氢压机管系振动的分析与解决1.pdf

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1、 1气压缩机管系振动原因分析及减振措施 郭文涛（沈阳鼓风机（集团）有限公司）邮编 110142 摘要：柴油加氢装置往复式氢气压缩机在工况下其装置内管线及管廊上的赶油线振动严重，危及氢压机级间管线及系统的安全运行。通过现场测试，对振动进行分析、核算，发现管线设计存在问题，从而使气柱或管线产生共振，我们采取装置内管线加设孔板和赶油线调整管线设计的措施，解决了系统管线振动问题。关键词：气柱；共振；孔板；减振 一一.前言 中石油大连石化分公司 80 万吨/年柴油加氢装置设置 2 台英国皮特公司的 4D3+1 型新氢、循环氢联合压缩机组，是生产装置的关键机组。机组在运行二年多的时间里，机组缓冲罐、机组连

2、接的管线和管廊上的赶油线一直存在着较为严重的振动问题。车间先后采取了加设固定支架和增大部分管线通径等减振措施，但 2#机组的二级排气缓冲罐振感强烈，两台机组一级中冷却器至二级吸气缓冲罐之间的管线和二级中冷却器至三级吸气缓冲器之间的管线振动幅度增大，同时加设固定支架也随管线一起剧烈振动，与赶油线相关的管线也被激振，振动现象未得到缓解。振动情况已严重影响安全生产，制约装置的长周期运行，这个问题必须立即解决，刻不容缓。二.振动的分析、测试、核算及结论 往复式压缩机由于气间歇性吸排气的特性，振动现象是不可避免的，为了减轻振动带来的危害就应当了解振动的成因，管线振动产生的原因主要有以下三个方面：a 设备

3、的动平衡不佳或基础设计不良；b 管线内的压力脉动；c 管系的共振（机械共振、气柱共振）；围绕压缩机及级间管线振动产生原因的三个基本方面，我们深入开展了分析、测试、核算工作。(一一)氢气压缩机的机振频率及安全振幅判定标准 装置氢气压缩机选用的是英国皮特公司 4D3+1 型，四缸（新氢三级、循环氢一级）、对称平衡、双作用活塞式往复压缩机，压缩机轴功率 1860kW，转速为 369r/min，其激发频率为 12.3Hz。按频域划分，低频域为 10 Hz 以下，中频域为 10 Hz1k Hz，高频域为 1k Hz 以上，则该机的机振频率属中频，但接近低频。参照化工部 HGJ1018-79往复式压缩机振

4、幅（位移）标准的规定，对压缩机的安全振幅进行了判定。对于活塞式压缩机，当设备转速(200400)r/min时，允许全振幅小于 0.15mm，所以管系、机组的安全振幅应不大于 0.15 mm。(二)管系、机组振动情况的校核 我们对管系和机组进行了振动幅度测试，数值见表 1、表 2，位置。表 1 管系加设固定支架的振动测试值（1#机/2#机）测试位置 南北方向/mm 东南方向/mm 1 0.263/0.259 0.792/0.812 2 0.233/0.243 0.671/0.737 3 0.461/0.436 1.877/1.643 24 0.443/0.425 1.126/1.052 表 2

5、机组气缸的振动测试值（1#机/2#机）测试位置 轴方向/mm 水平方向/mm 垂直方向/mm 一级气缸 0.058/0.06 0.021/0.02 0.019/0.021 二级气缸 0.054/0.056 0.022/0.024 0.021/0.02 三级气缸 0.049/0.055 0.018/0.015 0.018/0.017 循环级气缸 0.056/0.058 0.035/0.034 0.017/0.016 由上述测试数据可看出，管线的振动幅度远大于机组的振动幅度，超过安全标准，管线运行处于不安全的状态。而机组的振幅满足要求，可以认为管线振动的主要原因不是因机组本身的不平衡引起的振动。(

