往复压缩机管道振动分析及减振方法
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利用ANSYS软件对管道建模如下: 压缩机介质为焦化富气，组分见表2。 压缩机出口压力0.7 MPa，根据各介质及体积 参数求得焦化富气密度为934.82 kg/m3。利用声单 元 （FLUID 3D acoustic 30） 对气体建模，温度100 ℃时声速约为391.9 m/s。根据压缩机及管道参数， 可计算管道气柱的固有频率。
由于标准管件本身强度较高，压缩机主要工 艺管道的分支以及变径处应尽可能利用标准管件 实现。对于仪表管嘴或三通等不能使用标准管件 的地方，应适当采取补强措施，同样此类管系不 宜采用螺纹连接。由于支管较小，较易发生振动， 在支管处也应装有适当的支撑。放空、排凝、阀 门、仪表管道的安装应尽量靠近主管。 ３．３ 合理设置管道支架
表３ 管道气柱的固有频率
阶数 频率，ＨＺ
１ １５．７３１
２ ２２．１５６
３ ３０．６５０
４ ３８．８２２
４．３ 测试数据 由 VM63 测 得 各 测 点 的 位 移 全 频 值 如 表 4 所 示
（单位μm） 各测点的振动速度测量值如表5 （单位mm/s） 由CF7200测得一段出口缓冲罐频谱如图3所示。
４．１ 机组信息 C4203A为中石油某分公司炼油厂延迟焦化装
置往复压缩机。该机组于2010年5月进行大修，检 修期间更换了活塞杆等零部件。根据现场设备人 员反映的压缩机运行情况得知，在工艺并无调整 的前提下，机组开车后压缩机的一段出入口管道 及气缸振动呈缓慢上涨趋势，各段出入口压力、 温度均无异常。机组概貌图及参数见图1和表1。 ４．２ 相关计算
参考文献： [1] 胡跃华，钱文臣.管系振动问题的分析及消振处理措施
[J].石油化工设计，2008，25（1）：22-26. [2] 卢秀荥.浅议金属波纹管膨胀节的力学特性、主要类型
与工程应用[J].化工设备与管道，2010，47（2）：39-44. [3] 张德姜，王怀义，刘绍叶，等.工艺管道安装设计手册.第
压缩机激发频率由公式推算为 f=2×372/60=12.4Hz
表２ 气体组分表
介质
Ｈ２Ｓ
体积百分比 １．２
介质
Ｃ３Ｈ６
体积百分比 ４．０９
Ｈ２ ９．８１ Ｃ３Ｈ８ ７．８１
ＣＯ ０．４４ Ｃ４Ｈ８ ５．６
ＣＨ４ ４５．０７ ＣＨ１０ ４．２４
Ｃ２Ｈ４ ２．４７ Ｃ５Ｈ１２ ０．９８
Ｃ２Ｈ６ １５．０２ Ｃ５＋ ３．２７
１ 引言
随着石油化工领域的快速发展，往复压缩机作 为重要的过程流体机械，得到越来越广泛的应用。 管道振动是一种重要的多发问题，一直威胁着企业 的安全生产。管道振动所产生的交变应力，会引发 管道疲劳损伤，连接件、支架的松动和磨损，严重 时甚至会导致管道断裂、泄漏、燃烧和爆炸等严重 生产事故。因此，对管道振动状况和原因进行研 究，对于工业安全生产有着重要的意义。
参数名 气缸特性
介质 温度，℃ 流量，ｍ３／ｈ 管系规格，ｍｍ
图１ 机组概貌图 表１ 机组参数
参数值 双作用 焦化富气 ４０／１００ １５０００ Φ３７７×１０
参数名 压缩级数 曲轴转速，ｒ／ｍｉｎ 压力，ＭＰａ 电机功率，ｋＷ 管系总长，ｍ
参数值 ２ ３７２
０．０６／０．７ １１５０ ２９
图２ 管道模型
气缸１ 水平 １０．２０５ 入口 １ 管道 １０．８８１
表５ 各测点振动速度
气缸 １ 垂直 １０．８５７ 出口 １ 管道 ３０．８６０
气缸 １ 轴向 ７．４７１ 出口 ２ 管道 ７．８０６
气缸 ２ 水平 １０．６１０
缓冲罐 １
５９．７９２
气缸 ２ 垂直 １７．１５７
气缸 ２ 轴向 ５．０９
动的基础上，在一级出口管线上加装金属波纹管 膨胀节，通过膨胀节的补偿作用来改善压缩机的 管线振动情况。膨胀节为补偿因温度差与机械振 动引起的附加应力，而设置在容器壳体或管道上 的一种挠性结构，其通过波纹管的变形能够吸收 或转移位移，具有占用空间小、补偿量大、密封 性好等特点。改造完成后，这台压缩机的振动情 况 得 到 了 改 善 ， 一 段 出 口 缓 冲 罐 处 振 值 由 59.792 mm/s降至7.517 mm/s，运行稳定，基本达到了柔性 改造的目的，见图4。
