（化学工程专业论文）往复式氢气增压机管系的消振研究.pdf

中文摘要 天津石化公司大芳烃装置k - 2 0 2 氢压机属于4 m - 4 0 系列，为公司关键机组。 2 0 0 0 年7 月开始投入使用，自投用以来由于机组强烈振动多次导致管线和附属 设备连接部位松动，引起氢气泄漏，造成停车事故，严重影响了装置的安全运 行，给公司造成巨大损失。因此急需解决氢压机振动问题，防止类似失效事故的 发生。 为解决以上问题，本文通过对管系气流脉动与振动的基本理论分析，从管系 振动角度分析了引起往复式氢压机振动的原因，采用了先进的压缩机管系气流脉 动、机械振动的控制标准和分析计算方法，和国内已行之有效的往复式压缩机管 系振动分析软件，对4 m 4 0 氢压机管系的气流脉动、气柱固有频率、管道结构固 有频率等进行了分析、校核。找出了管系振动过大的原因和部位，结合现场的实 际情况提出了改进措施和实施方案，工程实践证明效果良好。 关键词：往复式压缩机气流脉动管系振动 a bs t r a c t t h eh y d r o g e n - r e c i p r o c a t i n gc o m p r e s s o rw i t ht h et y p eo f4 m 4 0u s e df o r 2 0 0 ，0 0 0 m t ap o l y e s t e rp r o j e c t o fs i n o p e ct i a n 3 i np e t r o c h e m i c a lc o r p o r a t i o n ( t p c c ) i st h ec o r p o r a t i o n - l e v e ll a r g e s c a l ee q u i p m e n tr e l a t i n gw i t ht h r e e ( 3 ) m a i n p r o d u c t i o nu n i t s s i n c ei tw a si n s t a l l e di n1 9 9 9a n df o r m a l l yp u ti n t ou s e i nj u l y2 0 0 0 ， b e c a u s eo ft h es e v e r ev i b r a t i o no ft h ep i p e l i n es y s t e m , t h ec o n n e c t i o n sb e t w e e nt h e p i p e l i n ea n dt h ea u x i l i a r ye q u i p m e r i t sw e r el o o s e nf o rm a n yt i m e s ，c a u s i n gt ot h e l e a k a g eo ft h eh y d r o g e n , a n dl e a d i n gt ot h es h u t d o w ne v e n t s ；w h i c hs e r i o u s l ya f f e c t e d t h es a f e t yo p e r a t i o no ft h eu n i t sa n db r o u g h tt h et r e m e n d o u sl o s s e sf o rt p c c t h e r e f o r e ，t os e t t l e d o w nt h e p r o b l e mo fp i p e l i n es y s t e m v i b r a t i o no ft h e h y d r o g e n - r e c i p r o c a t i n gc o m p r e s s o r b e c o m e sv e r yi m p e r a t i v e s o a st op r e v e n tt h e o c c u r r e n c eo f t h es i m i l a re v e n t s i no r d e rt os o l v et h ea b o v e - m e n t i o n e dp r o b l e m , i nt h i st h e s i s ，t h r o u g ha n a l y z i n g t h eb a s i ct h e o r i e sc o n c e r n i n gt h eg a s f l o wi m p u l s ea n dv 逊r a t i o no f t h ep i p e l i n es y s t e m ， d i s c u s s i n gt h er e a s o n sc a u s i n gt h ep i p e l i n ev i b r a t i o no ft h er e c i p r o c a t i n gh y d r o g e n c o m p r e s s o r , a d o p t i n gt h ea d v a n c e dc o n t r o ls t a n