往復(fù)式壓縮機(jī)管道振動分析與改造

往復(fù)式壓縮機(jī)在配管設(shè)計(jì)和安裝、運(yùn)行過程中最常見的一個問題就是管道的振動問題。在生產(chǎn)實(shí)踐中，管道的強(qiáng)烈振動會使管路附件尤其是管道的連接部位、管道與附件的連接部位和管道與支架的連接部位等處發(fā)生磨損松動；在振動所產(chǎn)生的交變應(yīng)力作用下，導(dǎo)致疲勞破壞，從而發(fā)生管線斷裂、介質(zhì)外泄，甚至引起嚴(yán)重的生產(chǎn)事故，給生產(chǎn)和環(huán)境造成嚴(yán)重危害。因此，對出現(xiàn)強(qiáng)烈振動的管道，分析其產(chǎn)生原因并給出相應(yīng)的減振措施具有重大的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益。

一般來說，引起壓縮機(jī)機(jī)組和管道振動的原因通常有三種：一是由于運(yùn)動機(jī)構(gòu)的動力平衡性差或者基礎(chǔ)設(shè)計(jì)不當(dāng)而引起；二是由于氣流脈動引起。三是由于共振，又分為氣柱共振和管道機(jī)械結(jié)構(gòu)共振。實(shí)踐表明：生產(chǎn)中遇到的壓縮機(jī)裝置振動絕大多數(shù)是氣流脈動與共振問題引起的。

研究管道氣流脈動與共振問題時，將遇到兩個同時存在的振動系統(tǒng)[1]。一是氣柱振動系統(tǒng)。管路內(nèi)所充滿的氣體，稱為氣柱。因?yàn)闅怏w可以壓縮、膨脹，所以氣柱本身是一個具有連續(xù)質(zhì)量的彈性振動系統(tǒng)。這個系統(tǒng)，受到一定的激發(fā)之后，就會發(fā)生振動。壓縮機(jī)氣缸的周期性排氣與吸氣，就是對氣柱的激發(fā)（或稱干擾）。

氣柱振動的結(jié)果是管道內(nèi)的壓力產(chǎn)生脈動。另一個是機(jī)械振動系統(tǒng)，由管路（包括管道本身、管道附件和支架等）結(jié)構(gòu)系統(tǒng)構(gòu)成。只要有激發(fā)力作用于這個系統(tǒng)上，它就會做出機(jī)械振動的響應(yīng)。過大的氣流脈動會在管道彎頭處或變截面等部位產(chǎn)生引起管道振動的激振力，更為嚴(yán)重的情況是，當(dāng)激發(fā)力的頻率與氣柱或管道結(jié)構(gòu)的固有頻率接近或重合時，產(chǎn)生氣柱或機(jī)械共振，將會產(chǎn)生災(zāi)難性的后果[2]，因此共振問題是必須首先加以分析和解決的。

本文以某石化企業(yè)柴油液相加氫新氫壓縮機(jī)入口管線振動問題為例，首先通過現(xiàn)場振動測試對管道振動水平做出評價；其次計(jì)算壓縮機(jī)激勵頻率，并采用ANSYS模態(tài)分析得到管道固有頻率和振型，以確定管系振動的原因；最后通過采取適當(dāng)?shù)恼拇胧?，來達(dá)到減振目的。

1.管系簡介

壓縮機(jī)型號：2D80-21.16/23.9-99.9-BX；工質(zhì)（mol%）：氫氣H299.9%，甲烷CH40.1%；

壓縮機(jī)氣缸數(shù)：2；壓縮級數(shù)：2；壓縮機(jī)名義轉(zhuǎn)數(shù)：333rpm；氣缸特性：雙作用；

原入口管線布局線模型如圖1所示：

2.振動測試

經(jīng)過對壓縮機(jī)入口管線彎頭處，閥門前后及大小頭等管徑變化及安裝管道元件處振動水平測試，結(jié)果表明，圖2中所示的T1、T2、T3三處法蘭測點(diǎn)振動值較大，各點(diǎn)振動速度峰峰值如表1、表2、表3所示。

參照美國石油化學(xué)工業(yè)協(xié)會API618[3]7.9.4.2.5.2.4管路設(shè)計(jì)振動準(zhǔn)則之中的“頻率在10至200Hz之間，固定的許用振動速度約為32mm/s峰-峰值（1.25in./s峰-峰值）”條款規(guī)定，T1、T2、T3測點(diǎn)x方向及T3測點(diǎn)y方向振動值超標(biāo)。由各測點(diǎn)頻域分析結(jié)果可見，振動響應(yīng)的峰值主頻率均為11.09Hz，其次為5.625Hz。

