國）有限公司，河南鄭州 450046

1 概述

該氣化廠壓縮廠房共布置3臺往復式壓縮機，兩開一備；壓縮機選用的是甲醇新鮮氣/循環(huán)氣聯(lián)合壓縮機；來自氣體凈化工段的新鮮氣（壓力2.4MPa，溫度27℃）經(jīng)新鮮氣入口緩沖器進入壓縮機(C0101)新鮮氣氣缸，壓縮后氣體壓力5.3MPa，溫度101℃，再經(jīng)新鮮氣排氣緩沖器后，經(jīng)壓縮廠房內部管廊及外管廊送至甲醇合成。來自甲醇合成的循環(huán)氣（DN450，壓力4.8MPa，溫度40℃）經(jīng)循環(huán)氣入口緩沖器進入壓縮機(C0101)循環(huán)氣氣缸，壓縮后氣體（DN450，壓力5.3MPa，溫度52℃）進入循環(huán)氣排氣緩沖器，經(jīng)壓縮廠房內部管廊及外管廊送至甲醇合成緩沖罐（V0201）。

在運行一臺壓縮機時，管道系統(tǒng)在運行過程中振動很劇烈，部分管道和支架脫開，致使與管道相連的管架、設備（如合成氣緩沖罐）等產(chǎn)生很大的振動，系統(tǒng)安全運行無法保證，更達不到壓縮機兩開的滿負荷運轉的設計要求，在壓縮機氣缸的進出口增設限流孔板后，管道系統(tǒng)振動有所減小，但效果不明顯，無法滿足生產(chǎn)需要。

2 管道振動及應力分析的種類

往復式壓縮機作為壓縮和輸送一定壓力、溫度流體的設備，廣泛應用于石油、化工、鋼鐵和冶金等行業(yè)。目前國內外廣泛采用的往復式壓縮機管道振動控制標準—美國石油學會標準API618，規(guī)定了管道振動控制的分析方法。

管道系統(tǒng)的振動及應力分析主要包括靜力學分析和動力學分析；根據(jù)性質可以分為一次應力、二次應力和峰值應力 。

管道機械共振是指管道系統(tǒng)固有頻率與壓縮機激振頻率過于接近時，使管道振動成倍增大的現(xiàn)象，為防止機械共振，必須對管道系統(tǒng)進行固有頻率的分析，工程上把0.8～1.2倍的激振頻率范圍稱為共振區(qū)，應力分析時，要求管系固有頻率不能落在共振區(qū)之內，由于壓縮機的激振頻率是不可更改的，所以必須通過調整管系的固有頻率以避開共振區(qū)。

3 壓縮機管道系統(tǒng)振動原因分析

根據(jù)實測，管道系統(tǒng)振動主要集中在壓縮機循環(huán)氣出口管道上，根據(jù)美國石油學會標準API618中的有關規(guī)定，對壓縮機進出口氣體緩沖罐容積進行了計算，氣體緩沖罐均符合API618中的有關規(guī)定。

根據(jù)現(xiàn)場對壓縮機管道系統(tǒng)配管及支架設置等的調查研究，原因分析如下：

1）整個管道系統(tǒng)沒有固定支架，并且吸氣和排氣水平管道上相鄰支架間距大多一致；

2）原設計管道支架部分與管道脫開，還有一些管道支架沒有獨立基礎；

3）管道系統(tǒng)彎頭（特別是壓縮機出口管道）較多；

4）支管與主管連接時采用的是直三通，而不是順介質流向斜接。

綜上所述，壓縮機管道系統(tǒng)沒有固定支架，且彎頭較多，整個管系柔性過大，致使管道系統(tǒng)固有頻率過低，與往復式壓縮機激振頻率接近，產(chǎn)生共振。

4 壓縮機管道系統(tǒng)應力分析模型的建立與計算

將所分析管道系統(tǒng)的力學模型簡化為應力分析所要求的數(shù)學模型，真實的描述管道系統(tǒng)的邊界條件，根據(jù)正確的計算結果來進行管道系統(tǒng)的設計與調整。

4.1 模型的建立

依據(jù)管道系統(tǒng)振動分析的有限元理論，把壓縮機循環(huán)氣出口管道系統(tǒng)依次劃分為若干單元，根據(jù)壓縮機的技術參數(shù)、管道系統(tǒng)的工藝參數(shù)及管道支架形式等，建立管道系統(tǒng)應力分析數(shù)學模型。

管道系統(tǒng)的基本參數(shù)包括管道規(guī)格、材質、溫度、壓力、許用應力、彈性模量、泊松比、介質密度、絕熱層厚度和密度等。其中主要參數(shù)如表1。

表1 管道系統(tǒng)主要參數(shù)

往復式壓縮機轉速333r/min，吸氣壓力4.8 MPa（G），排氣壓力 5.3MPa（G）。

對于往復式壓縮機管道系統(tǒng)，壓縮機簡化為自由度完全約束的支撐點；簡單的承重支架，在豎直方向添加“+Y”向的自由度；管道系統(tǒng)中的管卡節(jié)點，限制與管道軸向垂直的四個方向的自由度；導向限位支架則為限制六個方向（即X、Y、Z）的自由度。

