趙 穎，劉文智，尚貴公，鄧 國，馮健美，彭學院

（1. 西安交通大學 能源與動力工程學院，陜西 西安 710049；2. 中國石油 大慶石化分公司，黑龍江 大慶 163714）

某化工企業(yè)螺桿壓縮機排氣管路振動原因的分析及改造

趙 穎1，劉文智2，尚貴公2，鄧 國2，馮健美1，彭學院1

（1. 西安交通大學 能源與動力工程學院，陜西 西安 710049；2. 中國石油 大慶石化分公司，黑龍江 大慶 163714）

針對某化工企業(yè)螺桿壓縮機排氣管路振動的問題，對原排氣管路進行了氣流脈動和管 路振動分析，結合現場管路振動實測數據，找到管路振動的主要原因并提出相應的改造措施。通過增加脈動衰減器，改變排氣管路、回流管路和儀表支管的布置，增加支撐結構，加固熱電偶支管等措施對管路系統進行改造。改造后排氣管路內各點的壓力不均勻度均在API 619的允許范圍內，最大壓力不均勻度由15.50%降至1.53%；排氣管路系統整體的一階固有頻率由0.90 Hz升至1.67 Hz，高階固有頻率避開壓縮機激發(fā)頻率的±10%；熱電偶支管的一階固有頻率由207.41 Hz提高到280.68 Hz，避免了低階結構共振。改造后的管路在現場運行時，最大振幅由0.070 mm降至0.017 mm，降幅達76%，最大振動速度由38.8 mm/s降至10.6 mm/s，降幅達73%，證明了改造措施的有效性。

螺桿壓縮機；排氣管路；氣流脈動；管路振動

壓縮機作為增壓和輸送氣體的核心設備廣泛應用于石油和化工領域。管路振動威脅著壓縮機系統的可靠性與經濟性，而氣流脈動是管路振動的重要激發(fā)源。因此，對氣流脈動和管路振動的準確模擬與有效控制是研究壓縮機系統可靠性的重要課題。

對壓縮機系統氣流脈動和管路振動問題的研究始于20世紀50年代，主要分為理論分析和控制技術兩方面。Kinsler等［1］提出采用一維波動理論建立管內氣流脈動的聲學模型；Sakai等［2-3］采用轉移矩陣法對復雜管系內的氣柱固有頻率進行了求解；Benson等［4］提出了利用一維非等熵流動理論模擬管路系統中的氣流脈動；Soedel等［5-7］通過理論計算與實驗驗證相結合的方法對脈動衰減器、孔板、亥姆赫茲共鳴器及穿孔管等脈動消減裝置的聲學性能進行了研究；陳玲莉等［8］提出了優(yōu)化管路支承剛度的數學模型；Liang等［9-12］通過脈動、振動分析解決了壓縮機管路系統的振動問題。這些研究為解決眾多工程實際問題提供了良好的理論和實踐基礎。但在建立完善和高效的脈動、振動理論模型及開發(fā)新型的脈動、振動控制技術等方面還需進行深入研究。

本工作針對某化工企業(yè)螺桿壓縮機排氣管路振動問題，對原管路進行了氣流脈動和管路振動分析，找出管路振動的原因并提出相應的改造措施；通過對改造前后管路脈動及振動特性的對比，從理論上驗證了改造措施的合理性；通過改造前后現場實測振動幅值和振動速度的對比，證明了改造措施的有效性。

1 現場振動情況簡介

某化工企業(yè)工藝流程中的循環(huán)氣壓縮機為干式螺桿壓縮機，陰陽螺桿4：6齒，壓縮工質為丁二烯，額定運行工況見表1。由于丁二烯在高溫下會發(fā)生聚合反應，不僅造成物料損耗，影響正常生產，還可能引發(fā)容器破裂或爆炸等嚴重安全事故［13］。因此，對壓縮機排氣溫度和壓力的監(jiān)測非常重要。

表1 螺桿壓縮機的額定運行工況Table 1 Rated operating conditions of the screw compressor

該機組運行時排氣管路振動較大，排氣消音器后第一個彎頭處的振動速度高達38.8 mm/s，振幅為0.07 mm。排氣主管路上安裝溫度和壓力測量儀表的小支管振動劇烈，某些熱電偶支管根部振裂，支管與支管座的焊縫開裂，導致機組非計劃停車?，F場熱電偶支管損壞情況見圖1。雖曾采取將出口管線第一個彎頭前的彈性支承改為固定導向支撐，但排氣管路的振動仍較大，嚴重影響系統的安全可靠運行。

圖1 現場熱電偶支管損壞情況Fig.1 Damage of the thermocouple branches.

