往复压缩机管线振动原因识别方法综述

1、2010年第3期(总221期)文章编号:1006 2971(2010)03 0007 05设计研究往复压缩机管线振动原因识别方法综述刘允刚,段礼祥,么子云2(1 中国石油大学(北京)机电工程学院,北京102249;2 中石油北京天然气管道有限公司,北京100101)摘 要:往复压缩机是石油化工、冶金等行业的关键设备之一,管线振动在压缩机工作中时有发生,管线剧烈振动严重影响安全生产,研究管道振动原因及其消除措施非常有必要。分析了引发压缩机管线振动3个主要原因以及相对应的消振措施,同时给出了管线的压力不均匀度、气柱固有频率、共振管长、管线固有频率的计算公式。分析引发管线振动的原因,最后得出了识别管

2、线振动原因的方法。关键词:往复压缩机;管线;振动;固有频率措施中图分类号:TH457 文献标识码:AIntroductionofVibrationCauseIdentificationMethodforReciprocatingCompressorPipelineLIUYun gang,DUANLi xiang,YAOZi yun2(1 MechanicalandElectricalEngineeringCollegeofChinaUniversityofPetroleum(Beijing),Beijing102249,China;2 PetroChina(Beijing)GasPipelin

3、eCO,Ltd,Beijing100101,China)Abstract:Reciprocatingcompressorisakindofkeyequipmentinpetrochemicalandmetallurgyindustry.Intheprocessofcompressoroperation,pipelinevibrationoccurredfrequently,soithasastrongimpactonsafetypro duction.Itisverynecessarytoresearchthecausesandthecorrespondingeliminatesvibrati

4、onmethods.Thispaperfirstlyanalyzedthreemaincausesofcompressorpipelinevibrationandcorrespondingeliminationvibrationmethods.Thencomputingformulaforpipelinepressheterogeneousdegree,gascolumn snaturalfrequency,reso nancetubelengthandpipeline snaturalfrequencywasgiven.Finally,themethodsofcausingpipelinev

5、ibrationwereputforwardandthemethodofindentifyingpipelinevibrationcauseisobtained.Keywords:reciprocatingcompressor;pipeline;vibration;naturalfrequencymeasure往复压缩机是一种压缩气体提高气体压力或输送气体的设备。在采矿业、冶金业、机械制造业、土木工程、石油化学工业、制冷与气体分离工程以及国防工业中得到广泛应用。在油气田的采油、采气及增压输送等方面,往复压缩机是必不可少的关键设备之一。往复压缩机管线剧烈振动能降低压缩机的容积效率,减少排气量,损

6、耗功率,导致进、排气阀以及控制仪表使用寿命缩短;更严重的是管线与其附件连接部位易发生松动和破裂,影响管路上仪表的正确示值,甚至在运行之初各流量仪表和安全监控仪表无法正常显示,对油田安全生产、经济运行构成严重威胁;尤其是对易燃易爆气体,极易发生泄漏燃烧或收稿日期:2010-02-10基金项目:中国石油天然气集团公司创新基金资助项目(07E1005);(爆炸事故。所以彻底解决管线振动问题对油田安全生产运行有着极其重要的作用。国外对管道振动的研究起步比较早,美国在20世纪50年代就开始对管道振动问题进行探索研究。20世纪70年代初前苏联在研究管道振动问题上取得突破性进展,接着由日本的一些学者继续完善

7、。我国对管道振动问题的研究开始于20世纪70年代中期,目前已取得较好的成果,并且应用于石油石化行业1。本文研究了管道振动的原因,分析了相应的消减措施,最后提出了振动原因的识别方法。1 管道振动的原因压缩机及其管线、管线及其支架,这些相连结的各种设备或装置构成了一个复杂的机械结构系统,! 8!压缩机技术或者含氢混合气体可取较大值。2010年第3期要原因有以下3点:1 1 管流脉动管道流体的压力、速度、密度等参数随时间呈周期性变化的现象称管流脉动。往复压缩机由于吸、排量的间歇性和周期性使管道流体的压力、速度、密度等参数发生变化,这种变化既表现在随位置的变化也表现在随时间的变化上。脉动气流在管道运输

