喬彥彬

(河南開元空分集團有限公司，河南 開封 475004)

往復(fù)式壓縮機在制氧領(lǐng)域應(yīng)用十分廣泛，其工作特點是活塞在氣缸中進行周期性的往復(fù)運動，引起吸排氣呈間歇性和周期性變化，致使管道內(nèi)氣體參數(shù)(如壓力、速度、密度等)隨時間作周期性變化，我們稱這種現(xiàn)象為氣流脈動。當(dāng)脈動氣體遇到彎頭、異徑管、閥門、盲板等管道元件后將產(chǎn)生隨時間變化的激振力，受此激振力的作用，管道產(chǎn)生振動。該振動如果超出允許范圍，就有可能導(dǎo)致管道破裂而影響生產(chǎn)。所以控制壓縮機出口管道的振動勢在必行。下面分析下導(dǎo)致壓縮機出口管道振動的原因及控制方法。

1 振動的原因分析

在解決往復(fù)式壓縮機管道振動的問題之前，應(yīng)先找出壓縮機管道振動的原因。導(dǎo)致壓縮機出口管道系統(tǒng)振動的原因很多，歸結(jié)起來大致分為:1)壓縮機自身的振動;2)氣流振動;3)共振。

2 防振措施

2.1 壓縮機自身的振動

要求壓縮機制造商應(yīng)保證出廠的壓縮機滿足API-618對脈沖和振動控制的要求［2］。

2.2 氣流振動

解決氣柱振動帶來的不利影響時，可以從以下兩方面入手:即壓力不均勻度的控制和共振的控制［1］。

從壓力不均勻度考慮:

壓力不均勻度是反應(yīng)介質(zhì)壓力上下波動程度的一個概念，它等于正常情況下管路內(nèi)出現(xiàn)的最高峰值壓力與最低峰值壓力的差，然后被平均壓力相除所得的百分比。

δ—壓力不均勻度，%;

P—管道內(nèi)平均壓力(絕壓)，MPa;

Pmax—管道內(nèi)的最高峰值壓力(絕壓)，MPa;

Pmin—管道內(nèi)的最低峰值壓力(絕壓)，MPa。

由概念知:壓力不均勻度反應(yīng)了管道內(nèi)壓力波動的程度，壓力波動的越大，管道內(nèi)工況越劇烈，就會給機器本身、管道、管道支撐件等帶來一系列不利影響。壓力的波動反應(yīng)在氣柱的振動上，氣柱的振動增大，會導(dǎo)致由氣柱產(chǎn)生的激振力增加;同時壓力不均勻度還會降低氣閥使用的可靠性，縮短氣閥的使用壽命;它可能破壞安全閥的嚴密性，影響安全閥的性能等。因此工程上都將壓力不均勻度控制的某一個值一下，該值可由下式確定:

［δ］≤1.9p1/3×100%［2］

式中［δ］--管道內(nèi)許用的壓力不均勻度，%;

P—管道內(nèi)的平均壓力(絕壓)，MPa。

一般情況下，當(dāng)設(shè)計壓力P為0.35～20.7MPa時，其壓力不均勻度可以按照下式計算:

式中D—管道內(nèi)徑，mm;

其中Y1為每周內(nèi)壓縮機的排氣次數(shù)。對單作用缸Y1=1，雙作用缸Y2=2;Y2為激發(fā)主頻率的介次。Y2分別等于1，2，3……;n為壓縮機的主軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)/分。

從上式中不難看出，影響管道內(nèi)介質(zhì)壓力不均勻度的因素有管道的內(nèi)徑D，平均壓力P和氣柱振動的激發(fā)主頻率ω，增加P、D和ω都可以達到降低壓力不均勻度的目的。增加激振主頻率，即增加壓縮機主軸轉(zhuǎn)速，將會引起一系列設(shè)計參數(shù)的改變，同時會帶來其他一些不利影響，因此一般不采用增加壓縮機主軸轉(zhuǎn)速和的辦法來減少壓力不均勻度。而管道內(nèi)的平均壓力P是生產(chǎn)裝置的工藝操作參數(shù)，它取決于工藝操作要求，也不宜改變，但可以通過局部瞬間高壓來降低壓力不均勻度，例如:壓縮機出口設(shè)置孔板等來實現(xiàn)。應(yīng)該注意的是，設(shè)置孔板也有不利的一面，即它會造成氣體壓力的損失。

另外增加管道的直徑也可以達到降低壓力不均勻度的目的。但大幅度增加壓縮機出入口管道的直徑單從增加投資成本來說是不科學(xué)的，另外增加管道直徑還將帶來一系列其他問題，例如:相應(yīng)的機器和設(shè)備管嘴也需要跟著增大;由于管道直徑的增大，熱膨脹產(chǎn)生的管道靜應(yīng)力也會增大，也就是說對機器、設(shè)備和支吊架的推力增大等等。工程上通常采取管道系統(tǒng)局部擴徑的辦法來減小壓力的不均勻度，具體的做法是在靠近壓縮機吸氣和排氣口處設(shè)置緩沖罐。來降低氣體壓力的高峰值和低峰值的作用，從而達到減小壓力不均勻度的目的。

