往复式压缩机管道系统振动分析与改造

谢晓宇，张艳禹，罗 宇

惠生工程（中国）有限公司，河南郑州 450046

1 概述

该气化厂压缩厂房共布置3台往复式压缩机，两开一备；压缩机选用的是甲醇新鲜气/循环气联合压缩机；来自气体净化工段的新鲜气（压力2.4MPa，温度27℃）经新鲜气入口缓冲器进入压缩机(C0101)新鲜气气缸，压缩后气体压力5.3MPa，温度101℃，再经新鲜气排气缓冲器后，经压缩厂房内部管廊及外管廊送至甲醇合成。来自甲醇合成的循环气（DN450，压力4.8MPa，温度40℃）经循环气入口缓冲器进入压缩机(C0101)循环气气缸，压缩后气体（DN450，压力5.3MPa，温度52℃）进入循环气排气缓冲器，经压缩厂房内部管廊及外管廊送至甲醇合成缓冲罐（V0201）。

在运行一台压缩机时，管道系统在运行过程中振动很剧烈，部分管道和支架脱开，致使与管道相连的管架、设备（如合成气缓冲罐）等产生很大的振动，系统安全运行无法保证，更达不到压缩机两开的满负荷运转的设计要求，在压缩机气缸的进出口增设限流孔板后，管道系统振动有所减小，但效果不明显，无法满足生产需要。

2 管道振动及应力分析的种类

往复式压缩机作为压缩和输送一定压力、温度流体的设备，广泛应用于石油、化工、钢铁和冶金等行业。目前国内外广泛采用的往复式压缩机管道振动控制标准—美国石油学会标准API618，规定了管道振动控制的分析方法。

管道系统的振动及应力分析主要包括静力学分析和动力学分析；根据性质可以分为一次应力、二次应力和峰值应力 。

管道机械共振是指管道系统固有频率与压缩机激振频率过于接近时，使管道振动成倍增大的现象，为防止机械共振，必须对管道系统进行固有频率的分析，工程上把0.8～1.2倍的激振频率范围称为共振区，应力分析时，要求管系固有频率不能落在共振区之内，由于压缩机的激振频率是不可更改的，所以必须通过调整管系的固有频率以避开共振区。

3 压缩机管道系统振动原因分析

根据实测，管道系统振动主要集中在压缩机循环气出口管道上，根据美国石油学会标准API618中的有关规定，对压缩机进出口气体缓冲罐容积进行了计算，气体缓冲罐均符合API618中的有关规定。

根据现场对压缩机管道系统配管及支架设置等的调查研究，原因分析如下：

1）整个管道系统没有固定支架，并且吸气和排气水平管道上相邻支架间距大多一致；

2）原设计管道支架部分与管道脱开，还有一些管道支架没有独立基础；

3）管道系统弯头（特别是压缩机出口管道）较多；

4）支管与主管连接时采用的是直三通，而不是顺介质流向斜接。

综上所述，压缩机管道系统没有固定支架，且弯头较多，整个管系柔性过大，致使管道系统固有频率过低，与往复式压缩机激振频率接近，产生共振。

4 压缩机管道系统应力分析模型的建立与计算

将所分析管道系统的力学模型简化为应力分析所要求的数学模型，真实的描述管道系统的边界条件，根据正确的计算结果来进行管道系统的设计与调整。

4.1 模型的建立

依据管道系统振动分析的有限元理论，把压缩机循环气出口管道系统依次划分为若干单元，根据压缩机的技术参数、管道系统的工艺参数及管道支架形式等，建立管道系统应力分析数学模型。

管道系统的基本参数包括管道规格、材质、温度、压力、许用应力、弹性模量、泊松比、介质密度、绝热层厚度和密度等。其中主要参数如表1。

表1 管道系统主要参数

往复式压缩机转速333r/min，吸气压力4.8 MPa（G），排气压力 5.3MPa（G）。

对于往复式压缩机管道系统，压缩机简化为自由度完全约束的支撑点；简单的承重支架，在竖直方向添加“+Y”向的自由度；管道系统中的管卡节点，限制与管道轴向垂直的四个方向的自由度；导向限位支架则为限制六个方向（即X、Y、Z）的自由度。

