基于气柱共振的往复压缩机出口管道减振技术应用

樊艮，回志澎

（1.武汉工商学院公共基础课部，湖北武汉430065；2.92537部队，北京100000）

基于气柱共振的往复压缩机出口管道减振技术应用

樊艮1，回志澎2

（1.武汉工商学院公共基础课部，湖北武汉430065；2.92537部队，北京100000）

基于传递矩阵计算气柱固有频率，针对某单位往复压缩机出口管道以及空冷器的振动情况，研究了管道气流脉动的控制方法。通过对现场管道进行实际测量，建立管道气柱和机械的模型，找到了现场振动大的根本原因，并从气柱和机械2个方面分别进行减振措施，通过增加孔板和增大阻尼来改变其气柱和机械固有频率，现场施工后压缩机组出口管线和空冷器振动明显下降，表明改变气柱固有频率能够有效降低压缩机组出口管道和相应附件的振动，保护机组整体安全稳定运行。

气流脉动；气柱共振；孔板

1　引言

往复压缩机主要功能是压缩气体，提高其压力，达到输送或者工艺要求。其工作特点是压力高，工作介质复杂，工作环境比较恶劣。由于压缩机周期性排气，导致排气管路内始终存在气流脉动，它在弯头，异径，阀门等变截面处产生激振力使管系振动加剧。管路存在2种固有频率，一种是管路内气体构成的气柱固有频率；另一种是结构构成的固有频率。当激振频率与上述两者有重合时，就形成共振，使振动急剧增大。

在气柱固有频率方面：1962年，L.E.Kinsl和A.K.Frey得出了平面波动理论方程，在工程中得到普遍应用［1］；普渡大学对压缩机气体的热力性质及声学性质进行了研究［2］，用一维非定常流动理论得到的二阶非线性偏微分方程组，可以通过计算机解出精确符合边界条件的解，实际测量与理论计算相当吻合。我国在20世纪70年代由西安交通大学牵头，成立了管道振动科研小组。在借鉴和吸收国外同行研究成果的基础上，小组运用传递矩阵法得到气柱固有频率、气流脉动、压力脉动的计算公式，并编制出相应程序，成功解决了一些实际问题，总结提出了抑制气流脉动的有效措施［3］。国内其他学者在此基础上，对算法加以改进，指出传递矩阵法有时会有漏根，并分析了漏根原因和验根方法［4］。近几年，西安交通大学的徐斌博士在原来基础上对气流脉动做了许多深入细致的研究，对级间管路气流脉动［5］，传递矩阵模型修正［6］做了研究计算并进行实际测量，很有指导意义。

而气柱共振不易被现场发现，现场人员试图通过改变支撑来达到减振目的，可往往事与愿违。

在结构固有频率方面，采用有限元方法计算管系结构总体刚度求固有频率的方法以日渐成熟，相应的计算软件界面友好易于操作，如AUTOPIPE，CAESARⅡ在如今已得到广泛应用，各大设计院运用上述软件可以计算结构动态相应，管系应力分析，周期载荷的疲劳分析等［7］。

2　压缩机气柱固有频率分析和相应减振理论

对气柱固有频率的分析计算主要是以平面波动方程为依据的转移矩阵法

根据经典的平面波动方程

式中p——脉动压力

x——位置

t——时间

a——声速

其解为

式中ωn——气柱固有圆频率

A，B——积分常数，边界条件确定

上式为气体微元体的压力运动方程，从式中可以看出，p在给定位置点上作谐振动，它们的振幅随着位置的不同而不同。

不同部件具有不同的转移方程，最终构成转移方程

式中ξ——质量流量

［M］——各种转移矩阵，详见文献［8］

通过施加边界条件就可以解除方程，并求出其气柱固有频率，并计算出每一位置在不同频率下的压力脉动幅值。

当现场出现由于气流脉动过大而引起的振动时，加装孔板就是减振最简单比较有效的方法，它比加装缓冲罐的工程量要小很多。

孔板的转移矩阵为

式中ζ——局部阻力系数

u——体积流量

S——相应管道截面积

式中D——管道内径

d——孔板内圈直径

通过改变孔板的孔径比进而改变其气柱固有频率。

同时增加孔板必将带来压降Δp

式中ρ——流体密度

通过计算Δp将孔板带来的压降控制到一个合理的范围，使管系在减振的情况下不影响工艺。

3　现场压缩机组出口管线和空冷器振动状况

本次减振改造的对象为往复压缩机组出口管线和空冷器，它是西气东输的某个加气站中的一台往复压缩机，将天然气进行再压缩传输到下一个加气站，该机组的主要技术参数如表1所示。

