高寶華，雷淑雅，沈九兵，馮慧敏，秦志堅(jiān)

（1.上海斯可絡(luò)壓縮機(jī)有限公司，上海201504；2.江蘇科技大學(xué)，江蘇鎮(zhèn)江212003）

1 引言

往復(fù)壓縮機(jī)是石油、化工等工業(yè)生產(chǎn)過程不可或缺的核心設(shè)備，其間斷性的吸排氣過程會造成管道內(nèi)壓力周期性變化，產(chǎn)生氣流脈動。氣流脈動不但會降低壓縮機(jī)效率，產(chǎn)生噪聲，還會引起管道振動[1]，而管道振動是影響往復(fù)壓縮機(jī)穩(wěn)定可靠運(yùn)行的一主要因素。強(qiáng)烈的管道振動會引起管道與連接附件發(fā)生松動、容器管口法蘭連接處變形發(fā)生泄漏、管道支撐振動破壞等多方面的危害[2]。為此，在布置壓縮機(jī)管道時，要遵循相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，進(jìn)行合理有效的計算，嚴(yán)格把關(guān)現(xiàn)場安裝，從而將管道振動控制在許用條件下[3，4]。本文分析了氣流脈動引起管路振動的主要原理，并例舉某往復(fù)壓縮機(jī)管道內(nèi)的介質(zhì)進(jìn)行氣流脈動分析與控制方法，對實(shí)際往復(fù)壓縮機(jī)的管道設(shè)計提供參考。

2 往復(fù)壓縮機(jī)管道的不平衡力

往復(fù)壓縮機(jī)管道內(nèi)的不平衡力是氣流脈動引起管道振動的主要原因。圖1為往復(fù)壓縮機(jī)氣流脈動影響下，管道內(nèi)壓力在一個周期內(nèi)的壓力變化。假設(shè)t1時刻彎頭a處的壓力為p1，而彎頭b處的壓力為p2，由于管道內(nèi)壓力不是一個恒定值，該兩彎頭處存在壓力差Δp=|p1-p2|，就在管道中形成了不平衡力。除彎頭外、這種壓力脈動也會在閥門、三通、盲板等原件處產(chǎn)生不平衡力，該力是引起管道振動的根本原因。氣流脈動越大，不平衡力越大，管道振動的幅值和動力越大，越容易引發(fā)泄漏等安全事故，所以往復(fù)壓縮機(jī)管道設(shè)計時應(yīng)嚴(yán)格控制管道內(nèi)氣流脈動幅值的大小。

3 氣流脈動的計算

平面波動理論，在一般情況下（脈動幅值為平均壓力的8%以內(nèi)） 能夠比較準(zhǔn)確的計算管道中的氣流脈動，可以滿足工程實(shí)際應(yīng)用。平面波動方程由以下3個方程推導(dǎo)而來

連續(xù)性方程

動量方程

理想氣體等熵過程

圖1 壓力變化示意圖

經(jīng)過一系列的變化處理，得到平面波動方程

t——時間

x——傳播距離

a——聲速

T——?dú)怏w的絕對溫度

平面波動理論在氣流脈動中的應(yīng)用主要為2個部分：

（1）復(fù)雜管路氣柱固有頻率的計算

將復(fù)雜管路系統(tǒng)分解為各個簡單的管道元件（等截面管、異徑管、容器、孔板、匯流點(diǎn)等），對于每一種元件，求解平面波動方程得到元件上、下游兩點(diǎn)間的脈動壓力和脈動速度之間的關(guān)系。運(yùn)用轉(zhuǎn)移矩陣法，將各個元件的轉(zhuǎn)移矩陣相乘，則得到復(fù)雜管路系統(tǒng)上、下游兩點(diǎn)的脈動壓力和脈動速度的關(guān)系，代入合理的邊界條件，求解該矩陣方程，其解的平方則為氣柱的固有頻率。在工程上，不可能完全避開每一階的氣柱固有頻率，應(yīng)盡可能避開低階頻率，尤其是氣流主頻下的氣柱共振。