根据管道单管图建立了应力分析数学模型。如图1。

图1

4.2 应力计算与分析

应力分析模型建好后，先进行输入数据检查，待输入数据完全正确后，进行程序运算。并根据运算结果对管道系统进行了静态和动态分析，静态应力校核均符合美国国家标准ASME B31.3。

对压缩机管道系统进行模态分析计算，其前十阶固有频率如表2。表2 管道系统固有频率（Hz）（改造前）

阶次 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10固有频率4.273 7.920 8.124 8.150 10.070 12.317 13.837 15.145 16.495 18.520

压缩机的激振频率: fex=mn/60Hz。

式中：m为表示压缩机气缸作用方式，单作用时，m=1；双作用时，m=2；

n为表示压缩机曲轴转速（r/min）。

本往复式压缩机为双作用，且其转速为333 r/min，所以压缩机的激振频率为11.1Hz。通常取0.8fex～1.2fex为管道系统固有频率的共振区。因此本管道系统固有频率的共振区为8.88Hz～13.32Hz。

通过对管道系统固有频率的分析得出：在第一阶固有频率下，管道系统基频过低（管系柔性过大），即使避开了压缩机的激振频率，管系受到激振力的作用，仍可能产生振动；在第五阶（10.070Hz）、第六阶（12.317Hz）下，管道系统固有频率在共振区8.88Hz～13.32Hz范围内，致使管道系统与压缩机产生共振。

5 改造方案与运行结果

5.1 改造方案

管系固有频率分析的目的，是通过调整管道系统，使其固有频率避开共振区；固有频率与系统的刚度有直接关系，刚度越大固有频率越高。减少弯头个数、增设或加强支架等都将使管系刚度增大。

由于整个管道系统没有固定支架，导致管系柔性过大，将原有管系支架进行加固改造，并将压缩厂房西南侧管道支架和合成装置循环气管道支架改为X、Y、Z向限位支架（见图2）；

对三台压缩机循环气排气总管（DN450）至合成装置间的“π”型弯进行了改造，原“π”型弯改为由R=3D的20°和90°弯头组成的非标件（见图2）。

图2 管道系统应力分析模型（改造后）

经改造后，建立管道系统应力分析数学模型（如图2），并进行计算分析，其前十阶固有频率如表3。

由表3可知：管道系统最低阶固有频率为7.952Hz，管系有足够的刚度。管道系统固有频率避开了8.88Hz～13.32Hz共振区，从而使管道系统与压缩机避免了机械共振。

表3 管道系统固有频率（Hz）（改造后）

5.2 运行结果

改造后的压缩机管道系统满负荷运行正常，通过对改造前后所选择的测点数据进行比较，压缩机管道系统振动问题得到了根本解决。

6 往复式压缩机管道系统配管设计与支架设置的建议

1）布置与往复式压缩机相连的管道时，应使管道系统的固有频率避开共振区；

2）设置固定支架或防振支架，适当扩大主管管径及减少弯头，提高管道系统的刚度，其最低阶固有频率（基频）不宜小于8Hz；

3）管道支架应为独立基础，且具有足够的刚度，不应与厂房和压缩机的基础连在一起，禁止采用吊架。吸气和排气水平管道上相邻支架间的距离不应相等，其差值应不小于80mm；

4）缓冲罐应尽量靠近压缩机的出入口处布置，压缩机的进出口管道布置应短而直，尽量采用45°或大弯曲半径弯头，以减缓激振反力对管线的影响；

5）在管道上弯矩大的部位不应设置分支管；分支管宜顺介质流向斜接；

6）必要时增设脉动衰减器或孔板，降低管段内的压力不均匀度；

7）对于支撑振动管道的所有管架，均应向结构专业提出有关动荷载数据。

[1]唐永进.压力管道应力分析[M].北京：中国石化出版社，2009.

[2]ANSI/API 618．Recriprocating Compressors for Petroleum, Chemical, and Gas Industry Services，2008.

[3]CAESARII User’s Guide.北京：北京艾思弗计算机软件技术有限责任公司，2002.