Abstract：This paper gave a brief introduction of the mechanism of piping vibration and vibration reduction measures.Field testing and computational analysis of a particular unit was made.And the paper also described the treatment measures and the running effect of the unit. Key words：reciprocating compressors；piping vibration；damping
图３ 一段出口缓冲罐频谱图
也有着很大的能量值，为30.860 mm/s。对压缩机 体进行测试，发现气缸2振动较严重。其垂直方向 振动最大，为17.157 mm/s，水平方向和轴向可以 接受，分别为10.610 mm/s和5.09 mm/s。
振动位移分析：由测振仪测得的全频值来看， 往复压缩机一段出口缓冲罐振动最大，已达到790 μm，其次为出口管道1，振动达到302 μm，出口 管道2的振动为268 μm。
由此可以认为造成机组及管道高振动的原因 可能为： （1） 气柱共振； （2） 机组部件可能存 在松动现象。 ４．５ 改进措施
针对上述案例，决定在检查机组是否存在松
图４ 改造后一段出口缓冲罐频谱图
５ 结语
由往复压缩机的工作特点可知，管道振动是 不可避免的，为此应尽可能将振幅降低。气流脉 动是管道振动的内因，管道的结构是引起振动的 条件，通过测试、分析及计算，采取适当的方式 进行减振，使压缩机达到理想工况，对于压缩机 组和管道系统的安全运行有着重要的意义。
一篇（设计与计算）[M].北京：中国石化出版社，2009. [4] 姜文全，杨帆，等.基于ANSYS的往复式压缩机管系气柱
固有频率计算[J].压缩机技术，2008（6）：13-15. [5] 党锡淇，陈守五.活塞式压缩机气流脉动与管道振动[M].
西安：西安交通大学出版社，1984，33-56.
作者简介： 喻迪垚（１９８６－），男，辽宁人，北京化工大学０９级硕士研 究生，机械电子工程专业，主要研究方向为往复压缩机。
支架应尽量采用独立基础，压缩机管道支架 应避免设置于厂房的结构梁上，如不可避免，应 使其脱离厂房的共振区。振动管道的支撑不得在 固定于厂房、构架、平台和设备上。另外，管道 支架需要不等间距布置，其差值一般取 100 ~200 mm，2个支架的间距通常不大于3 m，管道支架上 应设置防振管卡。
４ 应用实例
收稿日期：２０１２－０３－１７
气体构成一个系统，称为气柱，气柱本身具有的频 率称为气柱固有频率。活塞的往复式运动的频率称 为激发频率。管道及其组成件组成一个系统，该系 统结构本身具有的频率称为管系机械固有频率。管 系和气柱固有频率可由ANSYS软件分析获得。
压缩机的激发频率可按下式计算 f= imn
３ 管道减振的主要措施
３．１ 在管道中的ຫໍສະໝຸດ Baidu定位置设置孔板 孔板作为一种阻力元件，能够使气流脉动下
44
２０１２ 年 ０４ 期（总第 234 期）
技术改造
Technical Transformation
降，气体流经孔板之后由于能量损失使管道振动 得到衰减，不同尺寸的孔板对应着不同的局部损 失系数。对于容器来说，如果脉冲较大的是入口 管，则孔板应安装在入口处，如果出口管有较大 的脉冲则应安装在出口处。在加装孔板时，孔板 的厚度、孔径、材料与形式应作为重要因素来考 虑。 ３．２ 优化管道结构尺寸或布置
46
２０１２ 年 ０４ 期（总第 234 期）
Technical Transformation
测点 振值 测点 振值
气缸１ 水平 １９４ 入口 １ 管道 １４６
表４ 各测点位移全频值
气缸 １ 垂直
８５ 出口 １ 管道
３０２
气缸 １ 轴向
６０ 出口 ２ 管道
２６８
气缸 ２ 水平 １７４
缓冲罐 １
７９０
气缸 ２ 垂直 １３４
气缸 ２ 轴向
５４
测点 振值 测点 振值
60 式中 i———激发频率的阶次
