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)式壓縮機是通過氣缸內(nèi)活塞或隔膜的往復(fù)運動,使缸體容積發(fā)生周期性變化,從而實現(xiàn)氣體增壓和輸送的一種壓縮機。往復(fù)式壓縮機在石油、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)式壓縮機不僅應(yīng)用于重工業(yè)，在輕工業(yè)中也得到應(yīng)用，社會需求量較大。往復(fù)式壓縮機在運行中會出現(xiàn)管道的振動聲過大等問題，這些問題嚴重影響往復(fù)式壓縮機的正常運行[2-4]。管道振動是往復(fù)式壓縮機工作時經(jīng)常出現(xiàn)的問題，究其原因有3種：一是管道的機械振動；二是氣流脈動對管路結(jié)構(gòu)系統(tǒng)產(chǎn)生沖擊振動；三是由于壓縮機的往復(fù)運動產(chǎn)生的管道內(nèi)氣柱振動。管道振動會降低往復(fù)式壓縮機壓縮管道機構(gòu)的運行穩(wěn)定性和質(zhì)量，因此優(yōu)化往復(fù)式壓縮機時，應(yīng)重點考慮對管道振動問題的優(yōu)化[5-6]。本文通過降低管道壓力不均勻度以避免較大的氣流脈動、調(diào)整管道結(jié)構(gòu)固有頻率避免機械共振，實現(xiàn)對往復(fù)式壓縮機管道機構(gòu)的有效優(yōu)化。

1 往復(fù)式壓縮機機構(gòu)優(yōu)化

1.1 壓縮機氣體管道振動原因分析

壓縮機氣體管道的振動來源于管道內(nèi)氣柱的共振、氣流壓力脈動在管道處的沖擊振動和管道的機械振動。

1.1.1氣柱共振

氣柱振動系統(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，其中最低的頻率稱為一階固有頻率或基頻，其他的固有頻率由低到高分別稱為二階、三階……固有頻率，當(dāng)往復(fù)式壓縮機的激發(fā)頻率與某階的氣柱固有頻率重合時，氣柱系統(tǒng)將出現(xiàn)最大的振動響應(yīng)，形成強烈的氣流壓力脈動，這種現(xiàn)象稱為氣柱共振。壓縮機工作時產(chǎn)生氣流壓力脈動是因為活塞運動的速度具有隨機性，吸氣和排氣具有交替性和不連續(xù)性。

當(dāng)壓縮機管道氣柱的激發(fā)頻率gx與氣柱固有頻率g相同或接近時，氣柱會產(chǎn)生共振，此時氣流壓力脈動強烈，導(dǎo)致管道乃至壓縮機發(fā)生劇烈振動。

激發(fā)頻率gx和氣柱固有頻率g的計算公式如下：

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

產(chǎn)生管道振動與噪聲的原因主要有：1)管道中氣體的壓力和速度波動在不同閥件、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為彎管進氣口處的壓力，則彎道分角線方向的合力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。當(dāng)q=qm+Δq時，合力G的公式為：

(4)

式中：qk,Δq分別為平均有效壓力和脈動壓力最大幅值。引發(fā)管道振動的激振力是交變力，而交變力由氣流壓力脈動引發(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，但不發(fā)生管道振動。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壓縮機機械振動對氣體管道的影響

壓縮機管道振動包括壓縮機間歇吸、排氣引起氣柱振動、壓縮機動力不平衡引起機器本身和其相連管道產(chǎn)生的振動、激發(fā)頻率與管道固有頻率相近或相等時產(chǎn)生的共振，其中包括氣柱共振和管道機械共振。機械振動發(fā)出的響聲是由機械振動系統(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)頻率與某一階機械振動固有頻率重合或接近時，管路系統(tǒng)形成強烈管路機械共振[7-9]。如果管道產(chǎn)生了比較劇烈的振動，說明氣柱和管道都出現(xiàn)了共振，這是因為激發(fā)頻率、氣柱固有頻率和管道機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度和支承間距。

管道機械振動和氣流壓力脈動產(chǎn)生的振動原因分別是：1)較遠處管道的振動和主機的振動是由氣流脈動產(chǎn)生的，而機器附近管道的振動是由主機動力不穩(wěn)定產(chǎn)生的。2)如果主機在無負載運轉(zhuǎn)的情況下能保持運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，而加負載運作后振動明顯，則管道振動是由氣流脈動產(chǎn)生的[11]。

1.2 減振措施

為使減振效果理想，在滿足工藝要求的情況下對壓縮機管道進行優(yōu)化設(shè)計。

1.2.1降低壓力不均勻度避免較大的氣流脈動

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

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)列寧格勒化工機械研究院提出的標(biāo)準(zhǔn)，壓縮機的壓力不均勻度有效值ε的取值區(qū)間見表1。