d a r da n dt h ea d v a n c e da n a l y z i n ga n d c a l c u l a t i n gm e t h o d s ，u t i l i z i n gt h ed o m e s t i ce f f e c t i v ea n a l y s i ss o f t w a r ef o rt h ep i p e l i n e s y s t e mv i b r a t i o no ft h er e c i p r o c a t i n gc o m p r e s s o r , t h eg a s f l o wi m p u l s eo ft h e4 m 4 0 h y d r o g e nc o m p r e s s o r , t h e 叙e df r e q u e n c yo ft h eg a sp l u g a n dt h ef i x e d 岔e q u e n c yo f t h ep i p e l i n es t r u c t u r ea r ea n a l y z e da n dc h e c k e du p ，t h er e a s o n sa n dt h el o c a t i o n so f t h ee x c e s s i v ep i p e l i n es y s t e mv i b r a t i o na r ef o u n do u t ，a n dt h er e n o v a t i n gm e a s u r e s a n ds o l u t i o n sa r eb r o u g h tf o r t hc o m b i n i n gt h er e a ls t a t u si ns i t e ，w h i c hh a v ea c h i e v e d t h eg o o dp e r f o r m a n c ea f t e rb e i n gc a r r i e di n t oe x e c u t i o n k e yw o r d s ：r e c i p r o c a t i n gc o m p r e s s o r , g a s f l o wi m p u l s e ，p i p e l i n ev i b r a t i o n 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作和取得的 研究成果，除了文中特别加以标注和致谢之处外，论文中不包含其他人已经发表 或撰写过的研究成果，也不包含为获得鑫鲞盔堂或其他教育机构的学位或证 书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中 一 作了明确的说明并表示了谢意。 学位素文作者签名? 荔斩签字日期：。7 年，月媚 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解苤盗盘堂有关保留、使用学位论文的规定。 特授权苤壅盘堂可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，并采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编以供查阅和借阅。同意学校 向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权说明) 学位论文作者签名 签字日期：力年，月细 撇名：翻氟 签字日期：矿7 年，肜夕日 第一章绪论 第一章绪论 1 1 4 m 4 0 氢压机管系的振动 天津石化2 0 万吨聚酯工程是国家“十五”期间的重点项目，工程总投资为 7 0 亿人民币，自1 9 9 8 年开始筹建，分为大芳烃联合装置，精对苯二甲酸装置， 聚酯装置，短丝装置，长丝装置及其辅助工程设施。2 0 0 0 年5 月各套装置陆续 开车。大芳烃联合装置是天津石化公司“二十万吨聚酯”二阶段工程的主体组成 部分，其目的是以炼油厂的常减压和加氢裂化装置所提供的直馏重石脑油和加氢 裂化石脑油为原料，生产二甲苯、混合二甲苯、苯及其它副产品以满足精对苯二 甲酸装置( p t a ) 装置的原料需求。全装置共分为七个生产单元和公用设施，其 中重整反应产生氢气，除供联合装置的预加氢单元、歧化异构化单元使用外，还 供炼油厂加氢裂化单元使用。输送氢气的设备就是加氢重整单元的k - 2 0 2 往复式 氢气增压机机组，该机组压缩机属于4 卅4 0 系列，共有三台，分别标为a 、b 、c ， 正常运行时为两开一备。重整氢气增压机在工艺上至关重要，其平稳运行直接影 响到2 0 万吨聚酯3 套关键主装置的稳定运行，是公司级特护的关键设备。 1 1 1 4 m 4 0 氢压机主要参数 4 m 2 4 0 系列往复式压缩机，是四列二级对称平衡型压缩机，制造单位为沈阳 气体压缩机厂，1 9 9 9 年6 月出厂，此系列产品引进德国博尔齐格公司的专有技 术，电机驱动，压缩介质分二级进行压缩，i 级为低压段，i i 级为高压段。 