季龍慶，程強(qiáng)，劉洪佳，曾兆強(qiáng)

（中海油石化工程有限公司，濟(jì)南 250101）

往復(fù)式壓縮機(jī)在石油化工、天然氣等行業(yè)被廣泛用于氣體的加壓操作，操作過程中壓縮機(jī)氣缸交替吸排氣造成壓縮機(jī)管路內(nèi)產(chǎn)生較大的氣流脈動[1-2]。氣流脈動會降低壓縮機(jī)性能，進(jìn)一步會造成管道振動而引發(fā)疲勞破壞和破裂，因此美國石油協(xié)會發(fā)布的API 618 標(biāo)準(zhǔn)《石油化工和天然氣工業(yè)用往復(fù)式壓縮機(jī)》對往復(fù)式壓縮機(jī)氣流脈動準(zhǔn)則和管道振動準(zhǔn)則進(jìn)行了嚴(yán)格的限定[3-4]。針對某石化項(xiàng)目中往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路，本文采用API 618 標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的方法進(jìn)行振動分析，首先采用Bentley PULS 軟件對排氣管路進(jìn)行聲學(xué)模擬并計(jì)算管路內(nèi)的壓力脈動幅值和聲學(xué)激振力，然后采用AutoPipe 軟件計(jì)算排氣管路在聲學(xué)激振力作用下的動態(tài)響應(yīng)，并依據(jù)API 618 規(guī)定的管道振動準(zhǔn)則評估排氣管路的振動風(fēng)險(xiǎn)。

1 壓縮機(jī)排氣管路

往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路系統(tǒng)如圖1 所示。

含烴混合氣體經(jīng)雙缸雙作用壓縮機(jī)加壓后由P-1001 進(jìn)入緩沖罐，然后經(jīng)P-1002 管線進(jìn)入冷卻器和冷凝器兩級換熱去往下游裝置。V-1005 管線和V-1006 管線對系統(tǒng)進(jìn)行超壓保護(hù)，V-1007 管線去往高壓火炬系統(tǒng)，V-1008 管線用于緊急情況下手動放空排入大氣。操作狀況下閥門GV-06、GV-07 和安全閥PSV-1001 保持關(guān)閉，其余閥門保持開啟。使用AutoPipe 軟件建立往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路模型，如圖2 所示。

圖1 往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路系統(tǒng)Fig.1 Discharge pipeline system of reciprocating compressor

圖2 排氣管路AutoPipe 模型Fig.2 AutoPipe model of discharge pipeline

排氣管路中設(shè)置的支架包括滑動支架、導(dǎo)向支架、限位支架和固定支架，支架對排氣管路進(jìn)行支撐并提供必要的約束以對管道振動進(jìn)行控制。支架剛度對振動計(jì)算有重要影響。緩沖罐處于脈動核心區(qū)域，因此緩沖罐附近的支架剛度通過建立型鋼模型進(jìn)行模擬。遠(yuǎn)離脈動核心區(qū)域的支架生根于結(jié)構(gòu)框架，支架設(shè)為純剛性支架。

2 聲學(xué)模擬

2.1 聲學(xué)模型

對往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路進(jìn)行振動分析前需進(jìn)行聲學(xué)模擬，以計(jì)算管道內(nèi)的壓力脈動幅值和聲學(xué)激振力。由于GV-06、GV-07 和PSV-1001 閥門操作工況處于關(guān)閉狀態(tài)，截取閥門前管道，閥門邊界設(shè)置為聲學(xué)閉口（節(jié)點(diǎn)1、62、64）。建立往復(fù)式壓縮機(jī)、緩沖罐、冷卻器和冷凝器等設(shè)備的聲學(xué)模型，壓縮機(jī)排氣口邊界設(shè)置為壓縮機(jī)邊界（節(jié)點(diǎn)81、83、87、90），設(shè)備盲端邊界設(shè)置為聲學(xué)閉口（節(jié)點(diǎn)35、45、49、55、70、91）。冷凝器出口遠(yuǎn)離脈動核心區(qū)域且出口管道可近似為無限長管道，邊界設(shè)置為無反射端（節(jié)點(diǎn)56）。使用Bentley PULS 軟件建立往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路聲學(xué)模型，如圖3 所示。

