楊杰，張玉韜，梅良，黃彩江，劉濤

（四川杰瑞恒日天然氣工程有限公司，成都 610000）

某LNG 液化工廠采用3 臺（2 開1 備）往復式壓縮機對原料氣進行增壓。壓縮機氣缸單列水平對稱布置，兩級壓縮，級間空冷與分離。壓縮機并排布置于廠房內(nèi)，級間分離器緊靠廠房外墻布置，空冷器布置于+17.5 m 管廊框架平臺上。布置示意圖見圖1，壓縮機設計數(shù)據(jù)見表1，氣體體積組分見表2。

表1 壓縮機設計數(shù)據(jù)表Table 1 Data sheet of compressors

表2 氣體體積組分Table 2 Gas volume components

圖1 設備布置示意圖Fig.1 Equipment layout

該壓縮機組啟機運行后，壓縮機本體振動尚可，但管道發(fā)生劇烈振動，尤其是空冷器平臺處管道振度達到55.6 mm/s，從而導致裝置平臺發(fā)生受迫振動。級間管道安全閥組DN20 排氣支管多次振斷，導致原料氣泄漏、機組停機，給裝置安全生產(chǎn)帶來嚴重威脅。

根據(jù)上述現(xiàn)象分析，排除機組動力不平衡引起的機械強迫振動、管道振動由管道內(nèi)的氣流脈動引 起。

1 消聲濾波原理

由于往復式壓縮機吸排氣的間歇性和周期性，管路內(nèi)氣流的壓力和速度發(fā)生周期性變化，這種現(xiàn)象稱作氣流脈動。氣流脈動在管道彎頭或流通截面改變處激發(fā)諧振力，從而誘發(fā)管道作機械振動。壓縮機管道內(nèi)的壓力隨時間的變化如圖2 所示，管道內(nèi)壓力由平均壓力p0和脈動壓力pt組成。

圖2 壓力脈動示意圖Fig.2 Schematic diagram of pressure pulsation

理論與試驗表明，氣體的壓力脈動量比平均壓力小很多，氣流的平均速度和聲速相比也小很多[1]。因此可按平面波動理論分析管道內(nèi)的壓力脈動。壓力脈動分量可以表達為時域函數(shù)：

由于pt為周期函數(shù)，因此可按傅里葉級數(shù)展開為：）

其中：An、φn分別為n階傅里葉級數(shù)的振幅和相位；ω0= 2π·f，f為基頻，對雙作用壓縮機：

其中，r為壓縮機轉速，單位為r/min。

可見，復雜的壓力脈動可分解為一系列頻率為基頻整數(shù)倍的簡單諧波函數(shù)的組合。一般分析前8 階傅里葉級數(shù)即可滿足工程精度要求。

因此，可參考抗性消聲器的消聲濾波原理[2]，設計濾波型緩沖罐阻斷部分頻率的壓力波向管道下游傳播，達到消減壓力脈動，控制管道振動的目的。

常見的抗性消聲器結構有簡單擴張式消聲器、連接式雙擴張式消聲器和內(nèi)插管式消聲器。

1.1 簡單擴張式消聲器

簡單擴張式消聲器，即空腔緩沖罐，是一種最簡單、使用最廣的脈動抑制器。本文所述壓縮機正是采用這種類型的緩沖罐，濾波簡圖如圖3。

圖3 簡單擴張式消聲器濾波簡圖Fig.3 Diagram of simple expansion muffler

1.2 連接雙擴張式消聲器

連接式雙擴張管式消聲器由兩個聲腔通過管道串聯(lián)在一起，濾波簡圖如圖4。

圖4 連接雙擴張式消聲器濾波簡圖Fig.4 Diagram of connecting double expansion muffler

聲學理論表明：在總容積相同的情況下，連接雙擴張式消聲器比簡單擴張式消聲器的消聲量大得多[2]。

1.3 內(nèi)插管式消聲器

內(nèi)插管式消聲器將主管插入擴張管一定深度處，通過擴張管內(nèi)的旁支氣流改變擴張管的聲阻，達到增強消聲的目的。其消聲原理見圖5。

圖5 內(nèi)插管式消聲器濾波簡圖Fig.5 Diagram of internal intubation muffler

因此，同樣的緩沖罐，管嘴內(nèi)插脈動抑制效果更佳。

2 濾波型脈動緩沖罐

本文所述壓縮機，一、二級氣缸進出口采用空腔濾波緩沖罐，即簡單擴張式消聲器抑制壓力脈動。壓縮機裝配示意圖見圖6，緩沖罐結構示意圖見圖 7。

圖6 壓縮機裝配示意圖Fig.6 Assembly drawing of compressor

圖7 空腔緩沖罐結構示意圖Fig.7 Structure diagram of cavity buffer

機組管道發(fā)生劇烈振動后，對管道進行了支架加固，但受制于現(xiàn)場空間所限，管道走向難以整改。因此，考慮將原空腔緩沖罐更換為濾波型緩沖罐以增加脈動抑制能力，從源頭上減小管道振動激勵。