8、过程中遇到弯管、三通、阀门、法兰、盲板、异径管等管道元件时会产生随时间变化的激振力,这些激振力作用于管道和附属设备产生振动。图1是流体对转弯处管壁的冲击力示意图。图2 压力脉动图表1 压力不均匀度许用值!p/MPa!/%0.5280.51026102025205024气流脉动可以传递很长距离引起整个管道的振动。若空载运转时管道及压缩机振动很轻微,而加载后振动很大,则管道及压缩机的振动可能是由于气流脉动引起的。气流脉动是管道振动加剧的一个原因。1 2 由于设备装配不当或者基础设计不当引起的图1 流体对转弯处管壁的冲击力示意图振动压缩机运动机构不平衡质量产生的惯性力或基础设计不当都可以引起机组和管

9、道振动,安装应符合安装规范,保证其振动在设计范围之内。地脚支承不稳定,无法有效吸收管线振动能量,因此管道振动往往是基础设计不当造成的。压缩机API标准(API617-2002)第三章3 3 3对压缩机的地板和垫板装配做出了明确规定3在图1中,假设管道直径为d,弯道转角为 ,管道进气压力为p,管道截面积为S,通过弯管受力分析产生两个分力p和p ,两分力沿弯道管角分线合成一个合力F,其值为F=2pSsin( /2)(1) p=pm+p1(pm为平均压力,p1为脉动压力)所以F=2Spmsin( /2)+2Sp1sin( /2)=( /2)dpmsin( /2)+( /2)dp1sin( /2) p

10、m为平均压力,p1为脉动压力所以合力F中( /2)dpmsin( /2)为静力部分;( /2)dP1sin( /2)为变动力,即弯管所受到的激振力。合力F的大小与气流的压力脉动有关,脉动压力p越大,合力F越大。压力脉动的幅度可由压力不均匀度来表达,压力不均匀度的定义为pmax-pminpmax-pmin=100%(2)p01(pmax+pmin)2其中pmax为压力最大值,pmin为压力最小值,!为!=压力不均匀度,用百分数表示。令p=(p-2maxpmin),p表示偏离平均压力的最大幅度,称为波动压力或脉动压力。如图2所示。表1为原列宁格勒化工研究院对大型对置式压2,按照装配图进行安装可以有

11、效的降低管道的振动。地脚支撑不稳、基础松动会引起压缩机本身和管线的剧烈振动,即使是在空载情况下也会导致机组的剧烈振动。所以在实际操作中装配一般符合安装规范,如果设备和管线振动异常剧烈时,首先考虑的就是地脚螺栓、基础有没有松动等。1 3 共振(1)气柱共振:管路系统内所容纳的气体称为气柱。气柱本身就像振动系统中的弹簧一样,气柱可以压缩膨胀,并有一定的质量。因此,气柱本身就是一个振动系统,在一定激发力作用下会发生振动。压缩机活塞运动时周期性地向管路吸气、排气对管路中的气体产生激振力,引起气柱振动。气柱共振是指压缩机激发频率为(0 81 2)倍的气柱共振频率时,管道中的气柱处于共振状态,此时气流压力

12、脉动异常严重,引起了管道、压缩机和基础的强烈振2010年第3期刘允刚,等:往复压缩机管线振动原因识别方法综述2! 9!影响气柱固有频率的因素除介质(气体)的组成外,还有缓冲器的尺寸和设置位置、接管直径的大小、管系的分支、直管段长度、管段端点状态等,改变这些条件可以改变气柱的固有频率4#(5)f=2mL式中 #支撑型式系数,刚性支撑#=3 74,铰接时#=3 14E#弹性模量,N/cm4J#截面惯性矩,cmm#管系质量,kgL#管系长度,cm管道制成之后,其他参数难以改变,而管道的支撑长度可以改变,管道支承长度L越大,固有频率f越低;L越小,f越高。由于压缩机气流脉动激发频率较低,故可增加支承点

13、数,减小支承跨度,改善支承结构,增加管系刚度,提高管道的固有频率,避开机械共振区。2。对于简单管系,可以通过计算和改变共振管长来简化设计,以避开共振。所谓的共振管长是指当激发频率一定时,导致气柱发生共振的光直管管段长度。共振管长可以分为下列几种情况进行计算(a)一端为开端,一端为闭端情况此种情况下,与管道连接的容器,一端容积较小,一端容积较大,例如缓冲器至压缩机气缸入口和压缩机气缸出口至缓冲管之间的管道。其共振管长可按下式计算l=(0 81 2)Y2!4(3)(b)两端均为闭端情况、两端均为开端情况此种情况下,管道两端连接的设备或容器容积均比较小。其共振管长可按下式进行计算l=(0 81 2)