6、三)机组的脉动抑制装置缓冲罐容积的校核 压缩机吸排气缓冲罐容积太小，会使脉动气流得不到足够有效的衰减，是管系振动不可忽视的因素之一，对吸排气缓冲罐容积的校核是很重要的。按美国石油学会（API 标准）的规定，往复式压缩机缓冲罐容积的最小值按下式计算：1.最小吸气缓冲罐容积计算及校核 VS=8.1（pD）4KTSM 式中 VS最小吸气缓冲容积，m3；pD气缸每冲程吸入净容积，m3；pD=（D/2）2S，其中 D 为气缸直径，S 为活塞行程；K 绝热系数，1.4 TS吸气温度，K；M气体分子量，5.49 2.最小排气缓冲罐容积计算及校核 Vd=1.6Vs 4R Vd最小排气缓冲容积，m3；R压缩比，

7、容积的原始数据和校核数据对比计算结果见表 3。表 3 缓冲罐容积的原始数据和校核数据对比 位号 一级进/出/m3 二级进/出/m3 三级进/出/m3 循环级进/出/m3 pD 0.0456 0.0219 0.0114 0.0244 原有 0.93/1.46 0.53/0.8 0.4/0.49 1.36/1.4 复算 0.830/0.702 0.399/0.381 0.207/0.200 从表 3 校核数据结果可看出，所有缓冲罐的容积均满足大于最小容积的要求，因此缓冲罐的容积符合要求，不是振动产生的原因。(四)共振管长的计算及分析 3气体既有质量也有弹性，因而是一振动系统。级间管线内的气体在压缩

8、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。气缸与缓冲罐之间的管段很短，远离共振管长的范围，不必考虑共振问题。缓冲罐与冷却器之间的管段可视为开端的管道，在这个条件下计算共振管长1。排气管线：温度为 115（三个排气温度中间值）时的 aMkRT 式中 a气体声速，m/s；k绝热系数，1.4 R=8.314J/mol.K M气体分子量，5.49 T气体的绝对温度，K aMkRT=5.49388.21.4x8.314x=907 m/s 一阶共振管长 L=（0.8-1.2）a/2f 式中 f脉动频率，Hz；f=nm/60 式中 n压缩机转速

9、，r/min；m压缩机每转的激发次数，L=（0.8-1.2）90760/(23692)=29.544.2 m 二阶共振管长 L=(0.81.2)a/f L=(0.81.2)90760/(3692)=59.088.5 m 吸气管线：温度为 40（三个吸气温度中间值）时的 a=MkRT=5.49313.21.4x8.314x=814.7 m/s 一阶共振管长 L=(0.81.2)814.760/(23682)=26.539.7 m 二阶共振管长 L=(0.81.2)814.760/（3682）=53.079.5 m 表 4 机组级间管线实际长度 位置 1#机/m 2#机/m 位置 1#机/m 2#

10、机/m 一级入口 15.4 15.88 二级出口至二级中冷器 18.02 18.41 一级出口至一级中冷器 9.8 10.04 二级中冷器至三级入口 4.69 4.58 一级中冷器至二级入口 3.60 3.65 三级出口 12.97 12.22 从表 4 中可看出实际级间管线最长只有 18.41 m，均小于吸、排气管线共振管长的最小值，故管线长度不在共振管长范围内，因此管线的振动不是由气柱共振产生的。赶油线长59m，落在二阶共振管长范围之内。(五)振动情况的分析结论 4测试数据与计算结果对比分析说明，氢压机本身振动符合标准，缓冲罐容积满足要求，机组间管线不存在气柱共振现象，因此可基本确定振动是

11、由气流脉动造成的。赶油线我们确定为管道的机械固有频率与激发频率产生共振。由于缓冲罐的支承和管道支架的刚度不够，不能足以抑制气流脉动产生了较大的激振力，进而产生振动现象；而且所有排气缓冲罐与气缸的连接处均有一个 45的弯头，此弯头对压力脉动没有进行缓冲，产生的激振力较大。缓冲罐支承与基础间采用“柔性”减振结构，这一结构对控制被激励的振动系统本身的意义并不大，它的意义主要在于缓解振动向基础的传递。现场架设的管架抑振效果不佳，是因为管架太高且为侧向固定，这样管架变成了悬臂梁结构，弹性较大而刚度较差（支架刚度与高度的立方成反比）。管架在振动管道的作用下发生振动，并反作用于管道，与管道形成一个共振体，甚