圖3 排氣管路聲學(xué)模型Fig.3 Acoustic model of discharge pipeline

各類型聲學(xué)邊界處理方式為：

（1）聲學(xué)閉口：脈動質(zhì)量為0；

（2）壓縮機(jī)邊界：脈動質(zhì)量為壓縮機(jī)的排出脈動質(zhì)量；

（3）無反射端：反射波脈動壓力為0。

2.2 計(jì)算數(shù)據(jù)

氣體數(shù)據(jù)如表1 所示。

表1 氣體數(shù)據(jù)Table 1 Gas data

往復(fù)式壓縮機(jī)操作參數(shù)如表2 所示。

往復(fù)式壓縮機(jī)基礎(chǔ)數(shù)據(jù)如表3 所示。

壓縮機(jī)的主激發(fā)頻率f0按式（1）計(jì)算：

式中r——壓縮機(jī)的主軸轉(zhuǎn)速，r/min；

n——每周期內(nèi)壓縮機(jī)的排氣次數(shù)。

表2 往復(fù)式壓縮機(jī)操作參數(shù)Table 2 Operating conditions of reciprocating compressor

對曲柄錯(cuò)角為180°的雙缸雙作用壓縮機(jī)來說，n取2，因此該壓縮機(jī)的主激發(fā)頻率為14 Hz。

表3 往復(fù)式壓縮機(jī)基礎(chǔ)數(shù)據(jù)Table 3 Basic data of reciprocating compressor

2.3 壓力脈動分析

壓縮機(jī)排氣管路各節(jié)點(diǎn)前10 階激發(fā)頻率下，壓力不均勻度計(jì)算結(jié)果如圖4 所示。

圖4 壓力不均勻度計(jì)算結(jié)果Fig.4 Calculation results of pressure non-uniformity

根據(jù)壓力脈動計(jì)算結(jié)果，排氣管路中各節(jié)點(diǎn)最大壓力不均勻度計(jì)算值出現(xiàn)在14 Hz 和28 Hz，這也是往復(fù)式壓縮機(jī)的前兩階主激發(fā)頻率。緩沖罐前最大壓力不均勻度計(jì)算值出現(xiàn)在節(jié)點(diǎn)90，壓力不均勻度為12.13%。緩沖罐后最大壓力不均勻度計(jì)算值出現(xiàn)在節(jié)點(diǎn)62，壓力不均勻度為3.75%。

根據(jù)API 618 規(guī)定，緩沖罐前管路各階激發(fā)頻率下的壓力不均勻度δ不應(yīng)超過7%，緩沖罐后管路各階激發(fā)頻率下管道內(nèi)的壓力不均勻度δ不應(yīng)超過式（2）計(jì)算值：

前10 階激發(fā)頻率下，各節(jié)點(diǎn)壓力不均勻度計(jì)算值與許用值間的比值如圖5 所示。

從圖5 中可以看出，激發(fā)頻率為14 Hz 和28 Hz時(shí)，排氣管路很多節(jié)點(diǎn)的壓力不均勻度計(jì)算值超出了API 618 規(guī)范的要求，28 Hz 激發(fā)頻率下節(jié)點(diǎn)62 的壓力不均勻度計(jì)算值甚至達(dá)到了規(guī)范許用值的3.1 倍。

圖5 壓力不均勻度計(jì)算值/許用值Fig.5 Ratio of calculated value/allowable value of pressure non-uniformity