2 管路系統振動的原因分析

壓縮機管路系統中存在兩個振動系統：機械振動系統和氣柱振動系統［14］。壓縮機管路系統本身是一個具有一定質量、剛度和阻尼的振動系統。管路內的氣體就像可以壓縮、膨脹的氣柱，也是一個具有連續(xù)質量的彈性振動系統，而壓縮機周期性吸排氣就是氣柱振動的激發(fā)源，導致管路系統內的壓力脈動，在彎管、閥門等處產生不平衡的脈動激振力，進而激發(fā)管路振動。管路內氣體發(fā)生氣柱共振，管路發(fā)生結構共振，壓縮機自身動平衡性能差、安裝不對中、基礎和支承結構設計不當等都會引起管路振動［15］。因此，對原管路系統進行脈動和振動分析，結合現場實測振動數據，找出管路振動的主要原因，對于管路振動的控制和消減至關重要。

2.1 氣流脈動分析

美國石油學會的API 619標準［16］中對石油化工用螺桿壓縮機中氣流脈動最大幅值進行了規(guī)定。將管路內的壓力不均勻度及脈動激振力控制在允許范圍內是降低壓縮機系統管路振動的有效措施。氣流脈動分析基于平面波動理論，采用轉移矩陣法，對管路氣柱固有頻率、管路內壓力脈動水平及脈動激振力進行計算。

以脈動氣流微元體為研究對象，將連續(xù)方程、動量方程及等熵過程方程聯立，得到忽略氣體平均速度的平面波動方程，見式（1）：

式中，pt為管內氣體的脈動壓力，Pa；a為音速，m/s；t為時間，s；x為位移，m。

采用分離變量法得出平面波動方程的通解，結合管路單元的定解條件，得到該單元兩端節(jié)點脈動參數的傳遞關系，即轉移矩陣（Mij），見式（2）：

式中，i和j分別為單元的起始和終止節(jié)點的編號；ρ0為氣體的平均密度，kg/m3；ω為角頻率，rad/s；l為長度，m。

將實際的壓縮機復雜管系轉化為由等截面直管、異徑管、容器、分支或匯流管、閥門或孔板等典型單元組成的離散聲學模型，可得到管路系統總的轉移矩陣，見式（3）：

式中，p1和pn分別為管路系統起始和終止節(jié)點的脈動壓力幅值，Pa；u1和un分別為管路系統起始和終止節(jié)點的脈動速度幅值，m/s。

根據管路系統的邊界條件，可以求出管路系統的氣柱固有頻率及任意節(jié)點的壓力脈動。進一步可得到各節(jié)點的壓力不均勻度和脈動激振力。第i個節(jié)點的壓力不均勻度（δi）按式（4）計算：

式中，（pit）max和（pit）min分別為第i個節(jié)點脈動壓力的最大值和最小值， Pa。

對該螺桿壓縮機的排氣管路和回流管路進行建模及分析。該排氣管路系統的脈動分析模型包括84個單元，69個節(jié)點。氣流脈動分析模型見圖2。其中，節(jié)點1，4，7，9為螺桿壓縮機的齒間容積邊界條件，節(jié)點45為無反射邊界條件，節(jié)點46～58為溫度、壓力測量儀表支管。

圖2 原管路氣流脈動分析模型Fig.2 Acoustic model of the original piping.The compressor boundary conditions were applied to nodes 1，4，7 and 9；the non-refecting boundary condition was applied to node 45，and the boundary conditions of thermocouple and pressure gauge branches were applied to nodes 46-58.

脈動分析結果表明，正常工況下，排氣管路上絕大部分節(jié)點處的壓力不均勻度超過了API 619允許值（2%），管路上最大壓力不均勻度位于節(jié)點53壓力表支管處，為15.50%。因此，需采取適當措施降低排氣管路系統的脈動水平。

2.2 管路振動分析

結構共振也是壓縮機系統管路振動的主要原因之一。對管路系統進行模態(tài)分析和諧響應分析，求取管路系統的固有頻率和振型，并計算管路系統在脈動激振力及壓縮機本體不平衡力和力矩作用下的動態(tài)響應，是預測管路實際振動情況和評價管路可靠性的重要方法。

