往復式壓縮機出口管道振動分析

閆家鵬

(沈陽化工大學 機械與動力工程學院，遼寧 沈陽 110142)

在工業(yè)生產(chǎn)中經(jīng)常需要提高流體介質的輸送動力或者提高其壓力以便于參與后續(xù)工藝過程，于是壓縮機就成為工業(yè)生產(chǎn)中必不可少的過程設備。而往復式壓縮機由于其具有適用壓縮效率比較高、壓力范圍比較廣、適應性強的特點，在石油、化工、能源等領域中被廣泛的應用。但在實際應用中，由于往復式壓縮機的間歇性吸、排氣循環(huán)工作，使管道內的氣流呈非穩(wěn)定脈動性流動狀態(tài)。管道內壓力脈動作為一種持續(xù)性的干擾力會引起管道系統(tǒng)產(chǎn)生振動，并且這種激發(fā)源的客觀存在是無法根除的[1]。因此，合理的處理方式是要將往復式壓縮機管道振動控制在某個允許的范圍之內，使其能正常地、持續(xù)地工作。

本文對某企業(yè)往復式壓縮機出口管道振動問題的處理過程進行了理論分析，驗證性地說明了理論分析與實際結果的相符性。

1 某企業(yè)往復式壓縮機設置及振動處理概況

1.1 往復式壓縮機設置及運行情況

該企業(yè)的往復式壓縮機的工作介質為氫氣(75%)及氮氣(25%)的混合氣，進氣壓力為5.1 MPa(a)，出壓縮機氣體的壓力為5.7 MPa(a)。壓縮機為兩列對稱平衡D型，共兩臺。壓縮機為一級，進口氣體流量為45 m3/min，轉速為360 r/min。氣缸直徑為370 mm，活塞行程為350 mm，雙作用。每臺壓縮機進口和出口分別設有兩個緩沖罐，緩沖罐容積0.45 m3。

出口管路為每臺壓縮機出口兩個緩沖罐的出口管道(DN250)先合并為一個管道(DN300)，然后兩臺壓縮機的管道再合并為DN400(D406×17 mm)的管道，去后續(xù)設備。出口管道總長約50 m，彎頭有10個，三通有3個。

1.2 出口管道振動處理情況

為了減小管道振動，企業(yè)在管道上三處增加了高強度減震的支架，并增加了阻尼器。這樣運行時，振動有所減小，振幅平均減小了約40%，但振動還是很明顯，不能滿足長期運行的要求。

后來，工廠試著將兩臺壓縮機同時運行，增大循環(huán)氣量，滿足生產(chǎn)負荷要求，以便觀察運行效果。結果，兩臺壓縮機同時開啟后，出口管道振動立刻明顯減小，管道運行非常平穩(wěn)。

2 往復式壓縮機振動分析

2.1 往復式壓縮機振動的一般機理

往復式壓縮機管道在使用過程中經(jīng)常會出現(xiàn)振動現(xiàn)象，一般來說主要有以下3種原因：(1)壓縮機安裝位置不平衡引起的機組振動，因振動具有傳遞性，故壓縮機振動會引起管道的強烈振動。(2)氣流脈動引起的管道受迫振動，由于壓縮機吸氣，排氣的間歇性，可使氣流的壓力和速度呈周期性的變化，形成氣流脈動，當這種氣流流經(jīng)過彎管等非恒定截面時就會產(chǎn)生較強激振力，使得管道發(fā)生振動。(3)管道共振，當管道系統(tǒng)的機械固有頻率落在壓縮機激發(fā)頻率共振區(qū)時則會引發(fā)共振現(xiàn)象[2]。

2.2 對該企業(yè)往復式壓縮機管道振動的原因分析

(1)考慮管道振動是否有壓縮機振動引起。對于該企業(yè)的情況，往復式壓縮機本身振動不明顯，所以排除了是由壓縮機本身振動引起管道震動這個原因。

(2)考慮是否為管道機械共振。當管道機械固有頻率落在壓縮機激振頻率(0.8～1.2)倍的范圍內發(fā)生共振[3]。一旦管道發(fā)生共振，會嚴重影響裝置的安全運行，甚至會引發(fā)工業(yè)事故與人員傷亡[4]。