根據(jù)研究，在緩沖罐進(jìn)出口安裝孔板可使緩沖罐端不再具有反射條件，由此將管道內(nèi)的駐波改換成行波，有效降低管道內(nèi)壓力脈動的不均勻度[5]。因此在緩沖罐進(jìn)出口法蘭處增設(shè)孔板。孔板的安放位置和孔徑比β如圖6 所示。

圖6 緩沖罐進(jìn)出口孔板設(shè)置Fig.6 Settlement oforifices at the inlet and outlet nozzle of pulsation damper

增設(shè)孔板后，前10 階激發(fā)頻率各節(jié)點(diǎn)壓力不均勻度計(jì)算值與規(guī)范許用值間的比值如圖7 所示。

圖7 增設(shè)孔板后壓力不均勻度計(jì)算值/許用值Fig.7 Ratio of calculated value/allowable value of pressure non-uniformity with orifices

從圖7 可見，緩沖罐進(jìn)出口增設(shè)的孔板有效抑制了排氣管道內(nèi)的壓力脈動幅值，管路內(nèi)各節(jié)點(diǎn)在各階激發(fā)頻率下的壓力不均勻度計(jì)算值均低于API 618許用值。節(jié)點(diǎn)62 的壓力不均勻度計(jì)算值為規(guī)范許用值的0.75 倍，比前值降低約76%。

管道內(nèi)的壓力脈動會在排氣管路流向變化位置（彎頭、三通）和截面積變化位置（異徑管、孔板、盲板）產(chǎn)生激振力。根據(jù)壓力脈動結(jié)果導(dǎo)出排氣管路內(nèi)各節(jié)點(diǎn)的激振力數(shù)據(jù)，其中節(jié)點(diǎn)21～26 彎頭間管道在曲柄一個(gè)周期內(nèi)的激振力數(shù)據(jù)如圖8 所示。

圖8 節(jié)點(diǎn)21 ～ 26 激振力數(shù)據(jù)Fig.8 Shaking force data between node 21 ～ 26

3 振動分析

將聲學(xué)模擬得到的激振力數(shù)據(jù)導(dǎo)入AutoPipe 模型作諧振分析，計(jì)算排氣管路在激振力作用下的動態(tài)響應(yīng)。排氣管路各節(jié)點(diǎn)在激振力作用下的交變應(yīng)力、振動位移（峰-峰）和振動速度分別如圖9～11 所示。

交變應(yīng)力、振動位移（峰-峰）和振動速度的最大計(jì)算值與API 618 中規(guī)定的控制限值對照見表4。

從表4 可以看出，由于對管道內(nèi)的壓力不均勻度和聲學(xué)激振力進(jìn)行了控制，同時(shí)設(shè)置的支架對排氣管路提供了足夠的支撐和剛度，排氣管路中各節(jié)點(diǎn)的振動計(jì)算值均低于API 618 規(guī)定中的控制限值，往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路運(yùn)行過程中振動風(fēng)險(xiǎn)較低。

圖9 交變應(yīng)力計(jì)算結(jié)果Fig.9 Calculation results of cyclic stress

圖10 振動位移（峰-峰）計(jì)算結(jié)果Fig.10 Calculation results of dynamic displacement (pk-pk)

圖11 振動速度計(jì)算結(jié)果Fig.11 Calculation results of vibration velocity

表4 最大計(jì)算值與API 618 控制限值比較Table 4 Comparative table of maximum calculated value and control limit in API 618

4 結(jié)論

本文采用Bentley PULS 軟件和AutoPipe 軟件分別對雙缸雙作用往復(fù)式壓縮機(jī)排氣管路進(jìn)行了聲學(xué)模擬和振動分析，得出以下結(jié)論：

（1）前兩階激發(fā)頻率下排氣管路中的脈動壓力不均勻度最大。

（2）緩沖罐管口增設(shè)孔板可有效降低管路中的壓力不均勻度。

（3）控制壓力脈動不均勻度，同時(shí)對管路提供足夠的支撐和剛度，可有效降低管路的振動風(fēng)險(xiǎn)。