管路振動分析基于振動理論，采用有限元方法，將連續(xù)的、具有無限自由度的管路結構轉化為離散的、有限自由度的振動系統，其動力學微分方程見式（5）：

式中，［M］，［C］，［K］分別為質量、阻尼和剛度矩陣；，，{x}，{p}分別為加速度、速度、位移和載荷向量。

典型的無阻尼模態(tài)分析求解的基本方程見式（6）：

式中，ωi為第i階模態(tài)的固有頻率，rad/s；{Φi}為第i階模態(tài)的陣型向量，在有限元分析軟件中可以采用Lanczos法和子空間法進行求解。有限元分析軟件中的振動響應分析通常采用模態(tài)疊加法和完全法等方法來計算結構對簡諧激振力的穩(wěn)態(tài)響應，故也稱為諧響應分析。

根據現場振動情況，排氣主管路及溫度、壓力測量儀表支管路處的振動均較大。為找出振動原因，分別對排氣主管及發(fā)生斷裂的熱電偶支管進行振動模態(tài)和響應分析。

2.2.1 排氣管路系統整體振動分析

首先對該螺桿壓縮機排氣管路系統進行建模及振動分析。儀表支管的質量遠小于排氣主管路，對排氣管路系統整體振動特性的影響很小。因此，在整體振動分析模型中對儀表支管不作考慮。

管路振動模態(tài)分析結果表明，原排氣管路系統的一階固有頻率僅為0.90 Hz，管路整體剛性較差，很易引起振動。固有頻率為198.80 Hz（接近壓縮機激發(fā)頻率196.67 Hz）時的主振型見圖3。由圖3可見，排氣管路沒有足夠的支撐，剛性較差，易產生振動。

圖3 固有頻率為198.8 Hz時的主振型Fig.3 Vibration mode shape at the natural frequency of 198.8 Hz.

將脈動分析得到的激振力施加到管路振動模型上。通過諧響應分析，得到壓縮機激發(fā)頻率（196.67 Hz）下管路各處的振動幅值、振動速度及應力。圖4為管路中3個位置處沿Y方向的振動速度計算值與實測值的對比。由圖4可見，計算值與實測值的誤差在允許范圍內，驗證了振動分析模型和由脈動分析得到的激振力的可靠性，從而間接驗證了脈動分析模型的可靠性。

2.2.2 熱電偶支管振動分析

熱電偶支管等小管徑附件的失效在壓縮機系統中也非常普遍。主管路振動過大，會導致小管徑附件的疲勞破壞。移除不必要的小管徑附件，減少小管徑附件上的懸臂或無支撐質量，將小管徑附件安裝到主管路上振動較小的部位是小管徑附件的設計準則［17］。使小管徑附件的結構固有頻率遠離主管路振動激發(fā)頻率是避免小管徑附件失效的有效措施。

圖4 振動速度的計算值與實測值的對比Fig.4 Comparison between calculated and measured values of vibration velocity.Vcal：calculated valves；Vmea：measured values；RE：relative error.

對熱電偶支管、法蘭及部分主管路建立有限元分析模型。模態(tài)分析結果表明，熱電偶支管的一階固有頻率為207.41 Hz，在壓縮機激發(fā)頻率的±10%范圍內，會發(fā)生一階結構共振。諧響應分析結果表明，激發(fā)頻率為196.67 Hz時，在熱電偶支管根部與支管座焊接處，與主管路軸線方向約為45°角的位置應力響應最大，為44.40 MPa，容易引起支管根部疲勞斷裂。

3 管路系統改造措施

3.1 氣流脈動消減措施

由氣流脈動分析可知，原排氣管路大部分位置的壓力不均勻度超過API 619的允許值，會產生較大激振力，激發(fā)管路振動。增加緩沖罐和分離罐等容器的體積、在容器內部增設孔板、在管路上設置脈動衰減器等是降低壓力脈動的有效措施［18］。兩種脈動消減方案見圖5。

為了降低排氣管路整體的脈動水平，提出第一種改造方案：新增脈動衰減器，見圖5（a）。將排氣管路上原排氣消音器后1 650 mm短接替換為同長度的外徑為800 mm、內部設有穿孔管和消聲材料的脈動衰減器。脈動分析結果表明，新增脈動衰減器后，消音器出口管線的脈動水平明顯減小，主管線各節(jié)點的脈動水平基本滿足規(guī)范要求，但某些儀表支管處的脈動水平仍超出允許值。

為進一步降低儀表支管處的脈動幅值和激振力，采取第二種改造方案：新增脈動衰減器、調整主管路、回流管路和儀表支管的布置，見圖5（b）。在方案一的基礎上，將排氣主管路第一個彎頭后的水平管段延長4 000 mm，將回流管線移到第二個彎頭后1 000 mm處，并對儀表支管的布置進行調整。改造后，所有節(jié)點的脈動幅值均在允許范圍內。

圖5 兩種脈動消減方案Fig.5 Comparison of two pulsation eliminating schemes.