表1　往复压缩机技术参数表

该压缩机自开机以来，出口管道以及空冷器整个设备振动强烈，导致空冷器盖顶螺栓松动，盖顶与底座不断相撞发出巨大声音，严重影响生产。此加气站相同压缩机有2台，一用一备，另一台由于振动过大被迫停机，此台压缩机在振动下勉强运行，急需进行减振。

4　振动原因分析

4.1现场测量结果

对现场管道和空冷器进行振动测量，并测量实际尺寸，利用AUTOPIPE软件进行实体建模，如图1所示，振动测量结果如下：

（1）墙内振动最大处为三通附近，振动值为30.6 mm/s，振动方向为垂直方向，主要频率为32.5 Hz和66.25 Hz，墙外振动最大处为空冷器处，振动值为33.5 mm/s，频率成分以32.5 Hz为主。

（2）沿着两出口管道汇合三通之后的直管段，振动成周期性变化，振动从14 mm/s下降到2 mm/s后，又增加到14 mm/s，频率成分与三通处相同。

图1　压缩机出口管道机械模型

（3）墙外管道振动以32.5 Hz为主，66.25 Hz已不明显，且振动也成周期性变化，在与空冷器相连处振动最大，空冷器由于振动过大，现场噪声一直处于80 dB以上。

（4）现场支撑，管夹经检查未出现松动现象，支撑刚度较大。

4.2管道气柱系统分析

建立管道气柱模型，如图2，此结构只有直管、三通、容器3种结构，故只需用到3种转移矩阵，边界条件为空冷器为开口，压缩机2个排气口为闭口，建立方程求解，并模拟出每个点在不同频率下的压力波动情况，三通处见图3，空冷器处见图4。

图2　压缩机出口管道气柱模型

图3　三通处压力波动频谱

图4　空冷器处压力波动频谱

从图3，4可以看出，三通和空冷器处存在固有频率如下表2。

表2　关键位置处气柱固有频率

经分析可知，整个气柱系统存在多个固有频率，但不同位置处在每个固有频率的响应不同，导致压力波动峰峰值不同。往复压缩机工作转速为992 r/min，工频为16.5 Hz，机组工作为双作用，故气流脉动频率为33 Hz，并伴有其2倍频66 Hz。故整个气柱受到了33 Hz和66 Hz的激励，产生气柱共振导致管道振动强烈。由于空冷器处在66 Hz频率下压力波动不明显，故实测时振动主要为33 Hz。

由上述分析可知气柱在33 Hz和66 Hz处发生了共振。

4.3管道机械系统分析

通过AUTOPIPE软件建立如图1所示的机械模型，对管道的机械固有频率进行模拟计算，其固有频率计算结果如表3。

表3　管道机械固有频率

结构在低频下具有多阶固有频率，且分布较密集，激励频率也落在固有频率范围内，35.42 Hz下的振型如图5所示，它显示出在汇流管的直管段出现了几个振动节点，振动形式在一阶以上，符合现场的测量。同时由于不是低阶振动，其振动能量得以减少，同时加上现场管夹刚度尚可，没有形成较大的振动位移，当振动烈度依然超标。

5　减振方案和效果

5.1减振方案分析和模拟结果

图5　35.42 Hz下的振型

图6　孔板安装处

由现场振动检测和模拟分析可知，现场管道同时存在不同程度的气柱共振和机械共振，机械固有频率由于分布较密，不易避开，减振方案主要是降低管道内的脉动压力来降低对管道冲击能量，进而进行减振。