压缩机的基本参数如下： 型式：二级双作用，无油润滑 轴功率：2 2 8 3k w 转速：0 3 x1 0 0 0 r m i n 输送介质：h 2 ( 8 7 ) 传动方式：刚性联轴节直接驱动 各级压力和气体温度参数如表1 1 所示。 表1 1 各级压力和气体温度参数表 t a b 1 1t h ep a r a m e t e rl i s to fp r e s s u r ea n dg a st e m p e r a t u r eo fa l ll e v e l s 1 1 2 压缩机管系相连部件说明 1 ) 缓冲器 为了减小气流脉动改善气阀的工作条件提高气阀的使用寿命，压缩机各级 气缸的吸排气口都设有缓冲器，缓冲器与气缸以尽可能短的管道相连以便于充分 发挥其缓冲作用。缓冲器设计有足够大的缓冲容积，形状为圆柱形，各级排气缓 冲器下部设有排液阀。各级进气缓冲器均加有磁翻版液位计，对缓冲器内积液进 行监测，各个缓冲器上都设有测温和和测压仪表接座，所有排气缓冲器下部都设 有弹性支座用以隔振和补偿温度变形。 2 ) 进气过滤器 在压缩机总进气管前设有进气过滤器用以净化造气工段带来的不洁气体。 进气过滤器对新投产的工艺流程尤为重要，它可以消除流程装置在制造过程中进 入的异物，在正常使用过程中吸入气体比较清洁，可将其拆除。压缩机所有辅机 ( 包括分离器，冷却器和缓冲器) 按g b l 5 0 - 8 9 钢制压力容器设计制造，用 户按照压力容器安全技术监察规程的有关规定进行定期的检查和维护。 3 ) 压缩机的管道系统 压缩机的主气管道由从压缩机的进气侧的气体过滤器开始，及经过各级气 缸及气缸间的缓冲器支排气管的气体管道组成。气体管路组装后在压缩机正式投 入运转前，进行吹洗清理。主管道系统的作用，主要是将气体引向压缩机，经压 缩机各级压缩之后，再引向使用场所。从压缩机i 级前进气管的闸阀开始，到压 缩机末级排气管的截止阀为止，其中的管道、阀门、滤清器、缓冲器、液气分离 器、冷却器以及储气罐等设备，组成压缩机的气体主管系。此外，还有一系列辅 助管路，如与安全阀连接的管路，调节气量或放空用的旁通管路，排除油水用的 排污管路，引接置换气或保护气的管路，工艺流程所需的抽气管路以及连接压力 表的管路等。由于管路内承受压力，所以组成管路的各元件应有足够的强度和良 好的密封性；为了防止高压气体倒流，压缩机末级排气管和中间抽气管上，应设 置止回阀；考虑气流脉动和温度变化的不利影响，管路的支承要可靠，位置要合 2 适。为加强管路的支承，安装中间支座或将振动段悬挂在弹性悬座上，并在振动 段的管道与支座间加木质或橡胶衬垫，防止管道因振动出现过大的磨损。 冷却水管路是一个封闭系统，本机采用一套冷却水循环系统，用于冷却气 缸、填料、电机等。各用水点的进回水管上都设有截止阀，以调节水量并设有视 水器和双金属温度计。负荷控制管路是为了调节压缩机的排气量，使压缩机实现 无负荷( 无压) 启动，同时为适应工艺流程的需要，本机采用顶开吸气阀。 1 1 3 4 m 4 0 氢压机投产运行后发生的事故 4 m 4 0 氢压机机械简图见图1 1 ，该机自2 0 0 0 年7 月投产后就不断由于管系 振动严重，使机组事故频发，严重影响b p x 装置以及p t a 装置与炼油加氢裂化装 置的生产。由于该压缩机管系振动造成的事故见表1 2 ( 2 0 0 0 8 2 0 0 2 3 ) 表1 2 压缩机管系振动造成的事故表 t a b1 2t h ea c c i d e n t sd u et ot h ep i p e l i n es y s t e mv i b r a t i o no ft h e h y d r o g e n r e c i p r o c a t i n gc o m p r e s s o rl i s t 从表i 2 中可以看出， k 一2 0 2 机组管系振动问题严重，自1 9 9 9 年度安装， 2 0 0 0 年7 月份投用以来，由于机组和管线振动原因事故频出，严重影响了装置 的运行，给公司造成极大损失，成为天津石化公司最大的设备安全隐患。 强烈 的振动不但降低压缩机的容积效率，引起额外的功率消耗，而且引起设备及管道 的连接部位处发生松动和断裂，造成连接部位泄漏，零部件损坏等诸多问题，尤 其是本机组的压缩介质为氢气，易燃易爆，给安全稳定生产构成很大威胁。为了 达到安全、稳定、长周期地生产，解决k - 2 0 2 氢压机管系振动问题迫在眉睫。 4 一年p 堇) 一 ：一l 嘲 j k l ， 一-_ 一 国1i4 1 4 0 量压机机械简图 f i g 1ld i a g r 衄o ft h eh y d l r o g e n r e c i p r o c a t i n gc o m pr e s s o f 12 往复式压缩机管系振动的研究进展 往复式压缩机具有压力范围广，效率高，适应性强的特点，在工业现场广 泛应用，不仅数量众多，而且是常常直接关系到企业生产的关键设备，这些设备 的正常运转与否直接影响到企业的生产能力和经济效益，同时，也是企业安全生 产和设备管理必不可少的一环。其中对称平衡式压缩机是大型往复式压缩机中 的典型代表。管系振动问题是往复机的一个非常突出的问题。 