張海濤，鄭 坤，周 毅，朱永凱，王 瑛

(中海油能源發(fā)展股份有限公司采油服務(wù)分公司，天津 300452)

往復(fù)式壓縮機(jī)是通過(guò)氣缸內(nèi)活塞或隔膜的往復(fù)運(yùn)動(dòng),使缸體容積發(fā)生周期性變化,從而實(shí)現(xiàn)氣體增壓和輸送的一種壓縮機(jī)。往復(fù)式壓縮機(jī)在石油、化工、冶金、紡織等行業(yè)得到了廣泛的應(yīng)用[1]，由此可以看出，往復(fù)式壓縮機(jī)不僅應(yīng)用于重工業(yè)，在輕工業(yè)中也得到應(yīng)用，社會(huì)需求量較大。往復(fù)式壓縮機(jī)在運(yùn)行中會(huì)出現(xiàn)管道的振動(dòng)聲過(guò)大等問(wèn)題，這些問(wèn)題嚴(yán)重影響往復(fù)式壓縮機(jī)的正常運(yùn)行[2-4]。管道振動(dòng)是往復(fù)式壓縮機(jī)工作時(shí)經(jīng)常出現(xiàn)的問(wèn)題，究其原因有3種：一是管道的機(jī)械振動(dòng)；二是氣流脈動(dòng)對(duì)管路結(jié)構(gòu)系統(tǒng)產(chǎn)生沖擊振動(dòng)；三是由于壓縮機(jī)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的管道內(nèi)氣柱振動(dòng)。管道振動(dòng)會(huì)降低往復(fù)式壓縮機(jī)壓縮管道機(jī)構(gòu)的運(yùn)行穩(wěn)定性和質(zhì)量，因此優(yōu)化往復(fù)式壓縮機(jī)時(shí)，應(yīng)重點(diǎn)考慮對(duì)管道振動(dòng)問(wèn)題的優(yōu)化[5-6]。本文通過(guò)降低管道壓力不均勻度以避免較大的氣流脈動(dòng)、調(diào)整管道結(jié)構(gòu)固有頻率避免機(jī)械共振，實(shí)現(xiàn)對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)管道機(jī)構(gòu)的有效優(yōu)化。

1 往復(fù)式壓縮機(jī)機(jī)構(gòu)優(yōu)化

1.1 壓縮機(jī)氣體管道振動(dòng)原因分析

壓縮機(jī)氣體管道的振動(dòng)來(lái)源于管道內(nèi)氣柱的共振、氣流壓力脈動(dòng)在管道處的沖擊振動(dòng)和管道的機(jī)械振動(dòng)。

1.1.1氣柱共振

氣柱振動(dòng)系統(tǒng)根據(jù)配管情況和始端邊界條件的不同，均有其一系列固有頻率，其中最低的頻率稱(chēng)為一階固有頻率或基頻，其他的固有頻率由低到高分別稱(chēng)為二階、三階……固有頻率，當(dāng)往復(fù)式壓縮機(jī)的激發(fā)頻率與某階的氣柱固有頻率重合時(shí)，氣柱系統(tǒng)將出現(xiàn)最大的振動(dòng)響應(yīng)，形成強(qiáng)烈的氣流壓力脈動(dòng)，這種現(xiàn)象稱(chēng)為氣柱共振。壓縮機(jī)工作時(shí)產(chǎn)生氣流壓力脈動(dòng)是因?yàn)榛钊\(yùn)動(dòng)的速度具有隨機(jī)性，吸氣和排氣具有交替性和不連續(xù)性。

當(dāng)壓縮機(jī)管道氣柱的激發(fā)頻率gx與氣柱固有頻率g相同或接近時(shí)，氣柱會(huì)產(chǎn)生共振，此時(shí)氣流壓力脈動(dòng)強(qiáng)烈，導(dǎo)致管道乃至壓縮機(jī)發(fā)生劇烈振動(dòng)。

激發(fā)頻率gx和氣柱固有頻率g的計(jì)算公式如下：

gx=kt/60

(1)

g=jb/(4M)

(2)

1.1.2氣流壓力脈沖在管道處沖擊振動(dòng)

產(chǎn)生管道振動(dòng)與噪聲的原因主要有：1)管道中氣體的壓力和速度波動(dòng)在不同閥件、盲板處的沖擊作用；2)管道中氣體在轉(zhuǎn)彎處和截面變化處的沖擊作用。已知一段等截面管彎頭，c為彎管的直徑，α為彎管的轉(zhuǎn)角，q為彎管進(jìn)氣口處的壓力，則彎道分角線(xiàn)方向的合力G為：

