往复式压缩机气体脉动分析及压力降计算

李 程 吕 明 李海三 沈书乾 杨 平

(1. 广东省特种设备检测研究院茂名检测院；2. 中国石油抚顺石化分公司)

往复式压缩机气体脉动分析及压力降计算

李 程*1吕 明2李海三1沈书乾1杨 平1

(1. 广东省特种设备检测研究院茂名检测院；2. 中国石油抚顺石化分公司)

概述往复式压缩机出口管道振动的主要原因，从气体脉动的角度出发，应用伯努利方程对气体脉动压力降进行计算，并根据计算结果和压缩机管线振动的情况提出一定的改进措施。

往复式压缩机 振动 气体脉动 压力降

往复式压缩机广泛应用于石油化工、化学工程等领域，并且具有效率高、压力高及工艺成熟等特点。根据往复式压缩机的工艺特点周期性吸、排气，不可避免地会对管道产生冲击，引起管道的振动，所以在压缩机工作中出现振动情况属于正常现象。但是，当管道结构固有频率、管道内气柱固有频率与往复式压缩机气流脉动所激发频率接近时，这种情况下管道振动较为剧烈，使管道及其附件的接连部位极易出现松动或断裂，不利于装置的平稳生产。因此，研究往复式压缩机振动尤为重要。

1 往复式压缩机出口管道振动的主要原因

工程实际中，常将所谓的机械结构系统看作是由管道、支架和相连接的各个设备或装置构成的，在生产过程中所产生的振动主要有3个原因：第一是管系振动的频率和激发频率相接近，导致管道的共振和管道内气流脉动过大引起的振动，在工厂装置的实际运营中气流脉动也是引发压缩机整体装置振动的主要因素；第二是由于设计基础不完善所造成的振动，这种振动只发生在机体本身、基础和机体附近的管道；第三是动平衡性差或基础设计不当而引起的管道振动。要减弱乃至消除排气端管道的振动，应该重点从第1个原因入手，消减和排除气流所引发的脉动，气流脉动不仅会使管道发生机械振动，同时管道发生振动又会影响压缩机机组的振动，产生链式反应[1,2]。

在理想的状况下，气流流动过程中，若没有压力、速度等波动，气流就不会对管路起到动力作用，在这种静力作用下，管路就不会振动。但是往复式压缩机的吸排气过程是间歇性的，而不是连续性的，这样气体的压力、速度就会呈现出周期性变化，管路内的流体呈现脉动状态，这也就造成了管内流体在不同位置的自身参数(例如气体的压力、速度等)呈周期性变化，在这种情况下便产生了气流脉动。如果假设在管路中的流动气体为一元流动，可以得出气体的各项参数仅与时间和所在的位置有关，这属于一种非定常流动。这种不仅随着位置的变化而变化，还与时间有关的现象称为气流脉动，它包含气流的压力脉动和速度脉动。在实际生产过程中，压力脉动与速度脉动共同作用下会使官道上产生干扰力。在压缩机管道上，这种干扰力主要是由于压力脉动引起的，速度脉动的影响还不到10%。在弯头、阀门等位置常由于这种脉动所产生的激振力造成强烈的冲击[3]。

2 气体脉动

在压缩机的排气管道里，气流的流速和压力的变化规律是周期性的，这种规律就叫做气流的脉动。往复式压缩机装置管道系统内的气流脉动的起因存在于整个系统中，并决定于整个系统中。

用一个声学模型来描述活塞体积流量的变化。简化模型只取活塞的一端为参考，忽略阀片受活塞运动的影响，声学体积流量如下：

式中A——活塞的有效面积；

l——连杆长；

R——曲轴半径；

θ——柄转角，θ=ωt；

ω——转速。

往复式压缩机脉动体积流量变化曲线如图1所示，周期为非正弦曲线的体积流量，所以将会在频域中产生一部分相关谐波。压缩机排气端前三阶体积流量变化曲线如图2所示[4～7]。

图1 往复式压缩机产生的非正弦曲线

a. 曲柄周期内排气脉动

b. 曲柄周期内吸气脉动

管道中的激振力是因为气流脉动的存在所引起的，然后加载在管道上。在数学分析上压力脉动引发的占总数90%以上[8]。

脉动速度与脉动压力的关系如下[9～11]：

a2=(dp/dρ)s=kRT

p=ρa

式中a——在理想气体中的声速；

k——比热容比，cp/cV；

p——压力脉动值；

R——气体常数；

s——速度脉动值；

T——绝对温度；

Z——声阻抗；

ρ——气体密度。

图3为管道内气体压力脉动示意图，图4为往复式压缩机实际测得的脉动压力曲线。其中，Ⅰ表示压缩机内脉动压力变化，Ⅱ表示排气阀外的脉动压力变化。

图3 压力脉动图

图4 压缩机排气口内、外脉动压力对比

3 气体脉动压力降的计算

笔者主要针对往复式氢气压缩机，即单相流、可压缩气体。对于流动系统一般采取伯努利方程进行计算。伯努利方程表示如下：

在理想气体且没有外力功加入的情况下(即We=0、Σhf=0)上式可以简化为：

对于可压缩的流体，如果所取系统两截面间的绝对压强变化小于原来绝对压强的20%时，仍然可以使用上式进行计算，但是此时的流体密度ρ应由ρm代替，这种误差在工程计算上是允许的[12]。

