往復式壓縮機入口管系振動大原因分析及對策

蓋建武 古通生

摘要：往復式壓縮機入口管系振動超標，通過對管路系統固有頻率模擬計算和管線振動采樣分析，確認管系振動超標原因為管系與機組發(fā)生結構共振。采取改變管路固有頻率，增設消振孔板措施，取得良好效果。

關鍵詞：往復式壓縮機;結構共振;脈動;孔板

中圖分類號：TH45?文獻標識碼：A??文章編號：1671-2064（2019）16-0000-00

0引言

往復式壓縮機廣泛應用于石油、化工、冶煉等諸多行業(yè)，因其結構特性，壓縮機機體及附屬管線設備很容易發(fā)生振動超標的問題。強烈的振動不僅使機器本身受到影響，也可能造成附屬管道和設備損壞等故障。引起壓縮機管道振動的原因復雜，大多與管道的設計、安裝等因素有關。本文對某石化公司氫氣壓縮機入口管路振動超標的主要原因進行分析，根據分析結果制定整改措施，消除了設備隱患。

1 管路振動的基本情況

1.1 機組概況

某石化公司1Mt/a重整裝置往復式氫氣壓縮機，從入口氣液分離器至機入口緩沖罐之間的管路系統長期振動超標，振動速度最大33.0mm/s，振動位移最大810μm，而機組本體及出口管線振動平穩(wěn)。機組型號：2D80-95.2/13-27.5-BX;結構形式：對稱平衡型往復式;吸氣壓力（表）：1.3MPa;排氣壓力（表）2.75MPa;轉速300RPM。

1.2入口管線振動情況

壓縮機入口管線布置及測點布置如圖1，各測點振動值見表1。從表1的數據來看，最大振動出現在機組入口緩沖罐前的垂直管段，即測點3、4、10、11位置。除測點6、7、8外，其余各測點都存在超標情況。

2振動原因分析

引起往復機管路系統振動的原因有三種：一是氣流脈動的激勵，壓縮機周期性的吸、排氣，激發(fā)管道內的氣柱振動，產生壓力脈動，激勵管道產生機械振動;二是由于機組的動不平衡等原因引起的振動，壓縮機往復運動機構不平衡引起的慣性力激勵管道產生機械振動;三是結構共振，當管系的機械固有頻率與激振頻率相近時，就會發(fā)生結構共振^[1]。

2.1 氣流脈動分析

本機轉速n=300r/min，主激發(fā)頻率為F=n/60，即5Hz。對于氣流脈動引起的管道機械振動，利用CAESAR II對入口管系的氣流脈動進行了模擬分析，許用值和危險值參照API 618第7.9.4.2.5.2.1條款的指導值。圖2為主激發(fā)頻率下的脈動幅值沿管系分布與API 618允許值對比情況，可見在額定轉速下機組各段管線的壓力脈動情況均滿足API 618的要求^[2]，故認為整個管系的配置比較合理，可以滿足長期安全運行的要求。

2.2機組動不平衡影響分析

機組空載試機及正常運行時，機組本體振動最大值為5.2mm/s，振動達標。因此，可以排除機組不平衡造成管線大幅振動的影響。

2.3管系機械共振分析

壓縮機的氣流脈動頻率為：

F₁=nm/60

式中 ?n：轉速 ??r/min

m：壓縮機每轉的激發(fā)次數，單作用取1，雙作用取2。

壓縮機為雙作用，計算得壓縮機氣流脈動頻率為10Hz。

利用CAESARⅡ對管路系統的固有頻率進行計算分析，得到管路系統的第一階和第二階的固有頻率分別為5.35Hz、8.821Hz。通常規(guī)定激發(fā)頻率等于0.8～1.2倍固有頻率時，都算達到了共振狀態(tài)，這個頻率區(qū)間稱為共振區(qū)^[3]。由此計算得到管路系統的一階共振區(qū)間為4.28～8.42Hz，二階共振區(qū)間為6.90～10.59Hz。機組的工頻5Hz，氣流脈動頻率10Hz，均落在共振區(qū)內。為了進一步驗證，對圖1所標示的13個測點進行譜分析，發(fā)現管路各測點振動主頻都相同，所得的頻譜如圖3所示，13個測點振動主頻均為9.8Hz。