3.管道激發(fā)頻率計(jì)算

機(jī)組的往復(fù)運(yùn)動頻率為激發(fā)頻率，激發(fā)頻率的計(jì)算公式為：fex=mn/60式中m—與壓縮機(jī)氣缸作用方式相關(guān)的一個數(shù)，當(dāng)單作用時，m=1；當(dāng)雙作用時，m=2；n—壓縮機(jī)主軸轉(zhuǎn)速，r/min所以，fex=2×333/60=11.1Hz由上節(jié)各測點(diǎn)頻域分析結(jié)果可見，振動響應(yīng)頻率11.09Hz與激發(fā)主頻率非常吻合，且次要峰值頻率為5.625Hz，與壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率吻合，由此可見，管道振動主要是由于氣流脈動激發(fā)，同時壓縮機(jī)機(jī)體的振動也對管道有一定影響，相比氣流脈動，機(jī)體的振動影響比較小。在工程上常把fex（0.8～1.2）的頻率范圍作為激發(fā)頻率共振區(qū)。當(dāng)管系機(jī)械固有頻率落在激發(fā)頻率共振區(qū)范圍時，發(fā)生結(jié)構(gòu)共振。本例中共振區(qū)頻率應(yīng)該為8.88～13.32Hz。

4管道結(jié)構(gòu)固有頻率的計(jì)算

用ANSYS有限元分析軟件對管道結(jié)構(gòu)進(jìn)行建和模態(tài)分析[4-6].管系的材料性能常數(shù)為：彈性模量E=210GPa，泊松比v=0.27，密度Q=7.8×103kg/m3。

用梁空間單元Beam189對管道結(jié)構(gòu)進(jìn)行單元數(shù)劃分。

三通和大小頭采用Tee18單元，彎頭采用Elbow17單元，將法蘭、螺栓等簡化為集中質(zhì)量單元Mass施加。

劃分完網(wǎng)格并施加約束后的管線有限元模型如圖3所示。

運(yùn)用Block Lanczos法對管線進(jìn)行模態(tài)分析， 得出管系結(jié)構(gòu)的前 5階固有頻率值 （見表4）和相應(yīng)頻率下的振型圖 （如圖5）。

由表4和圖5分析可知：

（1）管系結(jié)構(gòu)的第2、3階固有頻率（10.432、13.146Hz）落在與激發(fā)頻率的共振區(qū)（8.88～13.32Hz）范圍內(nèi)，管道極易發(fā)生機(jī)械共振，產(chǎn)生劇烈的管道振動，與實(shí)際運(yùn)行中出現(xiàn)的問題相吻合。

（2）對應(yīng)各階固有頻率的振型如圖5所示，說明了管系結(jié)構(gòu)振動時，管道上各個部分的振動幅度大小變化，以及每階振型的最大變形。

（3）由共振的理論可知，為了避免共振，應(yīng)對管道進(jìn)行合理的設(shè)計(jì)和改造，使管系的結(jié)構(gòu)固有頻率盡量避開與激發(fā)頻率的共振區(qū)。

5減振方案

從上面的測試結(jié)果及分析可知，管道振動主要是由于氣流脈動引起的，并且管系的第二、三階固有頻率處于激發(fā)頻率的共振區(qū)內(nèi)，因此可以通過提高管系的結(jié)構(gòu)固有頻率來避免其落入激發(fā)頻率的共振區(qū)，從而消減管道的振動。要想提高管系的結(jié)構(gòu)固有頻率，在不改變原有管系結(jié)構(gòu)的情況下，最有效最便捷的措施便是施加有效約束，在本管系結(jié)構(gòu)中，結(jié)合現(xiàn)場安裝條件及施工難易程度等因素，在管道三處彎頭處施加了三處約束，如圖4所示。同時，對壓縮機(jī)及其緩沖罐各支座地腳螺栓進(jìn)行了緊固。

施加完新增約束條件后，再利用BlockLanczos法對管線進(jìn)行模態(tài)分析，得出管系結(jié)構(gòu)的前5階固有頻率值（見表5）。

對比原約束和新約束條件下管線結(jié)構(gòu)的前5階固有頻率可知，在施加約束前后管線結(jié)構(gòu)的固有頻率有了明顯提高，避開了與激發(fā)頻率的共振區(qū)，并且現(xiàn)場測試也表明振幅也有了明顯減小，均在32mm/s以下。由此表明改造對改善管道振動有很理想的效果。

6結(jié)論

通過以上分析，可得以下幾點(diǎn)結(jié)論：

（1）實(shí)踐中經(jīng)常遇到的往復(fù)式壓縮機(jī)管道振動主要原因之一是因?yàn)楣芫€結(jié)構(gòu)的固有頻率與氣流脈動激發(fā)頻率共振引起的。

（2）提高結(jié)構(gòu)的固有頻率值可以有效避免共振。而提高結(jié)構(gòu)固有頻率的一項(xiàng)有效便捷措施便是在合適的位置施加相應(yīng)約束條件。通過施加新的約束條件后，管線結(jié)構(gòu)的固有頻率值有了明顯提高，從而順利避開了與激發(fā)頻率的共振區(qū)，消減了由共振引起了管道劇烈振動。

（3）所采取的措施簡單易行，并且從最后的結(jié)果看效果也比較明顯，從而為實(shí)踐中的此類問題提供了可參考的分析方法。

（4）文中所采用的ANSYS模態(tài)分析方法，與現(xiàn)實(shí)結(jié)果十分吻合，從而也為此類工程問題提供了一種新的分析方法和途徑。

參考文獻(xiàn)：

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