长期以来往复式压缩机的管系设计往往从工艺流程、强度要求角度考虑的 较多，从管系振动的力学因素考虑的较少，所以在实际工程中，压缩机的管系时 常出现剧烈振动和噪音，这神情况尤其在石油化工装置极为常见”1 。通过调研分 析，发现许多往复压缩机管系都因事先未作力学计算，只是简单地把己成型的设 计放大、修改和复制。例如，1 9 8 3 年东方红炼油厂铂重整车间的往复压缩机 管线在空气试运时发生强烈振动，若干处管卡振松，盲板断裂，只好临时凭经验 在局部的地方设置管架、管卡。同年燕化化工厂裂解车间的两台l 型往复压缩 机排气管线在通过压缩机厂房的砖墙处振动强烈，砖墙几乎振塌只好停车。抚 顺石油一厂某装置一台新增容的空气往复压缩机单机试运时没有问题，一并网 压缩机管系就发生强烈振动和噪音迟退不能投入生产。这些都是在设计中未能 综合考虐各种因素，给生产造成极大影响。”1 众所周知，往复压缩机是炼油、化工装置中的关键设备，正确的设计压缩 机工艺管线对确保正常生产具有十分重要的意义。当然对于在设计中考虑不周或 经验不足而已经即成事实的缺陷工程，在实际中如何解决和消除，显得更为棘手 和迫切。 1 2 1 气流脉动和管道振动造成的危害 如果往复式活塞压缩机吸排管道内气体的流动是定常的，则管道内指定点 气流的压力和速度( 以及密度) 是不随时间变化的。但是，由于往复式活塞压缩 机吸、排气的间歇性，使气流的压力和速度呈周期性的变化。这种现象，称为气 流脉动n 1 。 气流脉动会造成许多危害：降低压缩机容积效率，引起额外的功率消耗： 气阀工况变坏；控制仪表失灵：引起管道振动等。 管道振动对安全生产造成很大威胁。强烈的管道振动会使管路附件的连接 部位等处发生松动和断裂，轻则造成泄漏，重则由断裂而引起爆炸，造成严重事 故“】。 在国内，由于压缩机管道振动而造成的泄漏和爆炸事故，迭有发生3 1 。例 如某厂往复压缩机管道因振动疲劳，在使用中突然断裂，大量气体泄入室内，冲 破照明灯，引起空间爆炸，被迫停产；某煤矿空气压缩机站管道振动剧烈，与之 相连的储气罐爆炸，碎片飞出数十米，砖墙被气浪推倒；某厂4 d 1 2 5 5 2 2 0 型二 氧化碳压缩机的四级缓冲器进口管及四级气缸出口管道常常振裂，最短是只能运 转3 6 小时，最长的也不过3 6 0 小时；1 9 8 2 年8 月，某化学公司有机合成厂因往 复压缩机管系中的放空管振裂，泄出乙烯气，立即引起大火，烧毁了厂房，损坏 了设备和管道，酿成重大事故。当然不能把泄漏和破裂事故一概归因于振动。 1 2 2 振源分析 引起压缩机组和管路振动的原因通常有两个方面： 第一、由于运动机构的动力平衡性差产生惯性力；基础设计不当( 如基础 刚度不够) ；传动轴系不对中等，这些使主机产生振动，相当于给主机的附属管 线提供了一个强迫力，从而激发管系的振动。根据目前的设计、制造和安装水平， 形成的上述缺陷较为少见，如有缺陷在出厂试运时就已发现和避免。 第二、是由气流脉动引起的。实践表明，生产中遇到的压缩机管系振动绝 大多数是气流脉动引起的。气流脉冲激发管道作机械振动。管道振动反过来又会 引起机组振动，所以要消除管道振动首要的问题是消除气流脉动。2 6 气流脉动是引起管线振动的主要原因。往复式压缩机的吸气或排气过程工 作的特点必然促使气流呈脉动状态。这就为管道振动造成了先天性条件。 现以单缸、单作用的压缩机为例来加以说明。在主轴一转之内，对排气管 来说，大约只有9 0 。的曲柄角范围为排气过程，这样管系感受压缩机的排气作 用只占一转的四分之一。这就不能不引起管内气流速度忽快忽慢，压力忽高忽低 而形成一种不稳定的气流状态。这种状态通常就称为气流脉动。5 1 评价压力脉动强度的量是压力不均匀度。压力不均匀度6 的定义是： 1 0 0 ( 1 - 1 ) p0 式中：p o 指平均压力，它是最大压力p 量大和最小压力p 小的平均值： 对于管道弯头、异径管或控制阀等来说，如果管道内的气流作稳定流动， 也就是气流的速度和压力皆稳定而不呈现脉动状态，那么，在管道弯头、异径管 或控制阀等处，气流对管道的作用只表现为一个静力作用。这种静力只能引起管 道呈静力变形状态，只要管道的强度足够，这种状况不会引起危害。问题是气流 呈现脉动状态，除静力外又加上一个脉动量部分。现以图1 2 的9 0 。弯头为例， 沿对角线弯头受到的合力r 为 b = - - 2 ( p o + p ) - s s i n 4 5 = 2 p o s s i n 4 5 + 2 p s s i n 4 5 = r o + f 1 2 j 1 p 、 i 9 0 0 弯头的气流， 1尺 图1 2 弯头 f i g 1 2e l b o w 式中：舻2 r s s i n 4 5 为平均压力尸d 引起的静力， s 代表管道截面积， f = 2 p s s i n 4 5 为与时间相关的脉动力，它是引起管道振动的激振力。 为了估算这个激振力的数量，以5 1 2 型循环机排气管道为例，当无消振措 施，管道内经为6 5 m m 时，计算出的压力不匀度6 = 2 0 6 2 。则相应脉动压力振幅 为仁1 26 尸口取肛3 2 1k g c m 2 ，则p = 3 3 1 k g c m 2 ，相应激振力振幅f = 1 5 5 2 5 k g 。 