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[摘 要]压缩机管道在运输气体时，其气流脉动压力会在不同位置产生各异的激振力，进而导致管道受迫振动。本文对往复压缩机管线振动问题进行分析，并提出控制措施，以期做出理论贡献。
[关键词]往复压缩机；管线振动；振动分析；控制措施
中图分类号：T101 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2017）28-0033-01
石化企业通过往复压缩机来完成高压气体的传输工作，往复压缩机是石化企业不可或缺的大型设备，但其在日常运行中一般都存在振动问题。强烈的振动会使得管道疲劳破坏，进而导致高压气体泄漏，引发安全事故。所以，石化企业必须强化自身的防患意识，将安全隐患及时及时排除，保证生产的安全性。
一、基本理论
（一）一维非定常流动
气流在压缩机的管路中，其流度的平均值范围通常为10至25m/s，相较于声速，数值较小。由于在压缩机管路中存在换热和摩擦的问题，可以通过非定常流动守恒方程（一维）来表达管路中的气流脉动：
，其中k为气体绝热指数，q为对外交换的气体热量，Φ为气体摩擦力，ρ、u、为气体的压力、速度和密度。
（二）气柱固有频率
在复杂管系中，计算气柱固有频率一般会使用传递矩阵法，但其计算前提是传播长度有限、无阻尼且满足线性波动理论，所以可见其存在不足。而在管系节点间利用线性波动理论（含阻尼）建立频响函数，能够将缺陷弥补，并对气柱在复杂管系中的固有频率进行计算。管道的基本元件组成了复杂管系，其中元件可以分为两种，分别为集中阻力和至关元件，线性波动理论可以表达两者之间的脉动质量流量以及脉动压力：，其中直管元件，阻力元件，其中p1、p2分别为元件端点的脉动压力，ξ1、ξ2为元件端点脉动质量流量，Ks为元件刚度矩阵，R为阻尼系数，S为管路的横截面积，a为介质声速，ω为激振圆频率，ζ为局部损失系数，u0为介质的平均流速。这两种单元刚度矩阵就能够将任何复杂管系进行拼装，并根据矩阵Ks推算出矩阵方程：，本式中P为节点的压力值，E为节点流量幅值。刚度矩阵中的各个元素不仅相关于介质参数和管路参数，还相关于脉动流量（输入信号）的频率。在已知E值的前提下，不同的ω值能够得到各异的脉动压力值。若ω值与系统原有频率相等时，会引发较大的脉动压力（共振响应）输出，因此可以利用脉动压力的极值对应的频率来确定气柱的原有频率。
（三）机械结构振动的有限元
有限元的基本思想是通过多项式分段近似函数，利用有限元对结构振动进行分析，其本质是通过有限的离散系统（自由度）将无限连续系统替换。自动振动有限元方程为：，本式中[K]和[M]为管系的刚度和质量矩阵，{X（t）}为节点的位移矢量。对管道结构的频率进行计算的过程是一种广义的特征值问题，具有典型性，也就对代数方程，本式中ω就是振动的频率。在往复压缩机管道工程中，通常情况下仅要求几个最低的固有频率。所以，可以通过空间迭代法来对计算精度实现保证，与此同时还能够最大限度地缩短计算时间。在得到了振型和固有频率最低值后，就能够通过振型分析法来对管道指定位点的振动位移，进一步推算振动应力。若强制位移和气流脉动振力（周期性）的驱使下，能够将结构系统的振动激发，结构所受到的压迫振动有限元公式为：，本式中的[C]为阻尼矩阵，{N（t）}为节点的激振矢量，振型叠加法能够简捷地得出管道的动力响应值。
二、某压缩机振动控制实例分析
（一）实例情况
以某天然气站处理设备中的增压机组为例，其均为三级压缩、双作用，其转速设计数值为900r/min，转速对应的激发力基频为30赫兹，系统共振频率最大值为36赫兹，最小值为24赫兹。当机组处于运行状态时，风冷器的二、三排管线和排气管的三级管线会产生剧烈的振动，其振幅的最大值约为1800μm。振幅均高于美国协会的规定值。管桥的三级排气管路支撑在过大的振动能量的作用下，其固定螺栓会振断并发生脱落。基于上述情况，进行数值模拟和振动分析。
