往复压缩机管道振动分析及减振方法

1、TechnicalTransformation技术改造文章编号：1006-2971（2012）04-0044-03往复压缩机管道振动分析及减振方法喻迪垚，江志农（北京化工大学诊断与自愈工程研究中心，北京100029）摘要：对管道振动的机理及减振措施作出了简要的分析;对特定机组的管道振动问题进行现场测试和计算分析，阐述了处理措施和设备的运行效果。关键词：往复压缩机；管道振动；减振中图分类号：TH457文献标志码：BAnalysisandTreatmentofPipingVibrationofReciprocatingCompressorYUDi-yao，JIANGZhi-nong(Diagnos

2、isandSelf-recoveryEngineeringResearchCenter，BeijingUniversityofChemicalTechnology，Beijing100029，China)Keywords：reciprocatingcompressors；pipingvibration；damping引言随着石油化工领域的快速发展，往复压缩机作气体构成一个系统，称为气柱，气柱本身具有的频率称为气柱固有频率。活塞的往复式运动的频率称为激发频率。管道及其组成件组成一个系统，该系统结构本身具有的频率称为管系机械固有频率。管系和气柱固有频率可由ANSYS软件分析获得。压缩机的激发频率可

3、按下式计算f=式中imn60i激发频率的阶次n压缩机曲轴转速m压缩机的作用方式，单作用时m=1，双作用时m=2工程上，把0.81.2f的频率范围作为共振区。当气柱固有频率落在机器的激发频率共振区范围内时，会产生较大的压力脉动；当管系机械固有频率落在激发频率或气柱固有频率的共振范围内时，将发生结构共振。为重要的过程流体机械，得到越来越广泛的应用。管道振动是一种重要的多发问题，一直威胁着企业的安全生产。管道振动所产生的交变应力，会引发管道疲劳损伤，连接件、支架的松动和磨损，严重时甚至会导致管道断裂、泄漏、燃烧和爆炸等严重生产事故。因此，对管道振动状况和原因进行研究，对于工业安全生产有着重要的意义。

4、管道振动机理分析往复压缩机管道剧烈振动的主要原因有2个：（1）气流脉动的激励：往复压缩机的工作特点是吸、排气流呈间歇性和周期性变化，因此不可避免的激发进、出口管道内流体呈脉动状态。脉动气流沿管道输送时，会产生变化的激振力，受到该激振力的作用，管系会产生一定的机械振动响应。压力脉动越大，管道振动的振幅和响应越大。（2）管道振动的另一个因素是共振。管道内收稿日期：管道减振的主要措施在管道中的特定位置设置孔板孔板作为一种阻力元件，能够使气流脉动下44年期（总第234期）降，气体流经孔板之后由于能量损失使管道振动得到衰减，不同尺寸的孔板对应着不同的局部损失系数。对于容器来说，如果脉冲较大的是入口管，则

5、孔板应安装在入口处，如果出口管有较大的脉冲则应安装在出口处。在加装孔板时，孔板的厚度、孔径、材料与形式应作为重要因素来考虑。优化管道结构尺寸或布置由于标准管件本身强度较高，压缩机主要工艺管道的分支以及变径处应尽可能利用标准管件实现。对于仪表管嘴或三通等不能使用标准管件的地方，应适当采取补强措施，同样此类管系不宜采用螺纹连接。由于支管较小，较易发生振动，在支管处也应装有适当的支撑。放空、排凝、阀门、仪表管道的安装应尽量靠近主管。合理设置管道支架支架应尽量采用独立基础，压缩机管道支架应避免设置于厂房的结构梁上，如不可避免，应使其脱离厂房的共振区。振动管道的支撑不得在固定于厂房、构架、平台和设备上。