一般气体管道，当管道长度L>60m时，按等温流动公式计算；L<60m时，按绝热流动公式计算，必要时用两种方法分别计算，取压力降较大的结果。

由于文中所研究的压缩机出口管道长度L>60m，故采用等温式计算摩擦压力降Δpf，气体平均密度ρm计算如下：

ρ1、ρ2分别表示氢压机输送管道进、出口的氢气密度。通过雷诺数Re来判断气体流动类型，如果雷诺数小于3 000则为层流，反之则为湍流，在确定流动类型后，由与管壁相对粗糙度确定摩擦系数λ，绝对粗糙度ε可由查表确定，摩擦系数亦可查表确定[13]。摩擦压力降即可由计算得出：

式中d——管路直径，mm；

L——管道长度，m；

W——流量，kg/h。

通过现有的2D32-50/20-30-BX型氢压机对压力降进行计算，根据已知条件d=307mm，W=5000kg/h，可知Re=524133.874，大于3 000，则流动类型为湍流，根据表格查出ε=0.2mm，λ=0.0176，由此可以算出压力降。

虽然在工程实际上这个压力降对于生产所造成的影响并不是很大，但是随着压缩机功率的增大，这个压力降便不能忽视，所以在工程设计上要对此数据进行考虑。

4 改进措施

笔者把研究振动的重点放在了压缩机的出口管道上，参考近30年国内外研究振动的宝贵经验[14]，对某炼油厂的3台氢气压缩机组出口管道系统的气流脉动和管道振动进行了实例研究。根据往复式压缩机管道系统的振动机理，减少振动和提高其耐性的基本入手方向为：减小压力不均匀度，使其小于3%；减少管系中的弯头数量；改变结构固有频率值，使其避开激振力的基频范围。

遵照这3项减振措施的基本方向，针对此压缩机组管系存在的问题，可以按照以下方案对管道结构进行重新排布和修改设计：

a. 扩大缓冲器的容积，使压力不均匀度下降到3%以下；

b. 提高管道的水平刚度，具体方案为调低管道的安置高度，最好平行于地面，此压缩机组必须避免使用1.452～2.178m长的排气管道，同时减少管道连接中弯头的使用量特别是n形弯头；

c. 受到热胀冷缩规律的影响，在支撑和管道之间加垫3mm厚的石棉橡胶，使用固定支撑代替滑动支撑为了增加支撑的刚度，支座要紧固在地面或焊接在支架上；

d. 安置的缓冲器和缓冲器周围一定要独立固定，因为管道的最低阶固有频率受到含缓冲器管段刚度的直接影响，通过理论值和实际测量值的对比发现，这一做法对提高管道的最低阶固有频率起着十分有效的作用。

在采取以上措施后，机组任意两台压缩机同时工作时都能达到满负荷状态。使得该管线的振动明显减弱、安全可靠，整个管系各处振动都是符合API618的规定，为设备的长期稳定运行提供保障。

5 结束语

解决压缩机管线振动时，应将复杂管道系统整体分析，根据振动理论并结合对该出口管道的振动和管道结构系统的气流脉动分析和计算，采取必要的减振措施，才能达到有效的减振效果，使生产运行稳定进行。

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GasFluctuationAnalysisforReciprocatingCompressorandCalculationofPressureDrop

LI Cheng1, LV Ming2, LI Hai-shan1, SHENG Shu-qian1, YANG Ping1

(1.MaomingInstitute,GuangdongInstituteofSpecialEquipmentInspectionandResearch,Maoming525000,China;
2.PetroChinaFushunPetrochemicalCompany,Fushun113008,China)

The major reason of pipe vibration at reciprocating compressor outlet was summarized. Starting with the gas fluctuation, applying Bernoulli equation to calculate pressure drop of gas fluctuation was implemented and some improvements were proposed after considering the calculation results and the compressor pipeline’s vibration.

reciprocating compressor, viberation, gas fluctuation, pressure drop

*李 程，男，1987年12月生，助理工程师。广东省茂名市，525000。

TQ051.21

A

0254-6094(2016)04-0472-04

2015-12-15，

2016-07-14)

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