3.2 管路振動控制措施

由管路振動分析可知，原管路沒有足夠的支撐，整體剛性較差；熱電偶支管的一階固有頻率接近壓縮機激發(fā)頻率，會發(fā)生一階結構共振；在激發(fā)頻率下，熱電偶支管座與支管根部焊接處應力較大，熱電偶支管根部易發(fā)生疲勞斷裂。新增管路支撐的具體位置見圖6。熱電偶支管的加固方式見圖7。

圖6 新增管路支撐的具體位置Fig.6 Specifc locations of new pipe supports

圖7 熱電偶支管的加固方式Fig.7 Strengthening mode of the thermocouple branches.

結合現場空間、安裝布置等因素對排氣管路系統提出如下改造措施。（1）在圖6所示的各個節(jié)點處增設管路支撐：新增脈動衰減器質量約為2 t，故在其底部（節(jié)點 2022）增加兩個可變彈簧支撐；新增消音器出口的第一和第二個彎頭處會產生沿X方向的激振力，為了提高主管路在X方向的剛度，將第一個彎頭前（節(jié)點50）穩(wěn)定性較差的臨時支撐改為導向支撐；新增消音器出口的第一個彎頭后的直管段上安裝有溫度和壓力測量儀表支管，為降低儀表支管所在主管段的振動，在節(jié)點200和節(jié)點20260增加導向支撐；在主管路與回流管路相連的三通處會產生沿Y方向的脈動激振力，為了提高主管路在Y方向的剛度，在節(jié)點250增加承重支撐；為了提高回流管線的剛度，在回流管線的豎直管段上（節(jié)點565）增加導向支撐；為了提高主管路的剛度，在消音器出口主管路的第四個彎頭后（節(jié)點442）增加導向支撐。（2）加固熱電偶支管：為了提高熱電偶支管的剛度，避開一階共振，在熱電偶支管與支管座之間增設加強筋。

4 改造前后對比分析

4.1 氣流脈動

改造前后消音器出口管線各節(jié)點的壓力不均勻度見圖8。由圖8可見，采用上述脈動消減措施后，正常運行工況下，排氣管路各節(jié)點的壓力不均勻度的計算值均在API 619允許的范圍內；最大壓力不均勻度為1.53%，發(fā)生在熱電偶支管上。

4.2 管路振動

改造后排氣管路系統整體剛度增加，最低階固有頻率由0.90 Hz提高至1.67 Hz，高階固有頻率避開壓縮機激發(fā)頻率的±10%，不會發(fā)生整體結構共振。

圖8 改造前后各節(jié)點的壓力不均勻度Fig.8 Comparison of the pressure unevenness before and after the modifcations.▲ Before the modifcations；● After the modifcations；▼ Allowable value

改造后熱電偶支管處的剛度增加，一階固有頻率提高為280.68 Hz，遠離激發(fā)頻率，不會發(fā)生低階結構共振。激發(fā)頻率為196.67 Hz時，在垂直于主管路軸線方向設置的加強筋頂端與熱電偶支管焊接處，應力響應最大，為2.64 MPa，熱電偶支管的疲勞壽命提高。

4.3 實測結果

按照上述改造措施，改造后現場管路布置見圖9，改造前后現場測試數據見表2。由表2可見，改造后的管路在現場運行時，最大振幅由0.070 mm降至0.017 mm，降幅達76%；最大振動速度由38.8 mm/s降至10.6 mm/s，降幅達73%，排氣管路所有測點的振動均滿足API 619的要求，保證了整個系統的安全可靠運行。

圖9 改造后現場管路布置Fig.9 Field piping layout after the modifcations.