（2） 氣流脈動幅值的計算

沿用計算復(fù)雜管路氣柱固有頻率的思想，將管路系統(tǒng)分為若干個簡單元件。每一個元件的下游點(diǎn)的脈動狀態(tài)是用該元件上游點(diǎn)的脈動狀態(tài)與元件的轉(zhuǎn)移系數(shù)確定。選取合適的壓縮機(jī)管道前后端邊界條件，一般共有4種：壓縮機(jī)吸、排氣端、管道閉端、管道開口端。聲學(xué)無反射端，代入由轉(zhuǎn)移系數(shù)確定的方程中，就可以確定當(dāng)氣流經(jīng)過該元件前后脈動壓力和脈動流量的具體數(shù)值。根據(jù)這一思想，相應(yīng)的計算軟件也應(yīng)運(yùn)而生。

圖2是某一往復(fù)壓縮機(jī)的排氣管道系統(tǒng)，表1為該管道系統(tǒng)的主要參數(shù)。如前文所述氣流脈動壓力的作用點(diǎn)為彎頭、三通、管道變截面處等。在圖2中，容器進(jìn)、出口以及每個彎頭處都注明了節(jié)點(diǎn)號。

利用上述平面波理論，對圖2所示往復(fù)壓縮機(jī)排氣管道進(jìn)行氣流脈動計算與分析，將求解彎頭處的壓力脈動進(jìn)行傅里葉分解，可得到該壓縮機(jī)排氣管路在轉(zhuǎn)速各倍頻下的脈動壓力值，參見表2。由于壓縮機(jī)脈動在高階倍頻下的分量很小，不足以克服結(jié)構(gòu)阻尼激發(fā)起有效的振動，故一般只考察低倍頻下的脈動幅值分量。

美國石油學(xué)會API618標(biāo)準(zhǔn)[5]中對往復(fù)壓縮機(jī)緩沖器和管路氣流各階壓力脈動幅值有明確的要求。

緩沖器：API618規(guī)定其各階脈動峰-峰值，應(yīng)限定在7%或由下面公式計算的較小值中。

式中pef——允許的脈動峰-峰值，用絕對管道壓力pL的百分比表示

R——壓比，經(jīng)計算該緩沖器處各階許用的脈動峰-峰值為471 kPa

表2中節(jié)點(diǎn)①、②的各階脈動幅值均小于許可值。緩沖器后各管路：API618規(guī)定其各階脈動峰-峰值，應(yīng)限定在下面公式確定的值內(nèi)。

式中pn——各階頻率下最大許用峰-峰值，用絕對管道壓力pL的百分比表示，kPa

圖2 壓縮機(jī)排氣管路系統(tǒng)圖

a——?dú)怏w的聲速，m/s

D1——管路內(nèi)徑，mm

f——脈動頻率，Hz

表3為經(jīng)計算該壓縮機(jī)排氣管路各倍頻下許用的脈動峰值。

根據(jù)表2中的數(shù)據(jù)，不滿足標(biāo)準(zhǔn)要求的節(jié)點(diǎn)為④、⑤、⑥、⑦，詳細(xì)比較見圖3。圖中曲線為標(biāo)準(zhǔn)許用值，柱狀線表示對應(yīng)倍頻下的壓力脈動幅值。該管路的脈動幅值不滿足API618標(biāo)準(zhǔn)許用值，有可能會引起強(qiáng)烈的壓縮機(jī)排氣管路振動，故應(yīng)采取一定的措施，嚴(yán)格將脈動幅值控制在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)。

4 氣流脈動幅值的控制

對于氣流脈動的控制，一方面應(yīng)從源頭控制，改善壓縮機(jī)吸、排氣的不均勻度，如提高轉(zhuǎn)速、改單作用氣缸為雙作用氣缸、避免2個氣缸同時向管路輸氣；另一方面，采取措施來消減管路中已存在的較大幅值的壓力脈動。