12、至管架的振动要强于管道的振动，这是由于管道为两端固定而管架为一端固定。三三.减振措施及整改 针对上述分析结论，拟采用对脉动削弱和隔绝相结合的措施。具体方法是在缓冲罐与管线的接口处加设削波孔板以削弱脉动值。削波孔板的物理意义在于将管内气体的驻波变成行波，从而达到降低压力不均匀度的目的。为了准确地确定孔板具体尺寸、安装位置及减振效果，采用了从德国引进的专利技术专门用于往复式压缩机气体管路脉动计算程序 DIGMO2，对这套压缩机装置现有管线系统的气柱共振、压力不均匀度和激振力进行了全面声模拟分析校核。声模拟有无孔板的结果见表 5、表 6。表 5 一级排气到二级吸气段气流脉动幅值及频谱计算结果 测 试

13、点 曲拐角度Max/Min 相对压力脉动（%）Max/Min 幅度 激振力（N）无孔板 加孔板 无孔板 加孔板 无 孔板 加 孔板 无孔板 加孔板 101A 335/275 5/275 6.29/-7.04 4.9/-5.65 5.3834.4 3597 2941 102 335/0 335/0 0.353/-0.29 3266/-1.86 103A 335/0 340/5 0.287/-1.267 0.322/-1.02 5.52 4.52 2135.7 1746.3104A 335/0 340/5 0.25/-0.986 0.259/-0.571 5.32 4.35 2056 1681 1

14、05A 25/0 340/10 0.261/-0.914 0.18/-0.327 4.7 3.84 1817.4 1486 106A 25/5 345/10 0.451/-1.188 0.125/-0.175 2.31 1.89 892.5 729.8 107A 345/15 345/10 0.458/-1.123 0.064/-0.0855 2.03 1.66 784.2 641.3 108A 350/20 340/10 0.213/-0.0975 0.025/-0.036 1.9 1.55 734 600 109 340/10 335/0 0.0645/-0.05360.015/-0.02

15、5 110 340/5 20/355 0.044/-0.0824 0.0187/-0.0369 111A 340/5 25/360 0.038/-0.0859 0.0145/-0.037342.7 60.6 16525 23438 112A 180/5 20/355 0.0493/-0.08890.0198/-0.028656.4 20.86 21816 8069 113 180/5 125/355 0.0455/-0.042 0.0193/-0.0252 表 6 二级排气到三级吸气段气流脉动幅值及频谱计算结果 测 试点 曲拐角度Max/Min 相对压力脉动（%）Max/Min 幅度 激振力（

16、N）无孔板 加孔板 无孔板 加孔板 无 孔板 加 孔板 无孔板 加孔板 101A 335/275 360/280 5.36/-6.78 4.2/-5.22 4.67 3.75 3690 2962 102 335/0 335/0 0.366/-2.174 0.371/-1.834 103A 335/0 340/5 0.3/-1.32 0.33/-1.04 4.65 3.25 1653 1155 104A 335/0 340/5 0.26/-1.02 0.273/-0.607 1.62 1.13 577 403 105A 335/0 345/10 0.266/-0.95 0.194/-0.362

17、2.4 1.68 853.6 596.2 106A 25/0 345/10 0.383/-1.12 0.139/-0.207 4.2 2.93 1494 1043 5107A 345/10 345/10 0.511/-1.43 0.082/-0.116 5.7 4 2024 1414 108A 350/20 335/5 0.358/-0.204 0.0564/-0.05767.2 5 2559 1788 109A 350/15 340/5 0.098/-0.059 0.0214/-0.03 8.28 5.78 2942 2055 110A 340/5 225/120 0.049/-0.057