n— ——压缩机曲轴转速 m—— —压 缩 机 的 作 用 方 式 ， 单 作 用 时 m =1，
双作用时m=2 工程上，把0.8～1.2 f的频率范围作为共振区。 当气柱固有频率落在机器的激发频率共振区范围 内时，会产生较大的压力脉动；当管系机械固有 频率落在激发频率或气柱固有频率的共振范围内 时，将发生结构共振。
振动频谱分析：图3中Power Spectrum为功率 谱，mm/sr为以mm/s单位测得的速度有效值。由所 测得的波形频谱图来看，冲击能量明显，振动以 24.75 Hz的频率成分占主导并伴有丰富的电机转速 倍频成分。气柱第二阶固有频率为22.156 Hz，恰 好处于压缩机激发频率2倍频共振区 （19.84~29.76 Hz） 范围内。
２ 管道振动机理分析
往复压缩机管道剧烈振动的主要原因有2个： （1） 气流脉动的激励：往复压缩机的工作特 点是吸、排气流呈间歇性和周期性变化，因此不可 避免的激发进、出口管道内流体呈脉动状态。脉动 气流沿管道输送时，会产生变化的激振力，受到该 激振力的作用，管系会产生一定的机械振动响应。 压力脉动越大，管道振动的振幅和响应越大。 （2） 管道振动的另一个因素是共振。管道内
４．４ 诊断意见 气缸1至缓冲罐处振动最为严重，振动速度和
位移均为最大值或较大值，出口管道2处振动较为 严重，而压缩机入口管道，气缸3、4振动较小。
振动速度分析：往复压缩机一段出口缓冲罐 振动剧烈，达到59.792 mm/s，气缸1出口管道振动
２０１２ 年 ０４ 期（总第 234 期）
45
技术改造
技术改造
Technical Transformation
文章编号：1006-2971（2012）04-0044-03
往复压缩机管道振动分析及减振方法
喻迪垚，江志农
（北京化工大学诊断与自愈工程研究中心，北京 100029）
摘要： 对管道振动的机理及减振措施作出了简要的分析;对特定机组的管道振动问题进行现场测试和计算分析，阐述了处理 措施和设备的运行效果。 关键词：往复压缩机；管道振动；减振 中图分类号：TH457 文献标志码：B
Analysis and Treatment of Piping Vibration of Reciprocating Compressor
YU Di-yao，JIANG Zhi-nong (Diagnosis and Self-recovery Engineering Research Center，Beijing University of Chemical Technology，Beijing 100029，China)
由于标准管件本身强度较高，压缩机主要工 艺管道的分支以及变径处应尽可能利用标准管件 实现。对于仪表管嘴或三通等不能使用标准管件 的地方，应适当采取补强措施，同样此类管系不 宜采用螺纹连接。由于支管较小，较易发生振动， 在支管处也应装有适当的支撑。放空、排凝、阀 门、仪表管道的安装应尽量靠近主管。 ３．３ 合理设置管道支架
表３ 管道气柱的固有频率
阶数 频率，ＨＺ
１ １５．７３１
２ ２２．１５６
３ ３０．６５０
４ ３８．８２２
４．３ 测试数据 由 VM63 测 得 各 测 点 的 位 移 全 频 值 如 表 4 所 示
（单位μm） 各测点的振动速度测量值如表5 （单位mm/s） 由CF7200测得一段出口缓冲罐频谱如图3所示。
４．１ 机组信息 C4203A为中石油某分公司炼油厂延迟焦化装
置往复压缩机。该机组于2010年5月进行大修，检 修期间更换了活塞杆等零部件。根据现场设备人 员反映的压缩机运行情况得知，在工艺并无调整 的前提下，机组开车后压缩机的一段出入口管道 及气缸振动呈缓慢上涨趋势，各段出入口压力、 温度均无异常。机组概貌图及参数见图1和表1。 ４．２ 相关计算
参考文献： [1] 胡跃华，钱文臣.管系振动问题的分析及消振处理措施
[J].石油化工设计，2008，25（1）：22-26. [2] 卢秀荥.浅议金属波纹管膨胀节的力学特性、主要类型
与工程应用[J].化工设备与管道，2010，47（2）：39-44. [3] 张德姜，王怀义，刘绍叶，等.工艺管道安装设计手册.第
压缩机激发频率由公式推算为 f=2×372/60=12.4Hz