表2 改造前后現場測試數據對比Table 2 Comparison of the feld test data before and after the modifcations

5 結論

1）針對某化工企業(yè)螺桿壓縮機排氣管路振動問題，對排氣管路系統進行了氣流脈動和管路振動分析，結合現場振動情況，找出了管路振動的主要原因。

2）通過增加脈動衰減器，改變排氣管路、回流管路和儀表管線的布置，增加合理的支撐以及加固熱電偶支管等改造措施，排氣管路的振動得到明顯改善。改造后排氣管路內各點的壓力不均勻度均在API 619的允許范圍內，最大壓力不均勻度由15.50%降至1.53%；排氣管路系統整體的一階固有頻率由0.90 Hz升至1.67 Hz，高階固有頻率避開壓縮機激發(fā)頻率的±10%；熱電偶支管的一階固有頻率由207.41 Hz提高到280.68 Hz，避免了低階結構共振。

3）改造后的管路在現場運行時，最大振幅由0.070 mm降至0.017 mm，降幅達76%，最大振動速度由38.8 mm/s降至10.6 mm/s，降幅達73%，證明了改造措施的有效性。

符 號 說 明

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（編輯 王 馨）

日本東北電力公司采用再生能源制備氫氣

日經技術在線（日），2016 - 04 - 04

近日，日本東北電力公司宣布，公司為擴大可再生能源的使用，將研究氫氣制備技術。公司將利用太陽能發(fā)電產生的電力制備并儲存氫氣，目的是為了驗證氫氣的儲存能否和蓄電池一樣作為應對輸出功率變動時的一項措施。

目前，在擴大再生能源使用方面，如何應對氣象變化造成的輸出功率變動成為一大課題。此前公司一直致力于用蓄電池技術解決輸出功率變動問題，此次進行的氫氣制備研究的目的就是希望獲得與蓄電池相同的效果。公司將在仙臺的研發(fā)中心建設新的太陽能發(fā)電裝置及氫氣制備裝置。生產工藝是利用太陽能發(fā)電產生的電力來電解水，由此制備氫氣并儲存氫氣。然后再用儲存的氫氣作為燃料來發(fā)電，為研究中心提供電力。

公司預定從2016年4月開始進行研究中心系統的詳細設計，從2017年3月起開始氫氣制備等技術的研究。從節(jié)能、提高能源安全性及降低環(huán)境負荷等方面看，今后氫能源有望成為重要的能源來源。公司希望通過研究可以獲得與氫能源有關的知識和經驗。

Analysis and control of discharge piping vibration of a screw compressor used in a chemical plant

Zhao Ying1，Liu Wenzhi2，Shang Guigong2，Deng Guo2，Feng Jianmei1，Peng Xueyuan1
（1. School of Energy and Power Engineering，Xi’an Jiaotong University，Xi’an Shaanxi 710049，China；2. Daqing Petrochemical Company，China National Petroleum Corporation，Daqing Heilongjiang 163714，China）

The abnormal vibration of a screw compressor discharge piping had caused the fatigue failure of some thermocouple branches and the unplanned shut down of the system. The causes of the vibration were investigated through acoustic simulation and mechanical analysis of the discharge piping，together with f eld measurement. It was found that the excessive pulsation，low stif ness and the f rstorder structure resonance occurred on the thermocouple branches were the key factors inducing the vibration. Based on the analysis results，reasonable vibration elimination treatments were taken by adding a pulsation attenuator and some pipe supports，changing the arrangement of the discharge piping and reinforcing the thermocouple branches. After the modif cations，the pressure unevenness all over the discharge piping could meet the requirements of API 619 and the maximum pressure unevenness dropped from 15.50% to 1.53%；the f rst order natural frequency of the discharge piping increased from 0.90 Hz to 1.67 Hz and the high order natural frequency was away from ±10% of the compressor excitation frequency；the first order natural frequency of the thermocouple branches increased from 207.41 Hz to 280.68 Hz and the low order resonance was avoided；the maximum vibration amplitude of the discharge piping dropped from 0.070 mm to 0.017 mm and dropped by 76%；the maximum vibration velocity decreased from 38.8 mm/s to 10.6 mm/s and dropped by 73%. It was indicated that the modif cations were ef ective.

screw compressor；discharge piping；gas pulsation；piping vibration

1000 - 8144（2016）08 - 0994 - 07

TQ 055.81

A

10.3969/j.issn.1000-8144.2016.08.018

2016 - 01 - 20；［修改稿日期］2016 - 05 - 27。

趙穎（1993—），女，山西省呂梁市人，博士生，電話 18706704461，電郵 zy18706704461@stu.xjtu.edu.cn。聯系人：馮健美，電話 18629689395，電郵 jmfeng@mail.xjtu.edu.cn。