18、0.028/-0.024 8.56 5.98 3041 2124 111A 340/5 20/280 0.0383/-0.07480.04/-0.022 8.9 6.22 3164 2210 112 340/5 20/355 0.031/-0.0794 0.0155/-0.0472 113A 335/0 20/355 0.031/-0.0832 0.0235/-0.05 0.87 1.33 584.4 888.2 114A 335/0 100/225 0.0282/-0.08410.063/-0.0564 13 8.77 8690 5871 115A 335/0 360/235 0.0265/

19、-0.08410.126/-0.137 16.2 7.22 10832 4831 116A 335/0 270/160 0.0342/-0.089 0.072/-0.06 13.6 33.1 9094 22178 注：表中只列举了基频和正常工作的转数。气缸的气道容积，按合理数据 15 倍气阀通道面积取值。对缓冲罐进出口均进行了孔板计算与校核，计算结果见表 5、表 6。在表中可以看到，增设孔板后的管系其压力脉动值幅度和激振力较大处可降低 2030左右的幅值，振动减幅明显，增加孔板的措施具有可行性。由于使用孔板是以增加压力降为代价的，对长期运行的压缩机和管道，过大的压力降是不经济的。应以少用孔板或

20、加以控制其在允许范围内为原则，我们在设计孔板时特别考虑了这一点，将单个孔板压力降限制在工作压力的 0.25%以内。在整改过程中首先采取先在振动较大的重要管段二、三级缓冲罐的进气口（低频端）加设一定孔板，根据减振效果和工艺参数决定是否在其它缓冲罐的进排气口处继续加设孔板。孔板的结构创新。通常将孔板的结构设计成一个带内孔的平钢板。如果是原始设计，这样做无可厚非，但在这次现场的整改，考虑实际管线与缓冲罐连接法兰间隙不是很大，采用平的钢板的办法，将使安装尺寸增加 8mm 的长度，这样做会使管线的安装应力加大，非常不合理。为便于安装和避免不必要的施工，我们采用把孔板和缠绕垫片做成一体的结构形式，巧妙地解

21、决了这个难题。四.效果评价，经验总结（一）（一）效果评价 2003 年 10 月分别在二台氢压机机组二、三级入口缓冲罐的进气口加设节流孔板。从 2 台机组的运行及管线的测试数据表 7 中可以看出，整改后管线的减振取得了明显的效果，机组其它级间管线振动也大幅度下降，个别缓冲罐的振动明显减弱，整改效果相当明显。同时没有在其它缓冲罐的进排气口处加设孔板，节省了投资费用和施工量。下面是整改后的数据测试结果见表 7，测试位置同整改前。表 7 管系振动的测试值（1#/2#）测试位置 南北方向/mm 东南方向/mm 整改后 整改前 整改后 整改前 1 0.112/0.103 0.263/0.259 0.12

22、8/0.137 0.792/0.812 2 0.148/0.146 0.233/0.243 0.138/0.147 0.671/0.737 加孔板前后压缩机对新氢的处理量分别为 12500Nm3/h、12300 Nm3/h，孔板压降对压缩机的处理能力影响很小，经济性方面可行。（二）（二）经验总结 通过加设孔板和调整管线，成功解决压缩机及管系的严重振动问题，取得了一些宝贵的安全生产经验：1 加设节流孔板可以削弱脉动值，效果明显；62 加设节流孔板解决压缩机的振动问题投资小、施工简单、时间短且不影响生产，经济效果明显；3 可以基本解决振动安全问题，排除机组安全隐患；4 依靠科学计算加设孔板，分步安装实践，优化确定最佳孔板尺寸、安装位置及安装数量。5 合理的管线设计是管系安全的有力保障。作者简介：郭文涛，男，生于 1970.10.12；1992 年 6 月毕业于华中理工大学，获学士学位；现在沈阳鼓风机（集团）有限公司工作，设计室主任，高级工程师；获沈阳市“五一劳动奖章”；主要研究方向为往复式压缩机的管线振动分析与控制技术；通讯地址：沈阳市经济技术开发区开发大路 16 号，邮编：110142；电话：25801421；E-mail：wentao_。