表２ 气体组分表
介质
Ｈ２Ｓ
体积百分比 １．２
介质
Ｃ３Ｈ６
体积百分比 ４．０９
Ｈ２ ９．８１ Ｃ３Ｈ８ ７．８１
ＣＯ ０．４４ Ｃ４Ｈ８ ５．６
ＣＨ４ ４５．０７ ＣＨ１０ ４．２４
Ｃ２Ｈ４ ２．４７ Ｃ５Ｈ１２ ０．９８
Ｃ２Ｈ６ １５．０２ Ｃ５＋ ３．２７
１ 引言
随着石油化工领域的快速发展，往复压缩机作 为重要的过程流体机械，得到越来越广泛的应用。 管道振动是一种重要的多发问题，一直威胁着企业 的安全生产。管道振动所产生的交变应力，会引发 管道疲劳损伤，连接件、支架的松动和磨损，严重 时甚至会导致管道断裂、泄漏、燃烧和爆炸等严重 生产事故。因此，对管道振动状况和原因进行研 究，对于工业安全生产有着重要的意义。
参数名 气缸特性
介质 温度，℃ 流量，ｍ３／ｈ 管系规格，ｍｍ
图１ 机组概貌图 表１ 机组参数
参数值 双作用 焦化富气 ４０／１００ １５０００ Φ３７７×１０
参数名 压缩级数 曲轴转速，ｒ／ｍｉｎ 压力，ＭＰａ 电机功率，ｋＷ 管系总长，ｍ
参数值 ２ ３７２
０．０６／０．７ １１５０ ２９
图２ 管道模型
气缸１ 水平 １０．２０５ 入口 １ 管道 １０．８８１
表５ 各测点振动速度
气缸 １ 垂直 １０．８５７ 出口 １ 管道 ３０．８６０
气缸 １ 轴向 ７．４７１ 出口 ２ 管道 ７．８０６
气缸 ２ 水平 １０．６１０
缓冲罐 １
５９．７９２
气缸 ２ 垂直 １７．１５７
气缸 ２ 轴向 ５．０９
动的基础上，在一级出口管线上加装金属波纹管 膨胀节，通过膨胀节的补偿作用来改善压缩机的 管线振动情况。膨胀节为补偿因温度差与机械振 动引起的附加应力，而设置在容器壳体或管道上 的一种挠性结构，其通过波纹管的变形能够吸收 或转移位移，具有占用空间小、补偿量大、密封 性好等特点。改造完成后，这台压缩机的振动情 况 得 到 了 改 善 ， 一 段 出 口 缓 冲 罐 处 振 值 由 59.792 mm/s降至7.517 mm/s，运行稳定，基本达到了柔性 改造的目的，见图4。
Abstract：This paper gave a brief introduction of the mechanism of piping vibration and vibration reduction measures.Field testing and computational analysis of a particular unit was made.And the paper also described the treatment measures and the running effect of the unit. Key words：reciprocating compressors；piping vibration；damping
图３ 一段出口缓冲罐频谱图
也有着很大的能量值，为30.860 mm/s。对压缩机 体进行测试，发现气缸2振动较严重。其垂直方向 振动最大，为17.157 mm/s，水平方向和轴向可以 接受，分别为10.610 mm/s和5.09 mm/s。
振动位移分析：由测振仪测得的全频值来看， 往复压缩机一段出口缓冲罐振动最大，已达到790 μm，其次为出口管道1，振动达到302 μm，出口 管道2的振动为268 μm。
由此可以认为造成机组及管道高振动的原因 可能为： （1） 气柱共振； （2） 机组部件可能存 在松动现象。 ４．５ 改进措施
针对上述案例，决定在检查机组是否存在松
图４ 改造后一段出口缓冲罐频谱图
５ 结语
由往复压缩机的工作特点可知，管道振动是 不可避免的，为此应尽可能将振幅降低。气流脉 动是管道振动的内因，管道的结构是引起振动的 条件，通过测试、分析及计算，采取适当的方式 进行减振，使压缩机达到理想工况，对于压缩机 组和管道系统的安全运行有着重要的意义。
一篇（设计与计算）[M].北京：中国石化出版社，2009. [4] 姜文全，杨帆，等.基于ANSYS的往复式压缩机管系气柱
固有频率计算[J].压缩机技术，2008（6）：13-15. [5] 党锡淇，陈守五.活塞式压缩机气流脉动与管道振动[M].
西安：西安交通大学出版社，1984，33-56.