14、Y2a!2(4)2 振动消减措施针对上述原因,往复压缩机管道振动解决办法有3点:(1)控制管流脉动,不产生谐振;(2)紧固地脚螺栓、压缩机基础等,消除松动引起的机体与管道的振动;(3)调整管线的固有频率、调整管系的气柱振动频率,使其不与激发频率相一致,消除或者降低共振引起的管道振动。2 1 压缩机管流脉动的消减压缩机管线压力脉动的控制比较复杂,除反复计算、合理调整外,尚须在系统的适当位置正确配置缓冲器、孔板、支管、集管器的元件,或者在某些部位设置诸如液流消振器、消振簧、储能器等装置,以消减或抑制压力脉动。消振设备有以下几种。(1)气缸出口设置缓冲管设置缓冲管可以有效地降低压力脉动对管道的冲击,

15、主要原理是凭借缓冲器容积的能量储存作用。进气缓冲器限制从气缸上游来的放射压力波进入进气管道;排气缓冲器不仅限制返回的反射波进入气缸,而且限制压力波进入排气管道。缓冲器的消振效果取决于缓冲器容积的大小和位置是否足够靠近气缸。缓冲器安装在靠近压缩机气缸处是简单而有效的减振措施,远离气缸的缓冲器往往不能起到预期的缓冲效果。API618标准给出的缓冲罐容积的计算公式如下Vs=9 27M1式中 l#共振管长,mY2#激发主频率阶次,Y2=1,2,3#激发主频率,Hza#气体声速,m/sa=M!T2式中 g#重力加速度,g=9 81m/sK#绝热指数M#气体平均分子量T#气体的绝热温度,K(2)管道机械共

16、振:由管子、管件和支架组成的管道本身也是一个弹性系统。管道系统根据配管情况、支撑的类型和位置,也会有一系列的固有频率57,当激发频率与某阶固有频率相等或相近时,便发生管道的机械共振。当激发频率为(0 81 2)倍的管道各阶次固有频率(尤其是低阶次)之外时,就可以避开管道的机械振动。与气柱共振一样,机械共振在工程设计中是必须避免的。当管系的固有频率不能完全错开激振频率时,应调整管系结构,使之最终满足要求。管道的固有频率计算方法较多,可以用有限元分析法计算,也可以用测振法频谱分析计算,还可以根据,63RVs# Vd=Vs1k(6)! 10!压缩机技术K#绝热指数3Vd#出口缓冲罐的最小容积,mM#

17、气体分子量Ts#入口侧气体绝热温度,KR#气缸的级压比V#相应压缩机气缸每转内排(吸)气体的总净容积,m32010年第3期几台压缩机同时并联使用时,气流在集气管处相汇合,脉动量就相互迭加。迭加的结果:有时相互抵消,有时相互加强。一般为了减少正向脉动迭加,使集气管具有一定的缓冲作用,通常原则是增大集气管的流通面积,其大小应是所有进气管流通面积总和的3倍。如图4所示,集管器消振是由几台并联运行的压缩机排气管汇合于总管(称为集管)而消振的。缓冲器进、出口位置对减小气流脉动、减小振动也具有很大的影响,如图3所示。实践表明图3(1)消振效果不显著;图3(2)消振效果比图3(1)提高15%20%;图3(3

18、)消振效果比图3(2)提高23倍。推荐采用图3(3)所示缓冲器结构。图4 集管器示意图另外还可以用穿膛式液流脉动消振器来减少气图3 缓冲管进、出口示意图(2)增加孔板8所谓孔板衰减器就是把开有圆孔的厚度为几毫米的钢板插在连接管道的法兰之间。孔板能够使气流脉动下降,就在于它是一个阻力元件。如果我们能在管道和容器的适当位置安上一块尺寸恰当的孔板,当气流通过它时,形成局部压力降,使原来具有反射能力的端点失去反射能力,构成无声学反射的端点条件。当压缩机组结构不允许缓冲器紧靠气缸、缓冲效果不理想时,特别是气缸与缓冲器连接管为共振管长时,通过在缓冲器法兰处安装恰当尺寸的孔板可以把管道内的气流由驻波变为行波