由此看出，这是一个很可观的力，这样大的力作用在管道上，随着时间作 周期性变化，管道就出现了强烈的机械振动。所以为了减少激振力的出现，应当 尽可能少用弯头元件，尽量使管道平直。非转弯不可时，尽量使转弯半径大一些， 这样可以降低激振力造成的危害。 1 2 3 防止气流脉动引起管道振动的方法 由气流脉动引起的管道振动的问题从两方面来解决：一是合理地设计管系； 二是现场采取适当的消振措施。前者要求设计出气流脉动和管道振动值都在容许 范围内运转平稳的管道。后者则是对于已经存在有较大气流脉动和振动的管道， 再采取适当的消振措施，达到保证安全生产的目的。n 管系设计问题，就是对设计中的管道进行气体动力特性( 包括气柱固有频 率，压力脉动幅度) 和管道结构动力特性( 结构固有频率、振幅、应力等) 的计 算，并对各种不同的方案进行核算，选择压力脉动和管道机械振动都符合要求的 管系，保证管系在运行中是平稳可靠性 ，0 对于已经发生振动的管道，可以根据不同情况，分别采取下列措施来消除 或缓和：设置缓冲器或调整缓冲器在管系中的位置；在管道中的特定位置设置阻 力元件孔板；改变管道结构尺寸或布置等；由于管道结构发生共振而引起的 振动，可以采取添加支承和改变支承方式来消除阳1 。 研究由气流脉动引起的管道振动时，将遇到两个同时存在的振动系统1 9 1 。 一是气柱振动系统。管路内所充满的气体，称为气柱。因为气体可以压缩、膨胀， 所以气柱本身是一个具有连续质量的弹性振动系统。这个系统受到一定力激发之 后，就会发生振动。压缩机气缸的周期性吸气与排气，就是对气柱的激发( 或称 干扰) 。气柱振动的结果是管道内的压力发生脉动。另一是机械振动系统，由管 道( 包括管道本身、管道附件和支架等) 结构系统构成。只要有激发力作用于这 个系统上，它就会作出机械振动的响应。n ”压力脉动作用在管道的转弯处或截面 变化处的不平衡力，是激起管道作机械振动的激发力 t t l , 通常按平面波动理论来研究气柱的动力特性，据此计算气柱的固有频率以 及管系内各点的压力脉动值等。n 2 1 这里用到的数学问题可归结为解线性方程，其 理论与计算方法都已比较成熟 1 3 1 。但是，当系统处于共振时，由于脉动幅度较 大，阻尼已超出线性范围。此时平面波动理论不能正确反映气流脉动的实际情况。 计算结果往往比实际的测量值大，有时甚至大2 4 倍。这是平面波动理论的缺 陷。为此，有的学者企图对共振区内的计算值做适当的修正 1 4 lp 即认为阻尼与 速度的平方成正比，使平面波动理论能适用于共振区。解决的办法是先按平面波 动理论算出结果，将此结果代入具有与速度平方成正比的阻尼项的运动方程，并 认为输入能量等于阻力的耗散能量与输出能量之和。这样就使平面波动理论的结 果受到一次修正，从而把原来较大的计算值降下来。这样处理的结果，一般与实 测值相比约有5 的误差，个别点则达到1 5 ，大体满足实际设计的要求。n 驰平面 8 波动理论的前提，是认为气体的压力脉动量比平均压力小得多，气流的平均速度 与声速相比也小得多。在大多数情况下，运用平面波动理论结构较为精确地描述 气流在管道中的波动情况，且满足工程实际要求。u 6 1 但是当脉动压力比较大时， 特别是当气柱处于共振状态时，用平面波动理论计算所得脉动量大大超过实际测 得的脉动量。n 因此，有人用一维非定常流动的理论来研究气柱的动力特性。n 此时，需 要考虑更多因素：例如平均流速的影响( 这点在平面波动理论中被忽略) ，热交 换的影响等。这样，所要处理的数学问题归结为解二阶双曲线非线性偏微分方程 组，对此方程组难以求得满足边界条件的精确解。只能采用近似的数值解法。由 于数值计算方法的发展，上述偏微分方程组已得到相当精确的数值解，计算值与 实测值相当吻合，因此，更能精确地描绘管道气流脉动的规律。 对管道结构动力特性的分析研究，在上世纪五十年代就已经开始。但长期 以来，人们只能对简单的管道固有频率作出计算。对复杂管道系统的结构动力特 性，自1 9 5 4 年开始用计算机求解。但当时计算机的速度和存储量对太复杂的管 系还是不能进行精确计算m 1 。到1 9 7 5 年，日本人首先采用有限元法把框架结构 固有频率值的解析法应用于管道系统，计算其固有频率及振型，并进一步应用所 得的结果进行响应计算n 1 。目前，随着计算机的迅速发展，数值求解已很方便， 这对管道结构设计起了重要的指导作用t 1 8 。 9 第二章管系气柱固有频率与气流脉动控制 第二章管系气柱固有频率与气流脉动控制 当管道系统的气柱固有频率与激发频率重合时就会发生气流脉动共振现 象，而降低管系的气流脉动可降低管系各激振部位的激振力。因此降低气流脉动 与防止气流脉动共振可减轻以至消除管系的振动n 州垤3 。为此要计算管系的气柱固 有频率与气流脉动并加以控制。 2 1 管系气柱固有频率的计算与控制 气柱固有频率取决于气体介质的物理参数以及整个管系的几何配置。在四 端网络理论中n 1 ，管系各结点的入1 ：3 、出口脉动压力只，脉动速度以间的关系式 可写成 p 一) = 丁】 尸5 ) u u ， 式中，7 为管系的转移矩阵，7 ，s 表示结点的位置。 展开后得： p 。2 丁- 。ps + t1 2 甜s 丁l l ，丁1 2 ， 丁2 i ， 丁复 式中，转移矩阵t 的四元素 ( 2 1 ) ( 2 - 2 ) 甜。