6、另外，管道支架需要不等间距布置，其差值一般取100200mm，2个支架的间距通常不大于3m，管道支架上应设置防振管卡。应用实例机组信息C4203A为中石油某分公司炼油厂延迟焦化装置往复压缩机。该机组于2010年5月进行大修，检修期间更换了活塞杆等零部件。根据现场设备人员反映的压缩机运行情况得知，在工艺并无调整的前提下，机组开车后压缩机的一段出入口管道及气缸振动呈缓慢上涨趋势，各段出入口压力、温度均无异常。机组概貌图及参数见图1和表1。相关计算利用ANSYS软件对管道建模如下:压缩机介质为焦化富气，组分见表2。压缩机出口压力0.7MPa，根据各介质及体积参数求得焦化富气密度为934.82kg/m

7、3。利用声单元（FLUID3Dacoustic30）对气体建模，温度100时声速约为391.9m/s。根据压缩机及管道参数，可计算管道气柱的固有频率。年期（总第234期）技术Transformation改造图机组概貌图表机组参数参数名参数值参数名参数值气缸特性双作用压缩级数介质焦化富气曲轴转速，温度，压力，流量，电机功率，管系规格，×管系总长，图管道模型压缩机激发频率由公式推算为f=2×372/60=12.4Hz表气体组分表介质体积百分比介质体积百分比表管道气柱的固有频率阶数频率，测试数据由VM63测得各测点的位移全频值如表4所示单位m）各测点的振动速度测量值如表5（单位m

8、m/s）由CF7200测得一段出口缓冲罐频谱如图3所示。诊断意见气缸1至缓冲罐处振动最为严重，振动速度和位移均为最大值或较大值，出口管道2处振动较为严重，而压缩机入口管道，气缸3、4振动较小。振动速度分析：往复压缩机一段出口缓冲罐振动剧烈，达到59.792mm/s，气缸1出口管道振动45（Technical技术Transformation改造表各测点位移全频值测点气缸气缸气缸气缸气缸气缸水平垂直轴向水平垂直轴向振值测点入口出口出口管道管道管道缓冲罐振值表各测点振动速度测点气缸气缸气缸气缸气缸气缸水平垂直轴向水平垂直轴向振值测点入口出口出口管道管道管道缓冲罐振值图一段出口缓冲罐频谱图也有着很大的

9、能量值，为30.860mm/s。对压缩机体进行测试，发现气缸2振动较严重。其垂直方向振动最大，为17.157mm/s，水平方向和轴向可以接受，分别为10.610mm/s和5.09mm/s。振动位移分析：由测振仪测得的全频值来看，往复压缩机一段出口缓冲罐振动最大，已达到790m，其次为出口管道1，振动达到302m，出口管道2的振动为268m。振动频谱分析：图3中PowerSpectrum为功率谱，mm/sr为以mm/s单位测得的速度有效值。由所测得的波形频谱图来看，冲击能量明显，振动以24.75Hz的频率成分占主导并伴有丰富的电机转速倍频成分。气柱第二阶固有频率为22.156Hz，恰好处于压缩机

10、激发频率2倍频共振区（19.8429.76Hz）范围内。由此可以认为造成机组及管道高振动的原因可能为：（1）气柱共振；（2）机组部件可能存在松动现象。改进措施针对上述案例，决定在检查机组是否存在松46动的基础上，在一级出口管线上加装金属波纹管膨胀节，通过膨胀节的补偿作用来改善压缩机的管线振动情况。膨胀节为补偿因温度差与机械振动引起的附加应力，而设置在容器壳体或管道上的一种挠性结构，其通过波纹管的变形能够吸收或转移位移，具有占用空间小、补偿量大、密封性好等特点。改造完成后，这台压缩机的振动情况得到了改善，一段出口缓冲罐处振值由59.792mm/s降至7.517mm/s，运行稳定，基本达到了柔性改造的目的，见图4。图改造后一段出口缓冲罐频谱图结语由往复压缩机的工作特点可知，管道振动是不可避免的，为此应尽可能将振幅降低。气流脉动是管道振动的内因，管道的结构是引起振动的条件，通过测试、分析及计算，采取适当的方式进行减振，使压缩机达到理想工况，对于压缩机组和管道系统的安全运行有着重要的意义。参考