設(shè)置緩沖罐應(yīng)注意的問題［2］:

a.緩沖罐應(yīng)盡量靠近氣缸設(shè)置。越靠近氣缸，不能得到緩沖的管道就越短;

b.緩沖罐要有合適的體積。若偏小，對壓力不均勻度影響較小，也就是說對緩解壓縮機進出口管道振動較小，不足以減小到安全范圍內(nèi);若偏大，首先從經(jīng)濟上考慮有點浪費，另外給緩沖罐的安裝、支撐和制造增加了困難。工程上，一般情況下緩沖罐的緩沖容積應(yīng)大于壓縮機行程容積的10倍且不應(yīng)小于0.028m3。API618標準給出的緩沖罐容積的計算公式如下［1］:

ω—管道內(nèi)氣柱振動的激發(fā)主頻率，Hz;

式中Vs—表示入口緩沖罐的最小容積，m3;

Vd—表示出口緩沖罐的最小容積，m3;

K—絕熱指數(shù);

Ts—入口側(cè)氣體絕熱溫度，K;

M—氣體分子量;

V—壓縮機氣缸每轉(zhuǎn)排(吸)氣體的總凈容積，m3;

R—氣缸的級壓比。

2.3 共振

當(dāng)氣柱的固有頻率接近或等于激振頻率時就會產(chǎn)生共振，由于共振引起的振幅較大，使得它作用于管道的力劇增，從而導(dǎo)致管道元件的破壞，因此工程設(shè)計中必須避開氣柱共振。

在管道防振設(shè)計中，我們可以根據(jù)管內(nèi)介質(zhì)和激振頻率計算可能發(fā)生氣柱共振的管道長度，管道布置時避開0.8～1.2倍共振管長，或者用caesarII軟件模擬，讓前3階頻率落在管道激振頻率的0.8～1.2倍外。影響氣柱固有頻率的因素有:介質(zhì)、緩沖器的大小和位置、管道直徑的大小、管系的分支、直管段長度、管段端點狀態(tài)等，改變這些條件即可改變氣柱的固有頻率。

3 管道設(shè)計中應(yīng)注意的問題

3.1 管道布置

1)盡可能沿地面或降低管道高度敷設(shè)，有利于管道支撐，當(dāng)發(fā)生振動是，易進一步設(shè)置支架和采取防振措施。

2)壓縮機進出口管道盡可能減少彎頭數(shù)量，盡量采用長半斤彎頭，縮短管道長度，從而減小氣柱激振力。

3.2 管道支吊架的設(shè)計原則

1)在滿足設(shè)備管口和管道自身柔性要求的情況下，盡可能增大管系的剛度，可以通過增加管架數(shù)量，加大管架自身剛度［3］等方法來實現(xiàn)。

2)活塞式壓縮機的支架最好采用防振管卡或固定支架，不能采用簡單的托架和吊架。

3)管架基礎(chǔ)應(yīng)單獨設(shè)置，避免機器自身的振動影響甚至增大管道的振動;避免管道支架基礎(chǔ)與其他基礎(chǔ)相連，防止管道與廠房產(chǎn)生共振。

4)管道在支架上的固定應(yīng)盡量采用防振支架。管卡應(yīng)采用扁鋼，不宜采用圓鋼，并且在管卡與管道之間應(yīng)加石棉墊或聚四氟乙烯墊片。如果采用帶管托的防振管卡，不能簡單放置在支架和地面上，其根部應(yīng)固定好。

5)管道支架之間的間距和位置，應(yīng)通過計算管系的固有頻率，來最終確定。

6)在壓縮機出口附近位置的管道上首先加固定支架，盡可能減小管系對設(shè)備管口的影響。

3.3 應(yīng)力分析

往復(fù)式壓縮機進出口管道應(yīng)盡量采用專利或根據(jù)工程實例來設(shè)計，否則應(yīng)進行應(yīng)力分析。多臺機器并聯(lián)時，應(yīng)根據(jù)實際情況，對多種工況分析。

4 結(jié)束語

管道振動是在往復(fù)式壓縮機運行中經(jīng)常遇到的問題，引起壓縮機進出口管道振動的原因比較復(fù)雜，管道設(shè)計時要盡量控制管系固有頻率和共振管長，避免共振的發(fā)生，根據(jù)管系固有頻率來確定管架位置及型式、管道走向，合理增大管道直徑和緩沖罐的容積，綜合可能發(fā)生振動的原因，盡可能減小振動，使之在合理的范圍內(nèi)。

［1］岳進才.壓力管道技術(shù)(第二版)中國石化出版社，2006.

［2］唐永進.壓力管道應(yīng)力分析(第二版)中國石化出版社，2010.

［3］國家質(zhì)量監(jiān)督檢驗檢疫總局特種設(shè)備安全監(jiān)察局.全國壓力管道設(shè)計審批人員培訓(xùn)教材(第二版).中國石化出版社，2013