表1 壓力不均勻度有效值

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

設(shè)計時需要重點考慮降低緩沖器后續(xù)管道的壓力脈動值，也就是降低壓力的不均勻度，這樣就能夠解決壓縮機吸(排)氣口壓力不均勻的問題。在管道端出入口上配置有效的孔板，是降低現(xiàn)場氣流脈動和管道振動的有效措施。

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

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

若要減弱激振力對管道的影響，既要減少彎頭的數(shù)量，還要變動管道的走向，調(diào)整管道的支承位置和數(shù)目[13]，通過這些措施可以消除壓縮機在某階的機械共振現(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。在壓縮機各級進口與出口處設(shè)置緩沖器來保證進入或排出氣流的平穩(wěn)性，避免在轉(zhuǎn)彎時激振力過大，以確保轉(zhuǎn)角α較小。

一旦壓縮機轉(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，實現(xiàn)管道剛度和固有頻率的改變，達到規(guī)避機械共振的目的[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 實驗分析

根據(jù)上述減振優(yōu)化思路，以某款新型壓縮機為對象，通過實驗分析本文方法測量其管道系統(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，來驗證本文方法的有效性。

2.1 管道系統(tǒng)固有頻率測量精度分析

實驗時在激振幅度較大的激振點各敲擊4次，測量管道系統(tǒng)各激振點上3個方向的振動響應(yīng)，計算出其固有頻率平均值，見表2。從表中8組數(shù)據(jù)可以看出，計算值和測量值非常接近，不同階次誤差逐漸降低。由此說明本文方法對減振效果的測量結(jié)果可靠，對往復(fù)式壓縮機管道振動的判斷精準(zhǔn)。

表2 管道系統(tǒng)固有頻率測量值與計算值比較

2.2 壓力不均勻度優(yōu)化

通過實驗驗證本文方法對往復(fù)式壓縮機壓力不均勻度的優(yōu)化效果，結(jié)果見表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%，說明本文方法實現(xiàn)了往復(fù)式壓縮機壓力不均勻度優(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遠低于優(yōu)化前，且隨著管長的增加，壓力不均勻度值ε在減小，實現(xiàn)了管道壓力不均勻度優(yōu)化。

圖1 壓力不均勻度沿管長變化

2.3 頻率和激振點振幅優(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。通過計算得到激發(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，管道不會發(fā)生共振，實現(xiàn)了往復(fù)式壓縮機固有頻率的優(yōu)化。

表4 管道結(jié)構(gòu)固有頻率 Hz

往復(fù)式壓縮機管道優(yōu)化前、后相關(guān)激振點振動的振幅見表5?？梢钥闯?，壓縮機轉(zhuǎn)速為290 r/min時，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，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A、B、C分支的振動振幅分別減小了770 μm、893 μm、1 268 μm。由此可見，通過本文方法優(yōu)化后的往復(fù)式壓縮機管道系統(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)激振點振動振幅 μm

2.4 壓縮機上油流量分析

采用多源信息融合方法和本文方法優(yōu)化后往復(fù)式壓縮機的上油流量分布情況對比如圖2所示。由圖2可以看出，相對于多源信息融合方法，采用本文方法對往復(fù)式壓縮機進行優(yōu)化時，原始設(shè)計、上段優(yōu)化、上段和下段優(yōu)化后的上油流量都較高，說明往復(fù)式壓縮機進油量好，能更好地運行。

圖2 不同方法的上油流量分布情況

2.5 振動數(shù)據(jù)對比

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

表6 優(yōu)化前后振動數(shù)據(jù)對比 mm/s2

圖3 優(yōu)化前后振幅對比圓柱圖

3 結(jié)束語

本文提出了基于管道振動分析的往復(fù)式壓縮機機構(gòu)優(yōu)化方法，對往復(fù)式壓縮機的典型零部件進行參數(shù)化設(shè)計研究，優(yōu)化后所有激振點的振幅均符合ISO 10816—6標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的振動幅值，在實際工程中具有重要的應(yīng)用價值。本文僅基于管道振動分析對往復(fù)式壓縮機進行機構(gòu)優(yōu)化，其他方面的優(yōu)化仍然需要進一步查閱相關(guān)資料。下一步將編制更加完善、智能的程序，使之只要輸入幾個簡單的原始參量，就能獲得合格的零件甚至整個產(chǎn)品，從而使產(chǎn)品優(yōu)化方式自適應(yīng)能力更強，更加智能化。