（二）计算分析
气柱固有特性：模拟发现管线气柱固有频率在单机运行时，其前三阶频率为13.27赫兹、21.36赫兹、60.35赫兹，当处于并机状态下时，其前三阶频率为6.22赫兹、8.98赫兹、10.82赫兹，各阶气柱频率均不处于共振频率范围。
气流脉动：通过计算发现，气流压力脉动值均不满足标准中要求的值，实际数值较高。
三、控制措施
通过上述计算分析可知，管系内其前三阶频率均不处于共振频率范围内，所以可排除共振导致管路系统振动。管系振动的原因主要为：①脉动值远超过标准中的允许值是使得管线严重振动的原因；②各级管线都处于同一管桥上，振动互相影响，尤其是细长结构的频率较低，且部分机械结构频率落入共振区中。因此，可以采取以下对策来对管路振动实现控制：①气流脉动消减：先将管径增大，将两块孔板分别安装在管段的进出口处，再在往复压缩机的洗涤罐出口出各安装一块孔板。经过数值模拟可知，管段中的大部分点位的脉动值都有显著的降低，基本都能够符合标准，只有个别点位的脉动值略高。②加大结构频率：将结构原有的支撑强化，并加装新的支撑，以防止结构出现共振以及加大支撑的刚度。经过模拟可知，在改造管路后，气柱固有频率在单机运行状态下的前三阶频率为36.04赫兹、61.2赫兹、82.34赫兹，在并机运行状态的频率为6.64赫兹、10.16赫兹、15.14赫兹，结构的频率最低值为36.5赫兹。气柱和結构的频率都在共振区外。
结语
压缩机管线振动问题在实行控制措施后，基本得到解决，提高了生产的安全性，将安全隐患及时排除，也为同类问题的解决提供了一定经验贡献。
参考文献
[1] 李永东，张文波，王相飞，等.往复压缩机管道振动分析与控制[J].压缩机技术，2012（3）.
[2] 张传鑫，张卫义，孙笠峰，等.往复压缩机管线振动分析及控制方法[J].新技术新工艺，2014（6）.
[3] 王莹，赵杰，刘录，等.基于一体化模型的往复式压缩机管线系统振动分析[J].流体机械，2015（11）.
[4] 王莹，赵杰，刘录，等.结合部等效参数在往复式压缩机管线振动分析中的应用[J].噪声与振动控制，2016（2）.
[关键词]往复压缩机；管线振动；振动分析；控制措施
中图分类号：T101 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2017）28-0033-01
石化企业通过往复压缩机来完成高压气体的传输工作，往复压缩机是石化企业不可或缺的大型设备，但其在日常运行中一般都存在振动问题。强烈的振动会使得管道疲劳破坏，进而导致高压气体泄漏，引发安全事故。所以，石化企业必须强化自身的防患意识，将安全隐患及时及时排除，保证生产的安全性。
一、基本理论
（一）一维非定常流动
气流在压缩机的管路中，其流度的平均值范围通常为10至25m/s，相较于声速，数值较小。由于在压缩机管路中存在换热和摩擦的问题，可以通过非定常流动守恒方程（一维）来表达管路中的气流脉动：
，其中k为气体绝热指数，q为对外交换的气体热量，Φ为气体摩擦力，ρ、u、为气体的压力、速度和密度。
（二）气柱固有频率
在复杂管系中，计算气柱固有频率一般会使用传递矩阵法，但其计算前提是传播长度有限、无阻尼且满足线性波动理论，所以可见其存在不足。而在管系节点间利用线性波动理论（含阻尼）建立频响函数，能够将缺陷弥补，并对气柱在复杂管系中的固有频率进行计算。管道的基本元件组成了复杂管系，其中元件可以分为两种，分别为集中阻力和至关元件，线性波动理论可以表达两者之间的脉动质量流量以及脉动压力：，其中直管元件，阻力元件，其中p1、p2分别为元件端点的脉动压力，ξ1、ξ2为元件端点脉动质量流量，Ks为元件刚度矩阵，R为阻尼系数，S为管路的横截面积，a为介质声速，ω为激振圆频率，ζ为局部损失系数，u0为介质的平均流速。这两种单元刚度矩阵就能够将任何复杂管系进行拼装，并根据矩阵Ks推算出矩阵方程：，本式中P为节点的压力值，E为节点流量幅值。刚度矩阵中的各个元素不仅相关于介质参数和管路参数，还相关于脉动流量（输入信号）的频率。在已知E值的前提下，不同的ω值能够得到各异的脉动压力值。若ω值与系统原有频率相等时，会引发较大的脉动压力（共振响应）输出，因此可以利用脉动压力的极值对应的频率来确定气柱的原有频率。