(3)

如果q是定值，則管道存在靜變形與靜應(yīng)力,qm為靜載荷力且不產(chǎn)生振動(dòng)。當(dāng)q=qm+Δq時(shí)，合力G的公式為：

(4)

式中：qk,Δq分別為平均有效壓力和脈動(dòng)壓力最大幅值。引發(fā)管道振動(dòng)的激振力是交變力，而交變力由氣流壓力脈動(dòng)引發(fā)，用ΔG表示其力幅，公式為：

(5)

若α=0°且ΔG=0 N，則直管有氣流壓力脈動(dòng)，但不發(fā)生管道振動(dòng)。如果α=180°且ΔG的值最大，則管道急轉(zhuǎn)彎處的激振力最大，此時(shí)加大轉(zhuǎn)彎半徑(α盡量小些)，則可以減小急轉(zhuǎn)彎引起的激振力。

1.1.3壓縮機(jī)機(jī)械振動(dòng)對(duì)氣體管道的影響

壓縮機(jī)管道振動(dòng)包括壓縮機(jī)間歇吸、排氣引起氣柱振動(dòng)、壓縮機(jī)動(dòng)力不平衡引起機(jī)器本身和其相連管道產(chǎn)生的振動(dòng)、激發(fā)頻率與管道固有頻率相近或相等時(shí)產(chǎn)生的共振，其中包括氣柱共振和管道機(jī)械共振。機(jī)械振動(dòng)發(fā)出的響聲是由機(jī)械振動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)管道、管道附件、容器、支架等結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的。當(dāng)激發(fā)頻率與某一階機(jī)械振動(dòng)固有頻率重合或接近時(shí)，管路系統(tǒng)形成強(qiáng)烈管路機(jī)械共振[7-9]。如果管道產(chǎn)生了比較劇烈的振動(dòng)，說(shuō)明氣柱和管道都出現(xiàn)了共振，這是因?yàn)榧ぐl(fā)頻率、氣柱固有頻率和管道機(jī)械固有頻率相等引起的[10]。

管道結(jié)構(gòu)各階的固有頻率可以通過(guò)管道的質(zhì)量分布情況和支承方式得出。因此管道的固有頻率計(jì)算公式為：

f=(β2/N2)(EI/l)1/2

(6)

式中：β為支承型式系數(shù)，剛性支承和鉸接時(shí)β的值分別為3.74和3.14；E和I分別為管道材料的彈性模量和管道截面的慣性矩；l和N分別為支承間管道單位長(zhǎng)度和支承間距。

管道機(jī)械振動(dòng)和氣流壓力脈動(dòng)產(chǎn)生的振動(dòng)原因分別是：1)較遠(yuǎn)處管道的振動(dòng)和主機(jī)的振動(dòng)是由氣流脈動(dòng)產(chǎn)生的，而機(jī)器附近管道的振動(dòng)是由主機(jī)動(dòng)力不穩(wěn)定產(chǎn)生的。2)如果主機(jī)在無(wú)負(fù)載運(yùn)轉(zhuǎn)的情況下能保持運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，而加負(fù)載運(yùn)作后振動(dòng)明顯，則管道振動(dòng)是由氣流脈動(dòng)產(chǎn)生的[11]。

1.2 減振措施

為使減振效果理想，在滿(mǎn)足工藝要求的情況下對(duì)壓縮機(jī)管道進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1.2.1降低壓力不均勻度避免較大的氣流脈動(dòng)

壓縮機(jī)工作時(shí)管道中氣體的壓力和流速會(huì)有所波動(dòng)，這是由往復(fù)式壓縮機(jī)吸、排氣過(guò)程的不連續(xù)引起的。壓力脈動(dòng)和氣流脈動(dòng)共同作用產(chǎn)生了管道激振力，但壓力脈動(dòng)是主要因素。衡量壓力脈動(dòng)大小的指標(biāo)是壓力不均勻度ε，其計(jì)算公式如下：

ε=(qmax-qmin)/q0

(7)

式中：qmax,qmin,q0分別為壓力的最大值、最小值和平均值。依據(jù)蘇聯(lián)列寧格勒化工機(jī)械研究院提出的標(biāo)準(zhǔn)，壓縮機(jī)的壓力不均勻度有效值ε的取值區(qū)間見(jiàn)表1。

表1 壓力不均勻度有效值

當(dāng)彎管進(jìn)口處壓力q=8 MPa時(shí)，ε=4%。若壓力不均勻度值不在表1所示的范圍內(nèi)時(shí)，需要將其調(diào)整到表1的范圍之內(nèi)。