結合連接雙擴張式消聲器和內(nèi)插管式消聲器原理，將四個緩沖罐設計成圖8 ～ 11 的形式。

圖8 一級進氣濾波緩沖罐Fig.8 Pulsation filter of first intake sunction

圖9 一級排氣濾波緩沖罐Fig.9 Pulsation filter of first discharge sunction

圖10 二級吸氣濾波緩沖罐Fig.10 Pulsation filter of second intake sunction

圖11 二級排氣濾波緩沖罐Fig.11 Pulsation filter of second discharge sunction

3 濾波效果分析

3.1 計算模型

采用聲學理論中的阻抗轉移方法分別計算四個空腔緩沖罐和濾波型緩沖罐的濾波效果，在緩沖罐入口端加載諧波載荷Pt進行掃頻分析，在出口端定義長度200 m 的管道模擬無限長無反射聲學邊界條件。

以緩沖罐出口管嘴法蘭處壓力脈動大小進行結果對比分析。計算示意圖見圖12。

圖12 掃頻計算模型簡圖Fig.12 Diagram of sweep frequency calculation model

掃頻激勵為：

式中f——掃頻頻率。

3.2 分析結果

一級進/排氣與二級進/排氣空腔緩沖罐與濾波緩沖罐掃頻分析結果分別見圖13 ～16。

圖13 一級進氣緩沖罐濾波結果對比圖Fig.13 Comparison of filterring results of first intake sunction pulsation filter

圖14 一級排氣緩沖罐濾波結果對比圖Fig.14 Comparison of filterring results of first discharge sunction pulsation filter

圖15 二級吸氣緩沖罐濾波結果對比圖Fig.15 Comparison of filterring results of second intake sunction pulsation filter

圖16 二級排氣緩沖罐濾波結果對比圖Fig.16 Comparison of filterring results of second discharge sunction pulsation filter

由圖13 ～ 16 的理論分析結果可知：

（1）空腔濾波緩沖罐濾波頻率范圍有限，部分頻率分量輸出端壓力脈動幅值大于輸入端掃頻載荷幅度，未能有效消減壓力脈動。

（2）濾波型脈動緩沖罐濾波范圍廣，輸出端壓力脈動幅值小于輸入端壓力脈動幅值，能夠有效抑制輸出端后的壓力脈動幅度。

（3）濾波型脈動緩沖罐壓力脈動抑制能力遠大于空腔濾波緩沖罐。

4 整改結果

對此壓縮機組更換上述濾波型緩沖罐，并結合現(xiàn)場實際情況，在一級入口匯管上安裝進口緩沖罐，在氣缸氣閥處安裝孔板消減緩沖罐反射壓力波脈動幅度[3]，同時緊固管道上的防振關卡螺栓。

改造完成啟機后，管道振動幅度大幅降低，機組運行平穩(wěn)。待機組達到滿負荷運行后對現(xiàn)場管道進行振動測試。選取三處測試點與改造前振動數(shù)據(jù)對比，對比結果見表3。

表3 整改前后管道振動對比Table 3 Comparison of pipeline vibration before and afterrectification

由此可見，濾波型脈動緩沖罐對管道內(nèi)氣流脈動幅度進行了有效控制，管道振動大幅降低，滿足了生產(chǎn)要求。

5 結論

通過以上分析可得出如下結論：

（1）往復式壓縮機周期性、間歇性地吸排氣在管道系統(tǒng)內(nèi)產(chǎn)生壓力脈動；壓力脈動是導致管道系統(tǒng)振動的主要原因。

（2）濾波型脈動緩沖罐濾波范圍與脈動抑制能力遠大于空腔緩沖罐。濾波型緩沖罐能夠有效控制往復式壓縮機管道壓力脈動大小，從而有效降低管道振 動。