= 丁2 l 尸s + t22“s(2-3) 都是频率( i ) 的函数。按照管系不同的边界条件，可以得到系统不同的固有 频率方程。例如系统入口端若为闭口( 压缩机端即可视为闭口) ，出口端若为开口 ( 放空管或大容器端都可视为开口) ，则系统频率方程为 t = 0( 2 - 4 ) 一般说来式2 一( 4 ) 为频率u 的超越方程。理论上它有无数个根，而实际上 真正有工程意义的也就是从低到高的前几阶。管系设计及计算者的首要任务，是 1 0 第二章管系气柱固有频率与气流脉动控制 设法调整管道尺寸，管件布置以改变系统的气柱固有频率，目的是避开气柱共振 频率范围n 盯。 在压缩机运行时，气柱受到持久的周期性的激发。激发频率取决于压缩机 主轴的转速和气缸作用方式( 单作用或双作用) 。吸气曲线( 对吸气管道) 或排气 曲线( 对排气管道) 富氏分析的各谐量频率，从低到高的各阶都是激发频率。由 于气柱固有频率有多个，而激发频率也有多个，要想做到两种频率任何一阶都不 重合，有时会遇到很大困难。通常若避开气柱固有频率一阶，二阶或更高一些阶 次的共振，就可以做到将脉动控制在允许范围内n 1 。 通常，激发频率与气柱固有频率的比值，若在0 8 1 2 范围内，振动都会 相当大，故工程上称此范围为共振区。管系设计是否避开了激发主频率的一阶、 二阶或更高一些阶次的共振区，是检验和衡量设计质量的一个重要标志。n 1 2 2 气流脉动的计算与控制 压力不均匀度的大小及其沿管道分布的状况是评估管系设计质量的一个重 要依据。管系布局、设计是否合理，管系对压缩机性能的影响，缓冲器的设计、 配置是否得当，各个激振部位激振力的大小等都要依据压力不均匀度来作出评价 或据以作进一步的计算。哪 压力不均匀度可运用一维非定常气流方程组，按数值求解方法，利用计算 程序解得。方程组为： - 旦一矿+ 0 l g：b ( 2 - 5 ) azdx 这个矩阵形式的偏微分方程，代表着连续方程，动量方程和能量方程综合 处理的结果。式中v 、g 、b 是为了便于计算引入的矩阵符号，z 为无量纲时间， x 为无量纲坐标n 1 。 为了提高现场运行的压缩机装置的经济性和工作的可靠性；为了降低激振 力，降低过大的压力脉动，是十分重要的。 消减气流脉动的方法比较多，可根据现场情况有针对性地采取措施。 缓冲器是最简单而有效的脉动抑制装置n 。但容积大小要符合标准要求； 安装位置要足够靠近气缸，充分起到缓冲作用1 2 3 1 0 如设置孔板，则孔板计算要 精确，位置要恰当，还应计算孔板压力损失，使之控制在允许范围之内。如果条 件允许，适当改变管径，增设支管等措施也会有一定的效果2 4 。 总之，一个管系上各点压力不均匀度均能满足a p l 6 1 8 标准的优质管系的设 计是反复计算，分析，对比和筛选的结果。 第三章管道系统的振动控制 第三章管道系统的振动控制 管道系统的振动是作用于其上的激振力引起的。在活塞式压缩机作用的情 况下，绝大多数由管道内的压力脉动引起池1 。脉动压力在管道的转弯处或在截 面变化处形成激振力。这些力在大小、方向以及位相上都各不相同，作用在管道 的弯头和变截面处，激发管道作受迫振动2 们。 如果说，脉动对于管道起了所谓的激发”作用，那么，管道的振动就是 管道对于“激发的一种响应。显然，如果没有激发，当然也就谈不上响应。问 题在于，不同的管道系统对于相同的激发会有不同的响应。研究结果表明，这完 全取决于管道系统的动力特性( 包括管系的结构固有频率和振型) 。管系的动力特 性与组成管系的各个管段的长度、直径、壁厚、管道走向、支承情况、辅助设备 的情况等有关。总而言之，与管道系统的几何配置情况有关。这个问题现巳研究 清楚。2 钉 管系作为机械系统有本身的结构固有频率，当这些频率的某一阶或几阶与 激发频率重合时，会发生机械共振现象，此时，管道发生剧烈振动n 钉。 3 1 结构固有频率分析 机械系统是个有无限多自由度的弹性系统。有限元方法可以将无限多自由 度系统简化成有限多自由度系统处理，对原系统的动力特性给予足够准确的描 述。结构固有频率也可采用有限元方法进行计算。满足系统约束条件的多自由度 系统的固有频率方程为：剐筋1 d e t ( k 】一2 【m ) = 0 ( 3 1 ) 式中：砌、伽分别是振动系统的刚度矩阵与质量矩阵， 为系统的自由振动频率 2 5 1 1 。 由此方程可以解出有限个固有频率。同时还能求得相应的振型。管系设计 时的主要任务，是对管系施加恰当的约束以调整其机械结构固有频率，使之不与 激振力频率相重合，以控制管道振幅和动应力在允许的范围之内。为此需将每一 管系的结构固有频率调到远离激发力主频率的若干倍以上。 为了使管道系统的机械振动振幅控制在允许的范围内，通常都是在脉动值 被控制的基础上，进一步研究支承方式和支承位置的设计。支承要有合适的刚度 2 。较低频率的振动模态是由横向振动组成的，因而，为保证支承点的刚度， 1 2 第三章管道系统的振动控制 管卡的设计极为重要。在管的径向不应有任何间隙，但应容许管道在轴向有位移 的可能。 在管道的布局上，有集中质量( 如阀门、法兰等) 的部位应注意适当支承。 另外，约束应尽量靠近那些弯头、异径管等存在激振力的部位。