（三）机械结构振动的有限元
有限元的基本思想是通过多项式分段近似函数，利用有限元对结构振动进行分析，其本质是通过有限的离散系统（自由度）将无限连续系统替换。自动振动有限元方程为：，本式中[K]和[M]为管系的刚度和质量矩阵，{X（t）}为节点的位移矢量。对管道结构的频率进行计算的过程是一种广义的特征值问题，具有典型性，也就对代数方程，本式中ω就是振动的频率。在往复压缩机管道工程中，通常情况下仅要求几个最低的固有频率。所以，可以通过空间迭代法来对计算精度实现保证，与此同时还能够最大限度地缩短计算时间。在得到了振型和固有频率最低值后，就能够通过振型分析法来对管道指定位点的振动位移，进一步推算振动应力。若强制位移和气流脉动振力（周期性）的驱使下，能够将结构系统的振动激发，结构所受到的压迫振动有限元公式为：，本式中的[C]为阻尼矩阵，{N（t）}为节点的激振矢量，振型叠加法能够简捷地得出管道的动力响应值。
二、某压缩机振动控制实例分析
（一）实例情况
以某天然气站处理设备中的增压机组为例，其均为三级压缩、双作用，其转速设计数值为900r/min，转速对应的激发力基频为30赫兹，系统共振频率最大值为36赫兹，最小值为24赫兹。当机组处于运行状态时，风冷器的二、三排管线和排气管的三级管线会产生剧烈的振动，其振幅的最大值约为1800μm。振幅均高于美国协会的规定值。管桥的三级排气管路支撑在过大的振动能量的作用下，其固定螺栓会振断并发生脱落。基于上述情况，进行数值模拟和振动分析。
（二）计算分析
气柱固有特性：模拟发现管线气柱固有频率在单机运行时，其前三阶频率为13.27赫兹、21.36赫兹、60.35赫兹，当处于并机状态下时，其前三阶频率为6.22赫兹、8.98赫兹、10.82赫兹，各阶气柱频率均不处于共振频率范围。
气流脉动：通过计算发现，气流压力脉动值均不满足标准中要求的值，实际数值较高。
三、控制措施
通过上述计算分析可知，管系内其前三阶频率均不处于共振频率范围内，所以可排除共振导致管路系统振动。管系振动的原因主要为：①脉动值远超过标准中的允许值是使得管线严重振动的原因；②各级管线都处于同一管桥上，振动互相影响，尤其是细长结构的频率较低，且部分机械结构频率落入共振区中。因此，可以采取以下对策来对管路振动实现控制：①气流脉动消减：先将管径增大，将两块孔板分别安装在管段的进出口处，再在往复压缩机的洗涤罐出口出各安装一块孔板。经过数值模拟可知，管段中的大部分点位的脉动值都有显著的降低，基本都能够符合标准，只有个别点位的脉动值略高。②加大结构频率：将结构原有的支撑强化，并加装新的支撑，以防止结构出现共振以及加大支撑的刚度。经过模拟可知，在改造管路后，气柱固有频率在单机运行状态下的前三阶频率为36.04赫兹、61.2赫兹、82.34赫兹，在并机运行状态的频率为6.64赫兹、10.16赫兹、15.14赫兹，结构的频率最低值为36.5赫兹。气柱和結构的频率都在共振区外。
结语
压缩机管线振动问题在实行控制措施后，基本得到解决，提高了生产的安全性，将安全隐患及时排除，也为同类问题的解决提供了一定经验贡献。
参考文献
[1] 李永东，张文波，王相飞，等.往复压缩机管道振动分析与控制[J].压缩机技术，2012（3）.
[2] 张传鑫，张卫义，孙笠峰，等.往复压缩机管线振动分析及控制方法[J].新技术新工艺，2014（6）.
[3] 王莹，赵杰，刘录，等.基于一体化模型的往复式压缩机管线系统振动分析[J].流体机械，2015（11）.
[4] 王莹，赵杰，刘录，等.结合部等效参数在往复式压缩机管线振动分析中的应用[J].噪声与振动控制，2016（2）.