复式压缩设施通道的防振研讨

往复式压缩机依靠活塞的往复运动将气体升压。由于吸、排气的间歇动作 ，气体的吸入及排出均是脉动流动。这种气流脉动会引起管道及其附属设备的振动。强烈的管道振动会使管道或附件松动、疲劳、破裂 ，轻则引起泄漏 ，重则引起燃烧、爆炸。因此 ，降低气流脉动 ，减小管道振动是往复式压缩机管道设计的主要任务之一。本文结合燕化公司炼油事业部氢提纯装置氢压机的管道设计 ，就往复式压缩机及其管道的防振设计问题进行探讨。

2引起管道振动的原因

2. 1 气体脉动

往复式压缩机的工作特点是气体的吸入及排出呈间歇性和周期性 ，因此不可避免的要激起管内气体呈脉动状态。脉动的气体沿管道输送时 ，遇到弯头、异径管、控制阀、盲板等元件后将产生随时间变化的激振力 ，受此激振力的作用 ，管道结构及附件便产生一定的机械振动。压力脉动越大 ，管道振动的位移峰值和应力也越大。

2. 2 共振

2. 2. 1 气柱共振

管道系统内所容纳的气体称为气柱。因为气体可以压缩、膨胀 ，故可以看成是一个类似弹簧的振动系统 ，具有一系列的固有频率 ，当往复机激发频率与某阶固有频率相等时 ，系统即产生对应于该阶频率的气柱共振。

2. 2. 2 管道机械共振

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。当往复机激发频率与某阶固有频率相等时 ，将发生管道的机械共振。

2. 3 机组本身的振动

机组本身的动平衡性能差、安装不对中、基础设计不当等均可引起机组振动 ，从而使与之连结的管道也发生振动。

3管道振动的影响因素

压缩机的管道系统一般由多种管件组成。以燕化氢提纯装置氢气压缩机为例 （见图） ，缓冲器的容积 ，设备的布置 ，管径的大小 ，支架的位置 ，管道的走向和造型 ，是影响管道振动的重要因素。

图压缩机管道流程示意3. 1 缓冲罐容积及位置

当气体处于脉动状态时 ，管内的压力就在平均值附近上下波动。压力脉动的强度用压力不均匀度δ来表示 ：δ= （Pmax - Pmin） / P 0×100 %式中 Pmax、Pmin 分别为不均匀压力的*大、*小值 ，P 0 = （Pmax + Pmin） / 2.

δ是判别管道设计优劣的重要依据。

在压缩机气缸附近设置缓冲罐是*简单而有效的消振措施。缓冲罐容积要足够大 ，同时其位置要尽量靠近气缸。为满足美国石油学会标准API - 618 对允许压力不均匀度的要求，缓冲罐容积至少为 ：V s = 9. 27V （ KT s / M）1/ 4 V d = V s / R 1/ 4式中 ：V sDDD需要的*小吸入缓冲罐容积 ；V dDDD需要的*小排出缓冲罐容积 ；KDDD绝热指数 ；T sDDD吸入侧绝对温度 ；M DDD气体分子量 ；V DDD与缓冲罐相连的气缸总容积 ；R DDD气缸的压缩比。

本装置所用压缩机型号及参数 ，缓冲罐容积需要及实际值。

压缩机型号及参数压缩机型号D - 17. 5/ 4 - 21（二列二级对称平衡往复式、双作用）介质氢气流量4534. 3m 3 / h转速365转/分（3. 4m/ s）行程280mm一级二级缸内径380mm 250mm入口40℃，0. 5MPa 40℃，1. 1MPa出口124℃，1. 1MPa 108℃，2. 2MPa表2缓冲罐容积需要（计算）值及实际值

m 3

一级二级计算值实际值计算值实际值入口1. 134 1. 3 0. 491 0. 84出口0. 926 0. 89 0. 413 0. 56从以上数据可以看出 ，除一级排出缓冲罐容积比需要略小外 ，其余缓冲罐容积均可满足要求。

3. 2 管径

管径越大 ，管道端口接收到的速度激发就越小 ，加大管径能有效地降低压力不均匀度。

3. 3 管系造型和支架

管系产生振动的内因是气流脉动 ，而外因是管系造型。合理的管系造型设计首先必须避免气柱和管道机械共振。调整设备布置及管道走向可以改变气柱固有频率 ，而改变支架的形式和间距可以改变管系的刚度 ，既管系的固有频率。为了不使管道产生共振 ，必须使管系的各阶固有频率不接近激发频率。

3. 3. 1 激发频率

压缩机的激发频率是由转速和作用形式来决定的。因此 ，当压缩机选定后 ，压缩机的激发频率是一个常数 ，如下式 ：f ex = nm/ 60式中 ：f exDDD脉动频率 ，Hz ；n DDD压缩机转速 ，n/ min ；m DDD压缩机每转的激发次数。

对于本装置 ，f ex = 365 ×2/ 60 = 12. 17 Hz.