即使对于直径细 的管道也要避免长距离无支承或悬挂情况的存在。在管道或缓冲器上的阀、仪表 等，也不应让它悬挂着，而应让它们支承在母管或容器上，目的是使所有元件一 起振动，不要形成不同振动而导致应力产生。不要把前一个悬臂重量支承在另一 个管道或振动物体上，因为由于二者振动不同会产生附加动应力。 管道跨距即管道支承之间的最大跨距，对不同的管系是不相同的，目的是 保证每一管段在结构上具有合适的局部固有频率1 2 8 。为了增加管卡的阻尼，应 该使用稍许可以压缩的石棉橡胶衬里。为了保证管卡与管道充分接触，在管道的 径向不应有任何间隙。 3 1 2 振动计算 把气流脉动转化为相应的激振力之后，可以进一步进行振动计算。以( f ) 和 x ) 分别表示激振力向量和位移向量，则管道系统的运动微分方程为 m 工) + 【c 】 工) + k 】 z ) = f ) ( - 4 - z j 解上面的方程，就可得到管系上各点的振幅。从而。在设计阶段就能全面 预估管系上各点的振动情况。这样做比不进行计算而盲目施工，待机器运转后发 现振动大再来改造省事省力得多。 3 3 动应力分析 避免动应力过大，是关系到系统能否长周期安全运行的问题。在振动分析 的基础上，进行动应力分析1 3 0 l 可按照有关标准限制管系的动应力低于所用材 料的规定值。 第四章往复式压缩机管道系统气流脉动的控制 第四章往复式压缩机管道系统气流脉动的控制 4 1 a p l 6 18 标准的应用 压缩机管道系统内各点的压力脉动和振动取决于以下三方面因素： 1 压缩机的参数：包括转速，气缸单，双作用，活塞行程，连杆长度，缸 径，流量等。 2 被压缩介质的物理参数：包括分子量，绝热指数，多方指数，温度，压 力等。 3 系统的几何配置情况：包括各个管段的长度，外径，壁厚，走向；分支 管与子分支管的位置：阀门的设置位置及其重量；缓冲器及各辅助设备的位置， 外形尺寸；各个支承的设置位置及支承点的刚性等。 为了避免运行时出现强烈的气流脉动和管道振动，要求在设计阶段对配管 进行声学特性和力学特性的计算和分析，同时予测气流脉动幅值、管道振动振幅 值以及对安全至关重要的动应力，并设法把它们控制在允许的设计标准范围之 内，达到长周期安全运行之目的n 盯。 美国石油学会制订的a p l 6 1 8 标准，从量上规定了管系设计时对气流脉动和 振动控制的要求。由于按a p l 6 1 8 标准设计的管道系统在运行中有良好的表现， 故a p l 6 1 8 标准在世界各国获得日益广泛地应用。在国内，西安交通大学黄幼玲 等用a p l 6 1 8 标准的设计方法对镇海炼化等石油化工厂往复式压缩机的管系进行 设计、改造，均取得良好的效果。在设计时为控制气流脉动，可采用各种脉动控 制装置，如脉动滤波器、消振器( 包括以声学控制技术为基础的商业专利设计) 、 不带内件的贮罐、阻气管、孔板系统和选用的管布置。 4 2 a p1 6 18 标准的三种设计方法 a p l 6 1 8 标准中对控制管系的气流脉动与机械振动有三种简繁不同的设计 方法： 设计方法1 ：使用专利或根据经验设计的脉动抑制装置来控制脉动，以满足 胪弱1 8 按一般操作条件提出的脉动值。如有规定应对管路系统进行简单的分析， 确定由声学谐振产生共振的临界管路长度。 设计方法2 ：使用脉动抑制装置和经过验证的数学模拟技术，用控制管路的 频率特性来控制脉动。这种方法包括评价压缩机、脉动抑制装置和管道间的声学 相互作用，脉动对压缩机性能的影响及声学激励力的评价。 1 4 第四章往复式压缩机管道系统气流脉动的控制 设计方法3 ：与设计方法2 相同。但对压缩机进气管和与其相连管路进行机 械分析，包括声学的和机械系统的振动特性的相互作用，为了使设计达到最高效 率和最好的投资效果，可采用声学和机械两种方法。 进行声学模拟分析的管路范围，一般按连到机组的整个管路系统来确定。 在研究和确定结构的声学方面，机组内管路的改变对系统的部件仅有微小的影 响，满足这些要求的典型作法，是从压缩机进口侧上的主要工艺容器或容器的进 口开始模拟研究，经过所有中间级系统( 如有时) 直到机组排出侧的主要工艺容 器或容器的进口为止，包括系统的侧向管路，如安全阀管路和旁路管路。 ，、 日 q 一 = 、- ， r 匿 卜 6 n d 甘 o 1 1 23 7 3轴功率( k w ) 图4 1按压力与轴功率选用气流脉动与振动计算方法 f i g 4 1s e l e c t i n gt h em e t h o dt oa c c o u n tg a s f l o w i m p u l s e a n dv i b r a t i o na c c o r d i n gt ot h ep r e s s u r ea n ds h a f tp o w e r 可根据机组的压力高低及轴功率的大小，按图4 1 在三种不同设计方法中 选择相应的一种设计方法，进行脉动和振动计算。 4 2 1 设计方法1 ( 管系简易设计) 按经验性公式估算所需各级进、排气缓冲器的最小容积。 ( 1 ) 在正常运行条件下，经压力脉动装置抑制后，压力不均匀度( 即通常所 称压力脉动) 6 不应超过式4 - i 所确定的值 陋 = 可1 1 9 6 ( 4 。) 