压缩机管道振动的控制标准

2010年第2期(总220期

)■使用维修

收稿日期:2009-06-25

文章编号:100622971(2010)022*******

压缩机管道振动的控制标准

韩省亮1

,张明益2

,陈朝晖2

,蒋东辉2

,黄宏俊2

,毛仲强2

,祁顺仁

2

(11西安交通大学,陕西西安210049;21塔里木油田分公司,新疆维吾尔自治区843000)

摘　要:介绍了不同国家的压缩机管道气流脉动不均匀度的允许值,并讨论了由此引起的激振力的计算方法。最后给出了目前各国所制定的相关振动标准。关键词:管道振动;气流脉动;国际标准中图分类号:TH457 文献标识码:A

Con trol St andards of P i peli n e V ibra ti on i n Co m pressor

HAN Sheng 2liang 1

,Z HANG M ing 2yi 2

,CHE N Zhao 2hui 2

,

J IANG Dong 2hui 2

,HUANG Hong 2jun 2

,MAO Zhong 2qiang 2

,Q I Shun 2ren

2

(11X i ′an J iaotong U niversity,X i ′an 710049,China;21Petrochina Tari m O ilfield Cso m pany,X injiang 843000,China )

Abstract :Several countries ′all owed unevenness of comp ress or p i pelines p ressure fluctuati on is intr oduced,and the corres ponding calculati on strategies f or the exciting f orce caused by p ressure fluctuati on are discussed .Fur 2ther more the current vibrati on standards s pecified by different countries are p resented .Key words :p i pelines vibrati on;p ressure fluctuati on;internati onal standards

往复压缩机是石油、化工等生产系统中最常用的大型设备之一。其特点是流体经过活塞的作用,压力可按所需值提高。但由于吸、排工质呈间歇性和周期性,从而使压力分布随位置和时间的变化而

变,为位置和时间的函数,称为管流脉动[1]

。机器未开动时,压缩机、容器、支架以及管道都是静止的;但机器一旦开动,管道系统就会随之振动。在带压运行的情况下,多数管道的振动都会随之加剧。这是由于管流脉动沿管道传播遇到弯头、异径接头、控制阀和盲板等元件时,就会产生一定的随时间变化的激振力,使管道结构产生受迫振动。振动的程度与管道中的压力、管道的配备和设计密切相关。高压管道振动对安全生产具有很大的威胁性。

管道振动的控制是一个大课题,需要专门的研究。要想完全消除管道的振动几乎是不可能的,但经过努力,将管道的振动控制在所允许范围内还是可以做到的。本文针对管道振动的“允许范围”进行重点研讨。

1　管道脉动的标准

为了使压缩机装置能够安全运行,需要界定管

流脉动允许值的取值范围。但是至今国内尚无相关标准,国外也很不统一。

早在20世纪60年代到70年代初,前苏联的工业生产已经比较发达,列宁格勒化工机械研究院对大型对置式压缩机的管流脉动不均匀度提出如下标准[2]:

表1　大型对置式压缩机脉动不均匀度许用值

压力(kgf/c m 2)<55-100100-200200-500压力不均匀度δ(%)

2-8

2-6

2-5

2-4

表中δ称为压力不均匀度,即

δ=

p max -p m in

p 0

%

(1)

其中　p 0———管道内的平均压力,

p 0=1

2

(p max +p m in )p max ———计算点管道内最大压力p m in ———计算点管道内最小压力

从表中可以看出,压力脉动不均匀度的许用值只与工作压力有关,随着压力升高,压力不均匀度的允许值减少。

事实上,管流脉动的允许值不但与工作压力有关还与工作介质、压缩机转速和输送介质的管径有关。

2010年第2期韩省亮,等:压缩机管道振动的控制标准·15　·

几乎在同一时期,美国的威尔逊(K.G.W ils on)

等人也提出脉动不均匀度允许值[3],见图1。

图1　压力不均匀度允许值

由图可见,威尔逊等人提出的压力不均匀度允

许值也只与工作压力有关,但其要求已经比前苏联

的标准要高。前苏联标准在100～200kgf/c m2大气

压时,脉动允许值为[δ]=2～5,而威尔逊等人要求

工作压力在100kgf/c m2大气压以上时,脉动不均匀

度的允许值为[δ]=1。

到1974年尼米兹(W alter W.Von N i m itz)在美

国普渡压缩机会议上推荐使用下面的公式计算脉动

不均匀度的允许值[4]

[δ]=400188

p0df

%(2)

式中　p

———管道内气体的平均压力,kaf/c m2(绝对)

d———管道内经,mm

f———脉动频率,Hz

f=Nm

60

Hz(3)

式中　N———压缩机主轴转速,r/m in

m———激发频率的阶数1、2、3…

从(2)式可见,推荐计算公式不但考虑到脉动压力允许值与工作压力有关,还考虑到与输送管道内径和脉动频率的关系,这是很大的进步。

到上世纪80年代中期,美国石油协会(AP I)公布了管道设计的标准(AP I618),其中将管线压力不均匀度允许值定为[5]

[δ]=39711

p L df

%(4)

式中　[δ]———压力不均匀度允许值

p L———管道流平均绝对压力,kgf/c m2

d———管道内径,mm

f———脉动频率,Hz

目前西安交通大学管道振动研究室所应用的国际标准压力脉动不均匀度允许值计算公式为

[δ]=126177

p L df

%(5)

AP I618标准是从总体上控制管道设计,按其要求设计的管道在运行中保证达到安全可靠。按照AP I618标准,控制脉动不均匀度已不是简单从一个表格、一张图或一个公式出发,而是根据设计项目中压力的高低及功率的大小将管道设计的方法分为3种,可在3种不同的设计方法中选择相应的一种进行脉动和振动的计算。

设计方法1:管系简易设计。经过压缩机缓冲容积后,压力脉动不均匀度允许值按下式计算

[δ]=

11196

p L1/3

%(6)

式中　p

L

———管道流的平均压力,MPa

也就是说对于小功率(功率≤112k W)、低压力(≤3145MPa)的压缩机系统装置,运转的脉动不均匀度只考虑到与压力有关,忽略了时间和位置的影响。

设计方法2:当工作压力在519≤p

L

≤207MPa,功率在112～373k W时,就要求按照公式(5)计算压力脉动的允许值。

设计方法3:如果装置的功率大于373k W,则不论压力有多大,都要求使用第三种设计方法计算压力脉动允许值。第三种设计方法要求:除压力脉动按第2种设计方法进行计算外,还要求对系统运行结构动力分析,研究声学系统与力学系统间的相互作用和影响;由脉动引起的结构振动所产生的循环应力,不应超过材料的疲劳极限许可值。

2　机械振动的控制标准

如果管道振动剧烈,其损坏的危险性就会非常大。损坏的可能性取决于振动的幅度和频率,即取决于交变应力的大小和循环次数。例如,如图2所示的运行管道,有一个由水平向上弯曲的直角弯头。令直角弯头管的内径为d,管道的通流面积为S,则S= 1

4

πd2。假设弯头的进出口压力均为p

1

(如图2所示),

则弯头就会受到一个水平向右的推力p

1

S和一个沿

垂直方向向下的力p

1

S。p1是单位体积上的气体压力,

将此二力合成,得到沿弯头分角线的合力R

1

。

R1=2p1S sin45°(7)

如果压力p

1

是常量,不随时间变化,作用在弯

头的这个力R

1

也将不随时间变化,仅是一个静止的力,加入合理的支撑就不会引起很大的危害。然而, p1并不是常量,它是一个随着时间围绕平均压力上下波动的量。即