3減振措施

從以上的分析可以斷定壓縮機入口管系振動大的主要原因是：壓縮機入口管線與機組工頻振動和氣流脈動發(fā)生了結構共振。對于運轉機組，要消除管線的共振，最簡單易行的方法就是通過改變管線的支撐，改變管系的剛度，從而改變管線固有頻率，避免發(fā)生結構共振。

3.1更換標準管卡

原管路系統的所使用管卡為非標準管卡，寬度窄（60mm）、厚度?。?mm），且管卡兩端只有一個螺栓固定，剛性差、容易松脫。把所有進出口管線上的管卡更換成符合HG/T21629-1999，形式為 A11-1要求的管卡以提高管系剛度。新管卡200mm寬、10mm厚材料，兩端有二個螺栓固定，管卡剛性顯著提高。

3.2加固入口緩沖罐支撐

由表2測振數據及圖1所示測點位置可見，振動最大的3、4、10、11測點管段為入口緩沖罐前的垂直管段。機組兩個入口緩沖罐安裝位置高，從水泥基座至入口緩沖罐中心線高度為3800mm，原緩沖罐支撐用槽鋼制作成“日”字形的支架，剛性差，機組運行中緩沖罐支撐的兩條腿晃動明顯。為了提高支撐的剛性，在原支撐上增加橫梁及斜撐。

3.3 增加管線支撐

壓縮機二樓平臺原主梁為16#工字鋼，主梁間距1600mm，且原管路測點5、6及測點8、9間的彎頭未固定。支撐方案調整：在壓縮機管線兩個彎頭處的二樓平臺，增加二根DN200的鋼管立柱。立柱周圍的鋼梁用四根H型鋼加固，增加管卡把垂直管線固定。

3.4 入口氣液分離罐加裝孔板

為降低氣流脈動的影響，在氣液分離罐入口法蘭上，安裝孔板?？装蹇梢詫⒃摴芏蝺鹊膲毫χㄗ兂尚胁?，使管道尾端不再具有反射條件，從而降低壓力不均勻度，達到減輕管道振動的目的，孔板最佳尺寸一般取孔板內徑與管道內徑之比為0.43～0.50。該機組氣液分離罐入口法蘭內徑Φ355.6毫米，為避免因加裝孔板產生較大的管阻，采用內徑為φ170mm，厚度3mm的孔板^[4]。

4 整改效果

通過增加支架和改變支撐形式，有效提高了管路系統的一階和二階固有頻率，管系加固后的固有頻率模態(tài)分析結果顯示管路最低固有頻率17.08Hz，激振頻率均避開了低階共振區(qū)間。

機組的入口管路按分析結論及整改措施進行整改后，各測點振動結果見表，最大振動速度由33.0mm/s下降至7.2mm/s，最大振動位移由810μm下降至300μm，振動值達到標準要求。說明管道減振措施的實施使壓縮機入口管線共振現象消除，排除了影響機組長周期安全運行的隱患。

5結語

對超標振動的管道現場減振，必須判斷清楚引起振動的原因，是氣流脈動、機組不平衡還是結構共振，需進行針對性分析，再采取相應減振措施。如果機組本體振動很小，管路壓力波動也不大的情況下，可以初步判斷管路發(fā)生了結構共振，再結合管路系統振動頻譜分析及激振頻率計算就可以驗證判斷的準確性，采取措施改變管系的固有頻率可以有效解決問題。

參考文獻

[1] 張銀偉.往復式壓縮機管道振動原因分析及對策[J].壓縮機技術，2008（6）：42-44.

[2] API STD 618.Reciprocating Compressors for Petroleum，Chemical，and?Gas?Industry Services[S].2008.

[3] 候興龍.孔板在往復壓縮機管道減振中的應用[J].壓縮機技術，2016（5）：5-8.

[4] 呂紅旗.壓縮機設計生產新工藝新技術與安裝調試及質量檢測標準規(guī)范實用手冊[M].北方工業(yè)出版社，2006.

收稿日期：2019-07-05

作者簡介：蓋建武（1972—），漢族，河北石家莊人，碩士研究生，主任工程師，研究方向：設備管理。