19、,从而降低气流压力的不均匀度,以增强缓冲效果,达到减振目的。选择孔板尺寸及安装位置是很重要的。孔板的尺寸对减振的效果也有极大影响,根据试验推荐孔板孔径与管道内径比为:d/D=0 430 50,厚度b=35mm,选用时对低声速介质,d/D可以取靠近0 5;对于高声速介质,可取靠近0 43。孔板材料与管道材料要相同,孔板内径边缘处必须保留锐利棱角,不得倒角,否则效果要降低。孔板应安装在足够大的容器进、出口法兰处。孔板远离容器时,不再形成无反射的条件,只是一个单纯的局部阻力元件,无法起到消振作用。因此,没有缓冲罐而单独使用孔板将无法起到消振作用。流脉动引起的振动,穿膛式液流脉动消振器的消振机理是隔振

20、型的。充入的气体提供了极柔软的弹簧作用,使后继管内的液柱与振源隔离,滤波管对脉冲液流起着良好的抑制作用,后继管液流脉动是典型的受迫振动。2 2 基础松动引起的消减措施地脚支撑不稳、基础松动会引起往复压缩机和管线的剧烈振动,往复压缩机启动时即使是在空载情况下也会引发机组与管线的剧烈振动。机械松动引起的振动非常明显,对机组的破坏也比较大。机械松动引发的故障比较明显也容易判断,启动机组工作时就可以判断和检查振动是否是因为松动对机组和管线造成的。基础减振应更换螺帽,重新制造地脚螺栓;加固底座;局部或重做水泥混凝基础;调整联轴器径向、轴向同轴度。这种情况容易排除,做好机组的日常维护和检查就可以排除松动对

21、机组的危害。这里我们不做重点讨论。2 3 共振的消减措施(1)控制固有频率由于动力系统的频率工艺需要难以改变,所以应考虑改变管道固有频率和气柱共振长度来避免共振的发生。对于气柱共振应通过调节管道的气柱共振长度来改变管道气柱固有频率共振发生;在激发频率与管道的固有频率相等时,通过改变调整管路的走向、支撑位置、支撑结构、管路结构尺寸等方式,调整管路的固有频率,可以有效的消除共振现象。92010年第3期刘允刚,等:往复压缩机管线振动原因识别方法综述! 11!在往复压缩机管道的运行中,其激振力主要产生于弯头和异径管的接头处,因此在管道的安装中应尽量减少弯头的使用,使管道走向平直,以减少激振力数目,又因

22、弯管处的激振力与转弯角度相关,增大转弯角度可以增强减振效果,同时要进行固定,即避免空间转弯。这是为了减小产生激振动场所,从而缓解机械振动。(3)调整支承位置和支承刚度10频率(0 81 2)倍频区间时引发的管线剧烈振动。根据公式(2),通过计算管道的压力不均匀度,就可以确定是否由于脉动引起的管线振动。共振分为气柱共振和机械共振,通过计算气柱固有频率和管道固有频率来区分二者,气柱共振可以根据公式(3)、(4)计算管道的共振管长来判断,而机械共振可以计算管道的固有频率,通过与动力系统激发频率相比较就可以区分气柱共振和机械共振。适当调整支承位置和支承刚度,使管道固有频率避开激发频率,以避免机械共振的

23、发生。在实际管道中,支座数量、间距和它本身刚度的变化对整个管道刚度的影响是十分显著的,并且相对容易实现。支架形式不同,其刚度必然有所差异,对管系固有频率的影响程度也会有所不同。一般支架的跨距应大体相同(相邻支架最好不要完全相等),因为各支架的跨距中只要有一个较大,管道的机械固有频率就会显著降低。图5是管道支架结构图。4 总结往复压缩机的布置和防振是一个十分复杂的问题,也是机组运行经常遇到的问题。管线防振涉及到管线设计制造、设备布置、器材选择、支架形式及设备安装等方面。往复压缩机制造工艺的精确、安装过程的高标准严要求、设备和管道布置的合理性等,将从源头上降低整个管系的振动。现场减振,对已经发生振动的管道,必须首先判断清楚产生振动的原因,通过计算来确定是由于机组基础不稳,压力不均匀度过大,还是管线产生了共振,然后再采取相对应的减振措施。这样才可以消除管线异常振动,保障安全生产。参考文献:1 垫木 2 %U&形螺栓 3 支架槽钢 4 管道图5 管道支架结构图1 刘虎.往复压缩机工艺气管线气柱固有频率分析J.通用机械,2008,(12):59-60.2 姜文全,杨帆,王茂廷,等.往复压缩机管道振动分析及改进J.压缩机技术,2009,(2):54-