目前消減氣流脈動的方法主要有以下3種：

（1） 增加緩沖器等各類容器的容積，并使緩沖器盡量靠近氣缸吸、排氣孔口。采用該方法，雖可有效的減小氣流脈動，但往往隨著緩沖器容積的增加，壓縮機(jī)制造成本和安裝空間都會增加。另外，在壓縮機(jī)運(yùn)行時，由于管路振動而更換緩沖器，也將嚴(yán)重影響用戶的正常生產(chǎn)。

表1 壓縮機(jī)排氣管道主要參數(shù)

表2 壓縮機(jī)排氣管路脈動幅值各階分量 單位：kPa

（2） 采用脈動衰減器。衰減器是基于聲學(xué)濾波原理制作而成，其對脈動幅值的衰減效果，理論上要好于緩沖器。但是由于其結(jié)構(gòu)及內(nèi)部氣流的復(fù)雜性和較高的設(shè)計要求（壓力損失不超過1%；為避免形成駐波，衰減器出、入口應(yīng)為無發(fā)射端；結(jié)構(gòu)應(yīng)具有承受一定交變載荷和高頻振動的機(jī)械強(qiáng)度），故而脈動衰減器還在理論研究階段，尚未大量用于實(shí)際工程。

（3）在容器進(jìn)、出口附近增設(shè)孔板。在合適的位置，選用合適的孔板，可以將管路內(nèi)的壓力駐波轉(zhuǎn)變?yōu)樾胁ǎ瑥亩档凸苈穬?nèi)的壓力不均勻度。在管路內(nèi)增設(shè)孔板，一方面可以消減氣流脈動幅值；另一方面孔板也是一局部阻力元件，會造成一定的壓降，使得壓縮機(jī)級間壓比增大，排溫升高。故一定要將孔板造成的壓降控制在合理范圍內(nèi)。

恰當(dāng)?shù)目装宄叽鐟?yīng)由下列公式確定

式中Rc——孔板的集中阻尼系數(shù)

k——絕熱指數(shù)

Rg——?dú)怏w常數(shù)

ξ——孔板局部阻力系數(shù)

D，d——孔板的外徑和內(nèi)徑

通過觀察上式，當(dāng)氣體聲速較大時，即氣體溫度較高，氣體摩爾質(zhì)量較?。ㄈ鐨錃猓?，應(yīng)采用較小的d/D尺寸；當(dāng)氣體聲速較小時，即溫度較低，氣體摩爾質(zhì)量較大（如CO2），應(yīng)采用較大的d/D尺寸?？装宓膁/D范圍一般在0.43到0.6之間選取。對于前文所分析的氣流脈動幅值超標(biāo)的案例，在排氣緩沖器出口加裝一d/D=0.5的孔板，加裝孔板后其詳細(xì)的脈動幅值與標(biāo)準(zhǔn)允許值見圖4。

表3 壓縮機(jī)排氣管路各倍頻下許用的脈動峰值 單位：kPa

圖3 脈動幅值與標(biāo)準(zhǔn)允許值比較圖

圖4 增加孔板后管路壓力脈動幅值與標(biāo)準(zhǔn)允許值比較圖

加裝孔板后，該壓縮機(jī)排氣管路內(nèi)的壓力脈動幅值滿足標(biāo)準(zhǔn)許用值?？装逶斐傻膲毫p失為59.4 kPa，小于標(biāo)準(zhǔn)

故該孔板既消減了管路中的氣流脈動幅值，又將壓降控制在了合理的范圍內(nèi)。

5 結(jié)論

由于往復(fù)壓縮機(jī)間歇性的吸、排氣，使得其管路存在不可避免的氣流脈動，在管路中產(chǎn)生不均勻的瞬時壓力，作用在彎頭、三通、變截面管路元件處，產(chǎn)生不平衡的力，造成管路系統(tǒng)的振動。故而，控制了管路中氣流脈動的幅值，可以從源頭處控制管路振動。

本文通過對某一壓縮機(jī)排氣管路系統(tǒng)的氣流脈動計算，得出如下結(jié)論：當(dāng)管路中氣流脈動超標(biāo)時，若不發(fā)生低階氣柱共振，在合適的位置，安裝有效的孔板，可以大幅的消減氣流脈動幅值，減小管路系統(tǒng)的振動。