3. 3. 2 气柱固有频率

往复式压缩机管道内充满了气体。在压缩机的周期性激发下 ，气柱作强迫振动 ，若激发力的频率与某阶气柱固有频率重合 ，则将发生对应于该阶频率的气柱共振。此时 ，管内气体的压力不均匀度δ将达到极大值。

由于管内介质及其温度是已知的 ，所以声速是已知的 ，根据管线长度可以计算出各段管内气柱的一阶固有频率。

其中一、二级缓冲器出、入口管道为一端为闭端 ，另一端开闭端 ，则 ：一阶固有频率f 1 = a/ （4 l）而二级冷却器出口管道为两端均为闭端 ，则 ：一阶固有频率f 1 = a/ （2 l）当激发频率 f ex在气柱固有频率共振区 ： （0. 8～1. 2）f 1时 ，发生一阶气柱共振。按以上公式计算出的各段管道气柱的一阶固有频率及共振区见表 3.

从以上计算结果可以看出激发频率 f ex远远小于各段管道的一阶气柱固有频率 ，不在共振区 ，当然更不会在二阶及以上共振区。

3. 3. 3 结构固有频率

管道系统是一个连续的弹性体结构系统 ，它在管内脉动流体的激发下 ，产生响应的机械振动。

设计管道时 ，除计算管道内流体的气柱固有频率和压力脉动外 ，还必须对管道系统的结构固有频率进行计算。只有这样 ，才能准确预计管系在工作时的振动情况 ，判明管道工作时的安全可靠程度。利用计算管系结构固有频率的程序 CAE2 SAR Ⅱ所得数据。

各段管道气柱的一阶固有频率及共振区一级缓冲器二级缓冲器二级冷却器入口管道出口管道入口管道出口管道气柱频率/ Hz 32. 24 84. 72 28. 21 93. 38 71. 27共振区/ Hz 25. 8～38. 7 67. 8～101. 7 22. 57～33. 85 74. 70～112. 06 57. 02～85. 52各段管道管系结构一阶固有频率及共振区一级缓冲器二级缓冲器入口管道出口管道入口管道出口管道结构频率/ Hz 16. 195 39. 572 20. 403 72. 828共振区/ Hz 12. 96～19. 4 31. 66～47. 5 16. 32～24. 48 58. 26～87. 39二级冷却器出口一、二、三阶管系结构固有频率及共振区一阶二阶三阶结构频率/ Hz 6. 803 9. 885 21. 567共振区/ Hz

5. 44～8. 16 7. 91～11. 86 17. 25～25. 88从以上计算结果可以看出激发频率 f ex也不在各段管道管系结构固有频率共振区。

4往复式压缩机管道设计应遵循的原则

管道产生振动是由多种原因造成的。根据以上对产生振动的原因和影响振动的有关因素的分析 ，认为防止管系振动应从避免共振、减小气流脉动、合理设计管系的造型等方面入手。

4. 1 避免管系的气柱共振和机械共振

分别算出压缩机的激发频率、管系的气柱固有频率及结构固有频率 ，并使这些频率相互偏离±20 %.通常必须避开一、二阶 ，并尽可能避开更高一些阶次的频率 ，以便使管系避开共振。

4. 2 控制压力不均匀度

首先要合理确定缓冲罐的位置 ，使之尽可能靠近压缩机的进出口 ，以取得*佳的缓冲效果。

根据需要核算缓冲罐的容积 （一般由制造厂设计） ，检查其是否满足要求。其次在满足工艺条件的前提下 ，适当调整管径 ，使之有利于压力不均匀度的降低。

4. 3 合理设计管道造型

管道的布置应力求简捷 ，尽量减少不必要的弯头、大小头等易产生激振力的管件。管道应敷设在深埋的坚固的管墩上 ，尽量使支架基础与压缩机的基础保持一定距离 ，以避免相互干扰。在有集中荷载的部位和有激振力产生的部位 ，其附近应设置支架以限制其振动。

压缩机管道设计有许多特点和要求。只要抓住气流脉动是引起管道振动的内因和管道结构变化是引起振动的外部条件这个实质 ，并合理地进行管道设计 ，那么解决管道的振动问题是可能的。