往复式压缩机入口管系振动大原因分析及对策

盖建武 古通生

摘要：往复式压缩机入口管系振动超标，通过对管路系统固有频率模拟计算和管线振动采样分析，确认管系振动超标原因为管系与机组发生结构共振。采取改变管路固有频率，增设消振孔板措施，取得良好效果。

关键词：往复式压缩机;结构共振;脉动;孔板

中图分类号：TH45 文献标识码：A  文章编号：1671-2064（2019）16-0000-00

0引言

往復式压缩机广泛应用于石油、化工、冶炼等诸多行业，因其结构特性，压缩机机体及附属管线设备很容易发生振动超标的问题。强烈的振动不仅使机器本身受到影响，也可能造成附属管道和设备损坏等故障。引起压缩机管道振动的原因复杂，大多与管道的设计、安装等因素有关。本文对某石化公司氢气压缩机入口管路振动超标的主要原因进行分析，根据分析结果制定整改措施，消除了设备隐患。

1 管路振动的基本情况

1.1 机组概况

某石化公司1Mt/a重整装置往复式氢气压缩机，从入口气液分离器至机入口缓冲罐之间的管路系统长期振动超标，振动速度最大33.0mm/s，振动位移最大810μm，而机组本体及出口管线振动平稳。机组型号：2D80-95.2/13-27.5-BX;结构形式：对称平衡型往复式;吸气压力（表）：1.3MPa;排气压力（表）2.75MPa;转速300RPM。

1.2入口管线振动情况

压缩机入口管线布置及测点布置如图1，各测点振动值见表1。从表1的数据来看，最大振动出现在机组入口缓冲罐前的垂直管段，即测点3、4、10、11位置。除测点6、7、8外，其余各测点都存在超标情况。

2振动原因分析

引起往复机管路系统振动的原因有三种：一是气流脉动的激励，压缩机周期性的吸、排气，激发管道内的气柱振动，产生压力脉动，激励管道产生机械振动;二是由于机组的动不平衡等原因引起的振动，压缩机往复运动机构不平衡引起的惯性力激励管道产生机械振动;三是结构共振，当管系的机械固有频率与激振频率相近时，就会发生结构共振^[1]。

2.1 气流脉动分析

本机转速n=300r/min，主激发频率为F=n/60，即5Hz。对于气流脉动引起的管道机械振动，利用CAESAR II对入口管系的气流脉动进行了模拟分析，许用值和危险值参照API 618第7.9.4.2.5.2.1条款的指导值。图2为主激发频率下的脉动幅值沿管系分布与API 618允许值对比情况，可见在额定转速下机组各段管线的压力脉动情况均满足API 618的要求^[2]，故认为整个管系的配置比较合理，可以满足长期安全运行的要求。

2.2机组动不平衡影响分析

机组空载试机及正常运行时，机组本体振动最大值为5.2mm/s，振动达标。因此，可以排除机组不平衡造成管线大幅振动的影响。

2.3管系机械共振分析

压缩机的气流脉动频率为：

F₁=nm/60

式中  n：转速   r/min

m：压缩机每转的激发次数，单作用取1，双作用取2。

压缩机为双作用，计算得压缩机气流脉动频率为10Hz。

利用CAESARⅡ对管路系统的固有频率进行计算分析，得到管路系统的第一阶和第二阶的固有频率分别为5.35Hz、8.821Hz。通常规定激发频率等于0.8～1.2倍固有频率时，都算达到了共振状态，这个频率区间称为共振区^[3]。由此计算得到管路系统的一阶共振区间为4.28～8.42Hz，二阶共振区间为6.90～10.59Hz。机组的工频5Hz，气流脉动频率10Hz，均落在共振区内。为了进一步验证，对图1所标示的13个测点进行谱分析，发现管路各测点振动主频都相同，所得的频谱如图3所示，13个测点振动主频均为9.8Hz。

3减振措施

从以上的分析可以断定压缩机入口管系振动大的主要原因是：压缩机入口管线与机组工频振动和气流脉动发生了结构共振。对于运转机组，要消除管线的共振，最简单易行的方法就是通过改变管线的支撑，改变管系的刚度，从而改变管线固有频率，避免发生结构共振。

3.1更换标准管卡

原管路系统的所使用管卡为非标准管卡，宽度窄（60mm）、厚度薄（8mm），且管卡两端只有一个螺栓固定，刚性差、容易松脱。把所有进出口管线上的管卡更换成符合HG/T21629-1999，形式为 A11-1要求的管卡以提高管系刚度。新管卡200mm宽、10mm厚材料，两端有二个螺栓固定，管卡刚性显著提高。

3.2加固入口缓冲罐支撑

由表2测振数据及图1所示测点位置可见，振动最大的3、4、10、11测点管段为入口缓冲罐前的垂直管段。机组两个入口缓冲罐安装位置高，从水泥基座至入口缓冲罐中心线高度为3800mm，原缓冲罐支撑用槽钢制作成“日”字形的支架，刚性差，机组运行中缓冲罐支撑的两条腿晃动明显。为了提高支撑的刚性，在原支撑上增加横梁及斜撑。

3.3 增加管线支撑

压缩机二楼平台原主梁为16#工字钢，主梁间距1600mm，且原管路测点5、6及测点8、9间的弯头未固定。支撑方案调整：在压缩机管线两个弯头处的二楼平台，增加二根DN200的钢管立柱。立柱周围的钢梁用四根H型钢加固，增加管卡把垂直管线固定。

3.4 入口气液分离罐加装孔板

为降低气流脉动的影响，在气液分离罐入口法兰上，安装孔板。孔板可以将该管段内的压力柱波变成行波，使管道尾端不再具有反射条件，从而降低压力不均匀度，达到减轻管道振动的目的，孔板最佳尺寸一般取孔板内径与管道内径之比为0.43～0.50。该机组气液分离罐入口法兰内径Φ355.6毫米，为避免因加装孔板产生较大的管阻，采用内径为φ170mm，厚度3mm的孔板^[4]。

4 整改效果

通过增加支架和改变支撑形式，有效提高了管路系统的一阶和二阶固有频率，管系加固后的固有频率模态分析结果显示管路最低固有频率17.08Hz，激振频率均避开了低阶共振区间。

机组的入口管路按分析结论及整改措施进行整改后，各测点振动结果见表，最大振动速度由33.0mm/s下降至7.2mm/s，最大振动位移由810μm下降至300μm，振動值达到标准要求。说明管道减振措施的实施使压缩机入口管线共振现象消除，排除了影响机组长周期安全运行的隐患。

5结语

对超标振动的管道现场减振，必须判断清楚引起振动的原因，是气流脉动、机组不平衡还是结构共振，需进行针对性分析，再采取相应减振措施。如果机组本体振动很小，管路压力波动也不大的情况下，可以初步判断管路发生了结构共振，再结合管路系统振动频谱分析及激振频率计算就可以验证判断的准确性，采取措施改变管系的固有频率可以有效解决问题。

参考文献

[1] 张银伟.往复式压缩机管道振动原因分析及对策[J].压缩机技术，2008（6）：42-44.

[2] API STD 618.Reciprocating Compressors for Petroleum，Chemical，and Gas Industry Services[S].2008.

[3] 候兴龙.孔板在往复压缩机管道减振中的应用[J].压缩机技术，2016（5）：5-8.

[4] 吕红旗.压缩机设计生产新工艺新技术与安装调试及质量检测标准规范实用手册[M].北方工业出版社，2006.

收稿日期：2019-07-05

作者简介：盖建武（1972—），汉族，河北石家庄人，硕士研究生，主任工程师，研究方向：设备管理。