經(jīng)過計算，往復式壓縮機的激振頻率為：

式中m—壓縮機作用方式，雙作用m=2；n—壓縮機轉速，360 r/min

艾熱現(xiàn)在還清楚地記得，在自己小學的時候聽到了邁克爾·杰克遜的《Jam》，當時歌曲的MV拍攝邀請到了邁克爾·喬丹。集合了兩位“傳奇MJ”的音樂錄影帶中有一段Rap，那是他第一次聽到說唱。到了初中，在一次和同學交換MP3的過程中，艾熱聽到了《在北京》和邪惡少年EB的歌，“當時就覺得這個音樂好像跟周杰倫、潘瑋柏的說唱音樂有一些區(qū)別，然后開始去主動接觸說唱”。

經(jīng)過模擬計算，管道的前24階固有頻率(Hz)如表1。

表 1 管道的前24階固有頻率

由表1可以看出，管道的固有頻率是遠離往復式壓縮機的激振頻率的，即遠離共振區(qū)域，不會發(fā)生機械共振現(xiàn)象。

(3)考慮是否為氣流脈動引起管道振動。

氣流脈動(即壓力不均勻度)是反映工作流體壓力上下波動強度的一個指標。當流體處于脈動狀態(tài)時，管內的壓力在平均值附近上下周期性的波動。系統(tǒng)工作時，氣體會充滿管道，即形成氣柱，氣柱可以壓縮、膨脹。因此氣柱本身就是一個具有連續(xù)質量的彈性振動系統(tǒng)，在壓縮機周期性排氣與吸氣的激發(fā)下，必然會引起氣柱振動，也就造成管道氣流的壓力脈動。壓力脈動作用在管道的轉彎處或截面變化處，激起管道做機械振動。管道系統(tǒng)就是一個彈性振動系統(tǒng)．當受到激振力作用時，就會發(fā)生振動即激起管道及附件產(chǎn)生機械振動[5]。

壓力不均勻度的計算公式：

δ=(Pmax-Pmin)/P×100%

式中Pmax為最大壓力，Pmin為最小壓力，P為平均壓力，單位為MPa(a)。

當壓力P在0.345～20.7 MPa之間時，壓力不均勻度許用值按下式計算：

[δ]= 40/(P·d·f)

式中[δ]為允許壓力不均勻度(%)；P為管內平均絕對壓力(MPa)；d為管道內徑(cm)；f為脈動頻率(Hz)。

經(jīng)測量，壓縮機實際運行的出口壓力最大為5.702 MPa(a)，最小壓力為5.574 MPa(a)，平均壓力為5.638 MPa(a)，壓力不均勻度為：

δ=(5.702-5.574)/5.638×100%=2.27%

壓力不均勻度許用值：

[δ]=40/(P·d·f)=40/(5.638×37.2×12)=1.59%

由計算可知，壓力不均勻度超過了許用值很多，氣流脈動引起了管道振動，這應該是管道振動的主要原因。

2.3 往復式壓縮機振動的現(xiàn)場處理效果的理論分析

有上述振動原因分析可知，管道的振動主要是由于壓力不均勻度超過了許用值造成的。當增加一些支架時，管道剛度會增加，振動回有所減緩，但壓力不均勻度并未得到改善，所以管道振動依然較大。

當同時開啟兩臺壓縮機運行時，由于兩臺壓縮機的脈動是不同時的，波動會相互干涉，部分相互消減，壓力脈動的最大值和最小值的差值會縮小，于是氣流脈動引起的管道振動就大大減小。經(jīng)過實際測試與計算，同時開啟兩臺壓縮機運行時壓力不均勻度下降顯著，為δ=0.89%，比許用值[δ]=1.59%小很多，管道的振動就會大大減小，這與實際現(xiàn)象相符合，說明理論分析與實際結果一致。

當然，對于壓力脈動過大引起管道振動的情況，還可以通過設置孔板來達到減振的作用，這在實際中也是常用的方法。

3 結語

通過對該企業(yè)往復式壓縮機出口管道振動的分析，排除了壓縮機振動原因和機械共振原因，進一步計算了壓力不均勻度(氣流脈動)，說明該管道在單臺壓縮機運行時的振動原因是由于氣流脈動引起的，而在兩臺壓縮機同時運行的情況下，計算的壓力不均勻度大大減小(小于壓力不均勻度許用值)，所以管道的振動就明顯減弱。這個分析結果與實際運行結果相符，說明壓力不均勻度的理論計算與實際是相符的，也就是說壓力不均勻度的理論計算可以很好地用于指導實踐活動。