往復式壓縮機管道振動的核算

鄒新健

【摘 要】某石化吸附脫硫裝置的往復式氫氣壓縮機由于廠家對壓縮機管道進行脈沖和振動分析計算時管道施工圖還沒出，廠家根據(jù)經(jīng)驗取值計算，使用單位對壓縮機出口管道的振動情況持懷疑態(tài)度，本文對該裝置的往復式壓縮機出口管道振動進行了核算，結果表明振動在允許范圍內(nèi)。

【關鍵詞】往復式壓縮機；管道振動

中圖分類號： TE974 文獻標識碼： A 文章編號： 2095-2457（2018）14-0061-002

DOI：10.19694/j.cnki.issn2095-2457.2018.14.026

1 壓縮機情況簡介

某石化吸附脫硫裝置的往復式壓縮機有4臺，循環(huán)氫壓縮機兩臺，位號K101A/B，兩列對稱平衡型，型號為2D10-10/26.38-37型。反吹氫、補充氫聯(lián)合壓縮機兩臺，位號K（102+103）A/B，兩列對稱平衡型，型號為2D10-1.24/26.38-66.3—4.2/22-37.5型。由于吸附脫硫裝置項目建設進度要求，廠家并未等設計單位出壓縮機出口管道的施工圖，廠家根據(jù)以往經(jīng)驗，已經(jīng)對壓縮機出口管線進行了脈動和振動分析計算。使用單位對壓縮機出口管道振動持懷疑態(tài)度，本文將根據(jù)現(xiàn)場實際數(shù)據(jù)核算壓縮機出口管道的振動。

2 管道振動的原因

往復式壓縮機管道在允許范圍內(nèi)存在某種程度的振動是正常現(xiàn)象。但應該避免發(fā)生劇烈振動，否則可能導致管道破壞，引起管道發(fā)生劇烈振動的主要原因有兩方面：一是氣體壓力脈動過大，導致激振力過大；另一個原因則是管道發(fā)生結構共振[1]。廠家在設計壓縮機的時候已經(jīng)計算了管道系統(tǒng)脈震，并且已經(jīng)設置了緩沖罐，激振力已經(jīng)控制在合理范圍內(nèi)。管道發(fā)生結構共振的原因，則是管道結構固有頻率與機器激振力頻率過于接近產(chǎn)生共振，使管道振動急劇增大。我們要避免管道發(fā)生結構共振，所以有必要計算管道振動。

往復式壓縮機管道系統(tǒng)的振動包括4個方面的振動，它們的振動頻率分別如下：

（1）往復壓縮機管道的機械振動基本頻率f1；

（2）管道內(nèi)脈動氣流振動的基本頻率f2；

（3）管道內(nèi)氣流壓力脈動的振動頻率f3；

（4）管道的固有振動頻率f4；

當上述4 個方面的振動頻率f相互接近（0.8-1.2倍）時，管道就會產(chǎn)生共振而破壞。為了避免破壞，必須保證各振動頻率間相差一定的安全距離。一般控制下列幾對振動頻率f不接近，f1與f4不得接近，f2與f4不得接近，f2與f3不得接近[2]。下面以某石化吸附脫硫裝置循環(huán)氫壓縮機為例，來計算出口管道的振動。

3 管道振動的計算

3.1 往復壓縮機管道的機械振動基本頻率f1的計算

往復壓縮機管道的機械振動基本頻率f1的計算公式為：

f1=K1n（1）

式中：N——往復壓縮機轉(zhuǎn)速，r/min；

n——往復壓縮機的曲軸數(shù)量；

K1——系數(shù)，對曲軸數(shù)n為奇數(shù)時，K1=2；n為偶數(shù)時，K1=1；

循環(huán)氫壓縮機的轉(zhuǎn)速為420r/min，曲軸數(shù)量為1，取K1=2，代入式（1）中計算得出：

f1=K1n=2×1×=14

3.2 管道內(nèi)脈動氣流振動的基本頻率f2的計算

管道內(nèi)脈動氣流振動的基本頻率f2的計算公式為：

f2=K2n（2）

式中：K2——系數(shù)，對于雙作用氣缸，K2=2；對于單作用氣缸，K2=1；

循環(huán)氫壓縮機氣缸為雙作用，所以取K2=2，代入式（2）中計算得出：

f2=K2n=2×1×=14

3.3 管道內(nèi)氣流壓力脈動的振動頻率f3的計算

管道內(nèi)氣流壓力脈動的振動頻率f3的計算公式為：

f3=（3）

式中：C——氣流在管內(nèi)的音速，m/s；C，K為氣體的絕熱壓縮指數(shù)；V為氣體比容，單位m3/kg，Pm為管道內(nèi)的氣體絕壓，單位Pa；

m——脈動氣壓的諧振階次，m=1，2，3…，為1階、2階、3階…的諧振階次；

le——管道系統(tǒng)的當量管長，m；

循環(huán)氫壓縮機的介質(zhì)是氫氣，出口壓力為3.7MPa（G），經(jīng)查詢得知，氫氣的絕熱壓縮指數(shù)為1.41，氫氣的比容為11.11m3/kg，計算得出：C=7715.4m/s。m取1，現(xiàn)場實測管道系統(tǒng)的當量管長為6.63m，代入式（3）中計算得出：