設(shè)計(jì)時(shí)需要重點(diǎn)考慮降低緩沖器后續(xù)管道的壓力脈動(dòng)值，也就是降低壓力的不均勻度，這樣就能夠解決壓縮機(jī)吸(排)氣口壓力不均勻的問(wèn)題。在管道端出入口上配置有效的孔板，是降低現(xiàn)場(chǎng)氣流脈動(dòng)和管道振動(dòng)的有效措施。

1.2.2調(diào)整管道結(jié)構(gòu)固有頻率以避免機(jī)械共振

為了讓管道的機(jī)械固有頻率規(guī)避壓縮機(jī)的激發(fā)頻率，應(yīng)修正氣柱的固有頻率和氣體脈動(dòng)壓力，且在修正后再次修正管道結(jié)構(gòu)[12]。

若要減弱激振力對(duì)管道的影響，既要減少?gòu)濐^的數(shù)量，還要變動(dòng)管道的走向，調(diào)整管道的支承位置和數(shù)目[13]，通過(guò)這些措施可以消除壓縮機(jī)在某階的機(jī)械共振現(xiàn)象[14]。

考慮到不能完全消除壓力不均勻度，且管道存在轉(zhuǎn)彎以及異徑接頭等原因，設(shè)置激振力的公式如下：

(8)

異徑管Yy=qω(r1-r2)

(9)

式中：r為彎管半徑；r1和r2分別為異徑管中的最大和最小半徑；ω為轉(zhuǎn)角頻率。在壓縮機(jī)各級(jí)進(jìn)口與出口處設(shè)置緩沖器來(lái)保證進(jìn)入或排出氣流的平穩(wěn)性，避免在轉(zhuǎn)彎時(shí)激振力過(guò)大，以確保轉(zhuǎn)角α較小。

一旦壓縮機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)確定，其激發(fā)頻率也就是固定值，因此采用改變支承數(shù)量和支承方式的辦法，實(shí)現(xiàn)管道剛度和固有頻率的改變，達(dá)到規(guī)避機(jī)械共振的目的[15]。主要措施是：1)加大支承，使激發(fā)頻率低于系統(tǒng)低階固有頻率；2)減弱支承即減少管道束縛，使激發(fā)頻率高于低階固有頻率。

2 實(shí)驗(yàn)分析

根據(jù)上述減振優(yōu)化思路，以某款新型壓縮機(jī)為對(duì)象，通過(guò)實(shí)驗(yàn)分析本文方法測(cè)量其管道系統(tǒng)固有頻率的精度、壓力不均勻度的優(yōu)化效果、管道固有頻率的優(yōu)化效果等，來(lái)驗(yàn)證本文方法的有效性。

2.1 管道系統(tǒng)固有頻率測(cè)量精度分析

實(shí)驗(yàn)時(shí)在激振幅度較大的激振點(diǎn)各敲擊4次，測(cè)量管道系統(tǒng)各激振點(diǎn)上3個(gè)方向的振動(dòng)響應(yīng)，計(jì)算出其固有頻率平均值，見(jiàn)表2。從表中8組數(shù)據(jù)可以看出，計(jì)算值和測(cè)量值非常接近，不同階次誤差逐漸降低。由此說(shuō)明本文方法對(duì)減振效果的測(cè)量結(jié)果可靠，對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)管道振動(dòng)的判斷精準(zhǔn)。

表2 管道系統(tǒng)固有頻率測(cè)量值與計(jì)算值比較

2.2 壓力不均勻度優(yōu)化

通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證本文方法對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)壓力不均勻度的優(yōu)化效果，結(jié)果見(jiàn)表3。從表中12組數(shù)據(jù)可以看出，優(yōu)化后最大的壓力不均勻度ε值的范圍為3.04%～5.10%，最低的不均勻度ε值為3.04%，說(shuō)明本文方法實(shí)現(xiàn)了往復(fù)式壓縮機(jī)壓力不均勻度優(yōu)化。

表3 優(yōu)化前后壓力不均勻度值ε %

圖1所示為優(yōu)化前、后管道壓力不均勻度ε沿管長(zhǎng)的分布情況，從圖中可以看出，優(yōu)化后的管道壓力不均勻度遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于優(yōu)化前，且隨著管長(zhǎng)的增加，壓力不均勻度值ε在減小，實(shí)現(xiàn)了管道壓力不均勻度優(yōu)化。

