往复压缩机管道振动的解决方法
李 奇
(拜耳技术工程有限公司,上海 201507)
摘 要:以实例为证阐述往复压缩机管道振动的解决方法。
关键词:振动;频率;压力;气流;脉动
中图分类号:TH457 文献标志码:B
Solution of Piping Vibration for Reciprocating Compressor
LI Qi
(Bayer Technology and Engineering Co. ,Ltd. Shanghai 201507,China)
Abstract:This paper has specified the solutions of piping vibration for reciprocating compressor in general.
Key words:vibration;frequency;pressure fluctuation
2004年,某炼油厂的加氢精制装置 3 台往复式氢气压缩机运转时出口管道发生振动现象,且振幅较大。此管道的振动已改造了 2 次,最近的改造是在管道振幅最大处加固定管卡,但效果均不明显。这 3 台压缩机为两开一备,均为二级压缩对称平衡型结构,压缩机的转速 900 r/min,出口压力 10 MPa。我查看现场发现压缩机二级分离器以后的管道震动较剧烈。根据多次改造振动管道的经验,找到压缩机原设计图纸并和现场比对后,将压缩机管道划分为 5 个阶数,首先进行管道系统 3 大频率的计算,即气柱固有频率(表 1)、管系结构固有频率(表 2)、激发频率(表 3)计算,计算结果如下。
表 1 压缩机气柱固有频率计算数据(单位:Hz)
| 阶数 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| 频率 | 23.10 | 44.62 | 57.86 | 81.36 | 84.67 |
表 2 压缩机结构固有频率计算数据(单位:Hz)
| 阶数 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| 频率 | 12.25 | 27.20 | 51.04 | 61.68 | 81.80 |
表 3 压缩机激发频率计算数据(单位:Hz)
f = mn/60 = 2×900/60 = 30(Hz)
在工程上常把(0.8 ~ 1.2)f 的频率范围作为共振区,则激振频率的共振区 0.8 f ~ 1.2 f 为:24 ~ 36 Hz。将表 1、表 2 与表 3 数据对比,发现既没有发生气柱共振,也没有发生结构共振,这样可以排除管道振动是由共振引起的。一般情况下,往复压缩机的管道振动分为 3 类(见表 4),根据现场情况,压缩机均为对称平衡型,动力平衡性能较好,经测试压缩机缸头最大振幅仅为 0.07 mm,不可能引起管道振动,这也可排除机组振动。经现场询问,压缩机空车运行时很轻微,带压运行后振动很大,管线上下双向振幅达 2.5 mm。由此,可判断管道振动很可能是压力不均匀度 δ 过大引起的,即管道振动属于气流振动。因此,考虑压力脉动对管道的影响,进行管内的 δ 计算,找出超界值是解决此管道振动的关键。
表 4 压缩机振动类别
| 序号 | 类别名称 | 原 因 |
| 第1类 | 气流振动 | 由管道内气流脉动,引起的激振力作用在管道上引起的振动。 |
| 第2类 | 气柱共振 | 由气柱固有频率,落在激发频率的共振区内时引起的振动。 |
| 结构共振 | 由管系机械固有频率,落在激发频率的共振区或气柱固有频率的共振区时。 | |
| 第3类 | 机组振动 | 由于机组本身的振动引起。 |
往复压缩机的工作特点是吸、排气流呈间歇性和周期性,因此,气流脉动是无法避免的,但是要将其压力脉动的大小控制在允许范围内,不使其产生有害振动。衡量压力脉动的大小的指标是压力不均匀度 δ,其定义为:δ = (pmax - pmin)/p0 式中,pmax、pmin、和 p0 分别为最大、最小、平均压力。表 5 为压力不均匀度 δ 标准值,氢气体或含氢混合气体可取较大值。本管道压力 p = 10 MPa,取[δ] = 6%。
表 5 压力不均匀度许用值[δ]
| p/MPa | <0.5 | 0.5 ~ 10 | 10 ~ 20 | 20 ~ 50 |
| [δ]/% | 2 ~ 8 | 2 ~ 6 | 2 ~ 5 | 2 ~ 4 |
将振动管道分了 5 个节点,利用计算机软件计算出了管内压力不均匀度 δ,见表 6。
表 6 改造前压缩机管道压力不均匀度[δ]/%
| 节点 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| [δ]/% | 8 | 11.04 | 5.18 | 4.93 | 4.82 |
由表 6 可知,压缩机管道节点 2 的[δ]/%值大于 6%,查看出口缓冲器的容积为 0.20 m3。根据经验判断缓冲器容积过小可能是造成管道振动的主要原因。消减气流脉动,减小激发力对管道振动的影响措施有很多。如:装设缓冲器、增设孔板、设置集管器、管道扩径等。现场的情况是出口总管布置在管廊上,左右均有其它管道,且间距较小,改造起来工程量较大且工艺要求也受到影响。经验和计算表明:改变压缩机缓冲器是最简单而有效的消振措施。而现场有足够空间条件,因此,我决定采用扩大缓冲器容积来解决管道振动。根据 API618 计算缓冲器容积的经验公式可得此次改造的缓冲器容积为 0.62 m3,缓冲器型式采用了内件滤波型,安装位置不变。然后继续计算扩容后的管道内压力不均匀度 δ,结果见表 7。
表 7 压缩机缓冲器扩容后管道内压力不均匀度[δ]/%
| 节点 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| [δ]/% | 4.1 | 3.8 | 3.7 | 3.2 | 3.7 |
从表中可得 δ 最大值降到了 4.1%,远小于许用值 6%,有效地抑制了压力脉动过大引起的管道振动。
因此,我决定采用将缓冲器容积扩大到 0.62 m3这个方案进行此次管道振动改造。结果改造后的管道系统运行起来非常平稳,标志着此次改造非常成功。
解决往复压缩机管道的振动,应首先分析管道振动的因素,然后再根据现场情况采取有针对性措施,这样既可有效地解决问题,又可减小多次改造带来的损失。切记在尚未弄清管道振动原因时就一概采用增加支撑的办法,盲目加固有时并无好处。如果压缩机管道振动是由于气流压力脉动过大引起的,加固支撑有时反而会增加管道动应力,加速管道的破裂。
参考文献:
[1] 岳进才.压力管道技术(第二版)[M].中国石化出版社,2006.
作者简介:李奇(1968 - ),男,山东菏泽人,工程师,学士,从事石油化工工程设计和管理。
本文摘自《压缩机技术》杂志
关键字：振动,管道,压力,压缩机,频率,不均匀度,气流,脉动。