f3==7715.4（2+1）/4×6.63=872.78

3.4 管道的固有振動頻率f4的計算

管道的固有振動頻率f4的計算公式為：

f4=×（4）

式中：λ——管道的諧振系數(shù)，管道兩端簡支的1階諧振λ1=π，2階諧振λ2=2π，管道兩端固支的λ1=4.73，λ2=7.85；

ls——管道支架間距，m；

g——重力加速度，g=9.8m/s2；

E——材料的彈性模量，kg/m2；

J——管子斷面慣性矩，m4；

R——管子外徑，m；

A——管子截面積，m2；

循環(huán)氫壓縮機管道支架是防震固定支架，λ應取4.73，現(xiàn)場實測管道支架間距為3.6m，管子外徑為114mm，管子內(nèi)徑102mm，管子材質(zhì)為P11合金鋼，合金鋼的彈性模量查得為2.06×105MPa，換算單位后為2.1×1010kg/m2。

管子的斷面慣性矩的計算公式為：

J=

式中：D——管子外徑；

α——d/D，管道內(nèi)徑/管道外徑；

計算得出管子的斷面慣性矩J=2.976×10-6m4。

管子的截面積A=π-π=0.002m2。

把這些數(shù)值代入式（4），計算得出：

f4=14247

從上述計算結果可以看出，f4遠大于f1和f2，f3也遠大于f2，所以可以確定，循環(huán)氫壓縮機出口管道不會產(chǎn)生共振。

4 反吹氫和補充氫壓縮機管道振動的核算

有了循環(huán)氫壓縮機出口管道振動計算的例子，我們也可以計算反吹氫和補充氫壓縮機的出口管道振動，雖然反吹氫和補充氫壓縮機是聯(lián)合壓縮機共用一臺電機，但是出口管道并不一樣，所以計算出口管道振動需要分別計算。

反吹氫壓縮機的參數(shù)為：轉(zhuǎn)速420r/min，1個曲軸，雙作用，出口壓力6.63MPa（G），le=4.45m，ls=1.46m，管子外徑89mm，管子內(nèi)徑78mm。補充氫壓縮機參數(shù)為：轉(zhuǎn)速420r/min，1個曲軸，雙作用，出口壓力3.75MPa（G），le=4.8m，ls=2.6m，管子外徑60mm，管子內(nèi)徑52mm。把數(shù)據(jù)代入上述4個公式中，求得管道振動頻率列在表1中：

從表1中數(shù)據(jù)可以看出，反吹氫壓縮機和補充氫壓縮機的f4遠大于f1和f2，f3也遠大于f2，所以反吹氫壓縮機和補充氫壓縮機出口管道不會產(chǎn)生共振。

5 實際出口管道振動

某石化吸附脫硫裝置的往復式壓縮機在氮氣負荷試車時，我們收集了幾組振動數(shù)據(jù)，列在表2中：

按GB/T7777-2003《容積式壓縮機機械振動測量與評價》[3]中規(guī)定，振動速度>1.8，≤2.8mm/s的振動烈度為2.8mm/s，對稱平衡型往復式壓縮機振動烈度應不大于18mm/s，吸附脫硫裝置的4臺壓縮機的氣缸振動烈度為2.8mm/s，在允許范圍內(nèi)。該標準未對出口管道振動進行說明，我們參照壓縮機振動評價標準，震度速度>0.71，≤1.12mm/s 的振動烈度為1.12mm/s，那么4臺壓縮機出口管道振動烈度為1.12mm/s，在允許范圍內(nèi)。

6 結論

通過計算吸附脫硫裝置循環(huán)氫，反吹氫，補充氫壓縮機出口管道振動頻率，我們確認管道不會發(fā)生共振，出口管道振動在允許范圍內(nèi)。氮氣負荷試車時測得的實際出口管道振動速度在1mm/s左右，也證明了出口管道的振動在允許范圍內(nèi)。

【參考文獻】

[1]往復式壓縮機脈沖的影響及緩解措施，《湖南理工學院學報（自然科學版）》第17卷第1期，2004.03.

[2]往復式壓縮機或泵裝置管道的振動計算，《化工設備與防腐蝕》，2004.04.

[3]GB/T7777-2003《容積式壓縮機機械振動測量與評價》.