圖1 壓力不均勻度沿管長(zhǎng)變化

2.3 頻率和激振點(diǎn)振幅優(yōu)化

氣柱固有頻率在0～100 Hz范圍內(nèi)，根據(jù)1.1.1可知，原管道中存在6階固有頻率，激發(fā)頻率的共振區(qū)中存在1階固有頻率。通過(guò)計(jì)算得到激發(fā)頻率是：

g=kt/60=2×333.3/60=11.11(Hz)

(10)

為避免產(chǎn)生共振，本文通過(guò)加大支承、改變約束規(guī)范，提升管道的結(jié)構(gòu)剛度以增加其固有頻率。若提高后的固有頻率仍然未避開(kāi)共振頻率，可以再次加大支承，使固有頻率在共振頻率范圍之外。表4為往復(fù)式壓縮機(jī)管道優(yōu)化前、后的固有頻率，從表中可以看出，優(yōu)化前其2階固有頻率為13.15 Hz，在管道的共振頻率范圍內(nèi)，管道會(huì)產(chǎn)生共振。優(yōu)化后的管道2階固有頻率為14.14 Hz，在管道共振頻率范圍外，管道不會(huì)發(fā)生共振，實(shí)現(xiàn)了往復(fù)式壓縮機(jī)固有頻率的優(yōu)化。

表4 管道結(jié)構(gòu)固有頻率 Hz

往復(fù)式壓縮機(jī)管道優(yōu)化前、后相關(guān)激振點(diǎn)振動(dòng)的振幅見(jiàn)表5?？梢钥闯?，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為290 r/min時(shí)，優(yōu)化后分離器出口彎頭前、后的振幅分別減小了648 μm和560 μm，壓縮機(jī)的A、B、C分支振幅分別減小了286 μm、501 μm、560 μm；轉(zhuǎn)速為330 r/min時(shí)，優(yōu)化后分離器出口彎頭前、后的振幅分別減小了1 147 μm和1 635 μm，壓縮機(jī)A、B、C分支的振動(dòng)振幅分別減小了770 μm、893 μm、1 268 μm。由此可見(jiàn)，通過(guò)本文方法優(yōu)化后的往復(fù)式壓縮機(jī)管道系統(tǒng)振幅隨著轉(zhuǎn)速的增加減小的幅度更大。

表5 優(yōu)化前后的系統(tǒng)相關(guān)激振點(diǎn)振動(dòng)振幅 μm

2.4 壓縮機(jī)上油流量分析

采用多源信息融合方法和本文方法優(yōu)化后往復(fù)式壓縮機(jī)的上油流量分布情況對(duì)比如圖2所示。由圖2可以看出，相對(duì)于多源信息融合方法，采用本文方法對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)進(jìn)行優(yōu)化時(shí)，原始設(shè)計(jì)、上段優(yōu)化、上段和下段優(yōu)化后的上油流量都較高，說(shuō)明往復(fù)式壓縮機(jī)進(jìn)油量好，能更好地運(yùn)行。

圖2 不同方法的上油流量分布情況

2.5 振動(dòng)數(shù)據(jù)對(duì)比

優(yōu)化前、后壓縮機(jī)管道振動(dòng)數(shù)據(jù)對(duì)比如表6和圖3所示，可以看出，經(jīng)本文方法優(yōu)化后所有激振點(diǎn)的振幅均符合ISO 10816—6標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的振動(dòng)幅值小于17.8 mm的要求，實(shí)現(xiàn)了往復(fù)式壓縮機(jī)管道振動(dòng)的優(yōu)化。

表6 優(yōu)化前后振動(dòng)數(shù)據(jù)對(duì)比 mm/s2

圖3 優(yōu)化前后振幅對(duì)比圓柱圖

3 結(jié)束語(yǔ)

本文提出了基于管道振動(dòng)分析的往復(fù)式壓縮機(jī)機(jī)構(gòu)優(yōu)化方法，對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)的典型零部件進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計(jì)研究，優(yōu)化后所有激振點(diǎn)的振幅均符合ISO 10816—6標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的振動(dòng)幅值，在實(shí)際工程中具有重要的應(yīng)用價(jià)值。本文僅基于管道振動(dòng)分析對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)進(jìn)行機(jī)構(gòu)優(yōu)化，其他方面的優(yōu)化仍然需要進(jìn)一步查閱相關(guān)資料。下一步將編制更加完善、智能的程序，使之只要輸入幾個(gè)簡(jiǎn)單的原始參量，就能獲得合格的零件甚至整個(gè)產(chǎn)品，從而使產(chǎn)品優(yōu)化方式自適應(yīng)能力更強(qiáng)，更加智能化。