由于现场地处沙漠，交通不便，不易进行大规模改造，同时考虑到成本问题，本次决定在管道内增加孔板来改变气柱固有频率，辅以在每个管夹上加上弹性衬里，增加系统阻尼，进而达到减振目的。

通过反复计算模拟，并计算其压降，我们决定使用孔径比为0.55的孔板，其压降为0.3 MPa，安装位置如图6，它位于三通汇流管中的一处法兰连接处。加孔板后三通处和空冷器处压力波动频谱如图7、8。其中33 Hz和66 Hz的压力波动已大幅降低。

5.2现场减振效果

在现场安装孔板后，并在管夹处加装弹性衬里后，减振效果见表4。

安装后，现场振动明显降低，空冷器不再发出强烈的撞击声，由增加孔板导致的压降，业主通过调节压缩机排气压力使最终的输送压力保持稳定。

图7　加孔板后三通处压力波动频谱

图8　加孔板后空冷器处压力波动频谱

表4　减振方案实施前后管道振幅对比

6　结语

本文针对某单位往复压缩机出口管道以及空冷器的振动情况。通过对现场管道进行实际测量，建立管道气柱和机械的模型，分析出现场振动的根本原因，并从气柱和机械2个方面分别进行模拟减振，并根据施工条件，工艺需求等其他因素决定使用孔板和增大阻尼来改变其气柱和机械固有频率，现场施工后压缩机组出口管线和空冷器振动明显下降，表明减振技术能够有效降低压缩机组出口管道和相应附件的振动，保护机组整体安全稳定运行。

压缩机管道振动是一个较为复杂的问题，管道振动的根本原因不易发现，同时解决问题的方法还要因地制宜。根据现场情况采取适宜的解决方案，只有这样才能将理论和实际完美结合，真正解决实际问题。

［1］Kinsler L.E.，Frey A.K.Fundamentals of Acoustics，Second Edition.Applied Science，1962：56-78.

［2］Maclaren J.F.T.Advance in Numercal Methods of Solve the Equations Governing Unsteady Gas Flow in Reciprocating Compressor Systems.Purdue Compressor Technology Conference at Purdue，1976：156-162.

［3］党锡淇，夏永源.往复式压缩机管路内压力脉动的测量［J］.压缩机技术，1979，4：28-33.

［4］谢壮宁.传递矩阵法计算复杂管系气柱固有频率的漏根问题分析与验根方法［J］.压缩机技术，1996，1：28-31.

［5］徐斌，冯全科，余小玲.往复压缩机级间管路的振动研究［J］.压缩机技术，2010，1：1.

［6］徐斌，余小玲，冯全科.活塞压缩机管道气流脉动修正模型的建立及实验验证［J］.压缩机技术，2009，5：1-7.

［7］CaesarII技术参考手册中文版［K］.北京艾思弗计算机软件技术责任公司，2001.

［8］党锡淇，陈守五.活塞式压缩机气流脉动与管道振动［M］.西安：西安交通大学出版社，1984.

Application of Reciprocating Compressor Outlet Pipeline Vibration Technology Based on Gas Resonance

FAN Gen1，HUI Zhi-peng2
（1.Department of Public Basic Course，Wuhan Technology and Business University，Wuhan，430065，China；2.NO.92537 PLA，Beijing 100000，China）

This paper calculates gas natural frequency based on transfer matrix，and studies the control method of pipe flow pulsation aiming at vibration situation of the reciprocating compressor outlet piping as well as the air cooler of an enterprise.The root cause of the vibration at the scene is found through the actual measurement of field pipelines and the establishment of pipeline gas column and mechanical model.Vibration reduction measures are executed respectively from two aspects of the column and machinery.By increasing the orifice plate and the damping，natural frequency of the air column and machines is changed.And after site operation，the vibration of the compressor outlet pipelines and air cooler declined obviously.It indicates that changing air column natural frequency can effectively reduce the vibration of the compressor outlet piping and its accessories，and can protect the safe and stable operation of the whole unit.

gas pulsation；gas resonance；orifice plate

TH457

A

1006-2971（2015）04-0021-05

樊艮（1975-），女，副教授，主要研究方向应用数学。E-mail:357492372@qq.com

2015-03-23