作者简介： 喻迪垚（１９８６－），男，辽宁人，北京化工大学０９级硕士研 究生，机械电子工程专业，主要研究方向为往复压缩机。
支架应尽量采用独立基础，压缩机管道支架 应避免设置于厂房的结构梁上，如不可避免，应 使其脱离厂房的共振区。振动管道的支撑不得在 固定于厂房、构架、平台和设备上。另外，管道 支架需要不等间距布置，其差值一般取 100 ~200 mm，2个支架的间距通常不大于3 m，管道支架上 应设置防振管卡。
４ 应用实例
收稿日期：２０１２－０３－１７
气体构成一个系统，称为气柱，气柱本身具有的频 率称为气柱固有频率。活塞的往复式运动的频率称 为激发频率。管道及其组成件组成一个系统，该系 统结构本身具有的频率称为管系机械固有频率。管 系和气柱固有频率可由ANSYS软件分析获得。
压缩机的激发频率可按下式计算 f= imn
３ 管道减振的主要措施
３．１ 在管道中的ຫໍສະໝຸດ Baidu定位置设置孔板 孔板作为一种阻力元件，能够使气流脉动下
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２０１２ 年 ０４ 期（总第 234 期）
技术改造
Technical Transformation
降，气体流经孔板之后由于能量损失使管道振动 得到衰减，不同尺寸的孔板对应着不同的局部损 失系数。对于容器来说，如果脉冲较大的是入口 管，则孔板应安装在入口处，如果出口管有较大 的脉冲则应安装在出口处。在加装孔板时，孔板 的厚度、孔径、材料与形式应作为重要因素来考 虑。 ３．２ 优化管道结构尺寸或布置
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Technical Transformation
测点 振值 测点 振值
气缸１ 水平 １９４ 入口 １ 管道 １４６
表４ 各测点位移全频值
气缸 １ 垂直
８５ 出口 １ 管道
３０２
气缸 １ 轴向
６０ 出口 ２ 管道
２６８
气缸 ２ 水平 １７４
缓冲罐 １
７９０
气缸 ２ 垂直 １３４
气缸 ２ 轴向
５４
测点 振值 测点 振值
60 式中 i———激发频率的阶次
n— ——压缩机曲轴转速 m—— —压 缩 机 的 作 用 方 式 ， 单 作 用 时 m =1，
双作用时m=2 工程上，把0.8～1.2 f的频率范围作为共振区。 当气柱固有频率落在机器的激发频率共振区范围 内时，会产生较大的压力脉动；当管系机械固有 频率落在激发频率或气柱固有频率的共振范围内 时，将发生结构共振。
振动频谱分析：图3中Power Spectrum为功率 谱，mm/sr为以mm/s单位测得的速度有效值。由所 测得的波形频谱图来看，冲击能量明显，振动以 24.75 Hz的频率成分占主导并伴有丰富的电机转速 倍频成分。气柱第二阶固有频率为22.156 Hz，恰 好处于压缩机激发频率2倍频共振区 （19.84~29.76 Hz） 范围内。
２ 管道振动机理分析
往复压缩机管道剧烈振动的主要原因有2个： （1） 气流脉动的激励：往复压缩机的工作特 点是吸、排气流呈间歇性和周期性变化，因此不可 避免的激发进、出口管道内流体呈脉动状态。脉动 气流沿管道输送时，会产生变化的激振力，受到该 激振力的作用，管系会产生一定的机械振动响应。 压力脉动越大，管道振动的振幅和响应越大。 （2） 管道振动的另一个因素是共振。管道内
４．４ 诊断意见 气缸1至缓冲罐处振动最为严重，振动速度和
位移均为最大值或较大值，出口管道2处振动较为 严重，而压缩机入口管道，气缸3、4振动较小。
振动速度分析：往复压缩机一段出口缓冲罐 振动剧烈，达到59.792 mm/s，气缸1出口管道振动
２０１２ 年 ０４ 期（总第 234 期）
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技术改造
技术改造
Technical Transformation
文章编号：1006-2971（2012）04-0044-03
往复压缩机管道振动分析及减振方法
喻迪垚，江志农
（北京化工大学诊断与自愈工程研究中心，北京 100029）
摘要： 对管道振动的机理及减振措施作出了简要的分析;对特定机组的管道振动问题进行现场测试和计算分析，阐述了处理 措施和设备的运行效果。 关键词：往复压缩机；管道振动；减振 中图分类号：TH457 文献标志码：B
Analysis and Treatment of Piping Vibration of Reciprocating Compressor
YU Di-yao，JIANG Zhi-nong (Diagnosis and Self-recovery Engineering Research Center，Beijing University of Chemical Technology，Beijing 100029，China)