根據(jù)管道單管圖建立了應力分析數(shù)學模型。如圖1。

圖1

4.2 應力計算與分析

應力分析模型建好后，先進行輸入數(shù)據(jù)檢查，待輸入數(shù)據(jù)完全正確后，進行程序運算。并根據(jù)運算結果對管道系統(tǒng)進行了靜態(tài)和動態(tài)分析，靜態(tài)應力校核均符合美國國家標準ASME B31.3。

對壓縮機管道系統(tǒng)進行模態(tài)分析計算，其前十階固有頻率如表2。表2 管道系統(tǒng)固有頻率（Hz）（改造前）

階次 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10固有頻率4.273 7.920 8.124 8.150 10.070 12.317 13.837 15.145 16.495 18.520

壓縮機的激振頻率: fex=mn/60Hz。

式中：m為表示壓縮機氣缸作用方式，單作用時，m=1；雙作用時，m=2；

n為表示壓縮機曲軸轉速（r/min）。

本往復式壓縮機為雙作用，且其轉速為333 r/min，所以壓縮機的激振頻率為11.1Hz。通常取0.8fex～1.2fex為管道系統(tǒng)固有頻率的共振區(qū)。因此本管道系統(tǒng)固有頻率的共振區(qū)為8.88Hz～13.32Hz。

通過對管道系統(tǒng)固有頻率的分析得出：在第一階固有頻率下，管道系統(tǒng)基頻過低（管系柔性過大），即使避開了壓縮機的激振頻率，管系受到激振力的作用，仍可能產(chǎn)生振動；在第五階（10.070Hz）、第六階（12.317Hz）下，管道系統(tǒng)固有頻率在共振區(qū)8.88Hz～13.32Hz范圍內，致使管道系統(tǒng)與壓縮機產(chǎn)生共振。

5 改造方案與運行結果

5.1 改造方案

管系固有頻率分析的目的，是通過調整管道系統(tǒng)，使其固有頻率避開共振區(qū)；固有頻率與系統(tǒng)的剛度有直接關系，剛度越大固有頻率越高。減少彎頭個數(shù)、增設或加強支架等都將使管系剛度增大。

由于整個管道系統(tǒng)沒有固定支架，導致管系柔性過大，將原有管系支架進行加固改造，并將壓縮廠房西南側管道支架和合成裝置循環(huán)氣管道支架改為X、Y、Z向限位支架（見圖2）；

對三臺壓縮機循環(huán)氣排氣總管（DN450）至合成裝置間的“π”型彎進行了改造，原“π”型彎改為由R=3D的20°和90°彎頭組成的非標件（見圖2）。

圖2 管道系統(tǒng)應力分析模型（改造后）

經(jīng)改造后，建立管道系統(tǒng)應力分析數(shù)學模型（如圖2），并進行計算分析，其前十階固有頻率如表3。

由表3可知：管道系統(tǒng)最低階固有頻率為7.952Hz，管系有足夠的剛度。管道系統(tǒng)固有頻率避開了8.88Hz～13.32Hz共振區(qū)，從而使管道系統(tǒng)與壓縮機避免了機械共振。

表3 管道系統(tǒng)固有頻率（Hz）（改造后）

5.2 運行結果

改造后的壓縮機管道系統(tǒng)滿負荷運行正常，通過對改造前后所選擇的測點數(shù)據(jù)進行比較，壓縮機管道系統(tǒng)振動問題得到了根本解決。

6 往復式壓縮機管道系統(tǒng)配管設計與支架設置的建議

1）布置與往復式壓縮機相連的管道時，應使管道系統(tǒng)的固有頻率避開共振區(qū)；

2）設置固定支架或防振支架，適當擴大主管管徑及減少彎頭，提高管道系統(tǒng)的剛度，其最低階固有頻率（基頻）不宜小于8Hz；

3）管道支架應為獨立基礎，且具有足夠的剛度，不應與廠房和壓縮機的基礎連在一起，禁止采用吊架。吸氣和排氣水平管道上相鄰支架間的距離不應相等，其差值應不小于80mm；

4）緩沖罐應盡量靠近壓縮機的出入口處布置，壓縮機的進出口管道布置應短而直，盡量采用45°或大彎曲半徑彎頭，以減緩激振反力對管線的影響；

5）在管道上彎矩大的部位不應設置分支管；分支管宜順介質流向斜接；

6）必要時增設脈動衰減器或孔板，降低管段內的壓力不均勻度；

7）對于支撐振動管道的所有管架，均應向結構專業(yè)提出有關動荷載數(shù)據(jù)。

[1]唐永進.壓力管道應力分析[M].北京：中國石化出版社，2009.

[2]ANSI/API 618．Recriprocating Compressors for Petroleum, Chemical, and Gas Industry Services，2008.

[3]CAESARII User’s Guide.北京：北京艾思弗計算機軟件技術有限責任公司，2002.