式中，p , - - - 管道流的平均绝对压力，m p a 第四章往复式压缩机管道系统气流脉动的控制 ( 2 ) 管道系统的设计应避开主要阶次的气柱共振。 4 2 2 设计方法2 ( 压力脉动设计) 通过使用专门的或经验的分析技术，使脉动水平符合要求。 可运用气流脉动的电模拟技术或气流脉动的计算技术，控制管系脉动响应。 经采用各种相应措施后，管线各点压力不均匀度之各阶谐量应不超出4 2 式所规 定的允许值。 眵】：罢卫 ( 4 2 ) pl 固 式中，p l 一管道流的平均绝对压力，肝a ； d 一管道内径，咖； ，一脉动频率，h z 。 4 2 3 设计方法3 ( 压力脉动控制和结构动力分析设计) 除考虑压力脉动控制外，还要对系统进行结构动力分析，研究声学系统力 学系统间的相互作用和影响。由脉动引起的结构振动所产生的循环应力，不应超 过材料的疲劳极限许可值。 4 3 a p l 6 18 的三种设计方法应用时相关的要求 a p l 61 8 标准在三种设计方法应用时，还有较详细的相应规定要求。 脉动引起的振动所产生的循环应力值，不应超过管道材料的疲劳极限值。 对于操作温度低于3 7 1 0 c ( 7 0 0 0 f ) 的碳钢管路，同时应考虑到存在应力集中因 素和在使用规程范围内的所有其它应力，交变应力幅值应小于1 7 9 m p a 。 设计方法1 和2 中一般不计算循环应力，但是本条件仍应作为近似设计方 法1 、2 的指导。按设计方法1 以及2 、3 而定的最初尺寸，脉动控制装置的最小 吸入和排出缓冲容积( 包括液体收集室在内) 由式4 3 和4 4 确定，但在任何情 况下两者的容积都不应小于0 3 m 3 。 肛8 ( 肋) ( k t s m ) m 1 6 ( 4 - 3 ) 第四章往复式压缩机管道系统气流脉动的控制 睁瞻f n ( 4 4 ) 式中：卜需要的最小吸入缓冲容积，i l l 3 ； 吁一需要的最小排出缓冲容积，妒； k 操作气体在平均压力和温度时的等熵压缩指数； 卜进口温度，绝对温度； 卜分子量； 厅一所有用岐管与缓冲容积相连的压缩机气缸的置换吸入容积，m 3 ； 月气缸法兰处的级压力比( 绝对排出压力除以绝对进口压力) 。 缓冲容积的内径，应按接至压缩机气缸的岐管所需要的最小缓冲容积的长 度来考虑。单气缸的缓冲容积，其缓冲容积的长度与内径之比不应超过3 0 。球 形容积的内径直接由式4 3 和4 4 计算的容积来确定； 式4 - 3 和式4 - 4 算出的容积对于大部分场合是合适的。但在某些情况下， 根据设计方法2 和3 的声学模拟研究的结果，可能需要对该尺寸进行修正的，需 要的尺寸实际上受到高压力、单作用气缸和整个系统中各元件相互作用等因素的 影响，这些影响的大小在一开始不可能精确地预计到。 除非另有规定( 如压缩机的效率损失) ，压缩机气缸法兰处未滤波的脉动幅 值( 以管线平均绝对压力的百分数表示) 应限制在7 以下，或由式4 - 5 计算后 确定，取两者的较小值。 尸d ( ) = 3 r( 4 - 5 ) 式中：p d ( ) 压缩机气缸法兰处未滤波的最大允许脉动幅值，以管道 平均绝对压力的百分数表示； 卜级压力比。 在特殊的情况下，脉动值会超过此数值，且适当地增大体积，也不能满足 小于7 的要求，用式4 - 5 的计算值时，可采用较高的极限值。 除非另有规定，在正常操作条件下，稳定流过脉动抑制装置的压力降，不 应超过该装置管路平均绝对压力的0 2 5 ，或由式4 6 计算确定的百分数，取两 者的较大值。 厶p ( ) = 1 6 7 ( 弘1 ) 厅( 4 6 ) 式中：p ( ) 稳定流过脉动抑制装置的最大压力降，以该装置进口 处管路的平均绝对压力百分数表示； r 级压力比4 当水分离器与脉动抑制装置做成一体时，稳定流过该装置的压力降不应超 过该装置管路平均绝对压力的0 3 3 ，或由式4 7 计算确定的百分数，取两者的 较大值。 第四章往复式压缩机管道系统气流脉动的控制 p ( ) = 2 1 7 ( 肛1 ) 曰 设计方法2 和3 的声学评价工作， ( 4 - 7 ) 应使用已被证明过的声学模拟试验技术 来进行。模拟压缩机气缸、脉动抑制装置、管路和设备系统的型式，并考虑这些 元件动态的相互作用。设计方法3 的机械评价工作应包括对压缩机岐管和管路系 统( 包括脉动抑制装置) 的分析并且研究所有规定条件下的声学和机械系统的响 应之间的相互作用。对设计方法2 和3 的评价应按下列步骤进行： ( 1 ) 确定系统的声学响应，包括脉动振幅和频谱分析。这些分析应保证气 缸、脉动抑制装置和管道的动态相互作用对气缸的性能影响降至最小； ( 2 ) 确定和控制在脉动抑制装置、管道、换热器或带有内件的容器内部产 生的声学不平衡力。进口和出口孔板、内部挡板和节流管的位置应使这些力减至 最小。 一 ( 3 ) 确定和控制压缩机气阀中落在气阀机械固有频率范围内的有重大影响 的脉动振幅。标准压缩机气阀的机械固有频率一般为5 卜1 0 0 h z 。阀腔范围内 或气阀本身的声学特性会使气阀损坏； ( 4 ) 用设计方法3 确定管道系统的机械响应，其中包括机械固有频率和压 缩机气缸岐管系统的型式。这些分析，也应确定管道系统的脉动引起的振荡力的 允许极限值，而振荡力是管道系统产生交变