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22压缩机技术1994年第5期(总127期)
．

氢气循环压缩机气流脉动的控制

西安交通大学任廷荣孙嗣崔元生了27

针时应用于石油化学工业当中的对动式丑气帕珲压埔“的特点．提出一种平面小波动理论对基础的有鼓控制喜气流脖动

亏法．
主题词：兰堕垫、盗壁、丝塑毛概

1．前言两列幅值大小相同、相位也相同的相干波同时
本文所讨论的氢气循环压缩机是两列对动从两个相对称的气缸相向向总管传播。由于管
式压缩机，进气压力1．4Mp．．排气压力道布置的对称性，两列相干波在总管汇合处相
2．3Mp．，排气量为lore／rain．转速为370r／互迭加，如果气柱固有频率正好处于气柱共振
min。由于原始管道设计的不合理．致使压缩机频率范围之内．就会导致明显的气流脉动和管
组及管道系统中产生严重的振动并伴有强烈的道的机械振动。只有合理配置缓冲器及管道支
噪声。管道断裂事故发生了好几次，正常的生撑，才能将气流脉动和机械振动控制在允许范
产受到严重影响。围之内，确保压缩机及其管道系统的安全运行。
作者认为其管道振动是由气流脉动所致。2．原始管道系统振动情况
对动式氢气循环压缩机的两个双作用气缸同时图l为该氢气循环压缩机进气管道系统示
向进气总管吸气或同时向排气总管排气．即有意图，其主要尺寸在表l中给出。

Z

Y
X

表1进气管道系统主要尺寸
V1(m)}V一(ms)1L／d(mLz／dI(m)Ll／d1(m)1L。，{m)L／d1(m)
o．1096f0．0351l3．225／0．1813．2551o．1813．66，吼149l0．92／0．1492．5，0．249

经现场测量，振动最严重处是在进气管道12·25Hz实测振动波形如图2所示。此外，在
阀仃前的转弯处，如图l所示点1。水平方向、缓冲器出口法兰处实测水平、垂直和轴向振动
垂直方向和轴向振动幅值分别为181~m，幅值分别为68pm、llO~tm、32pm、振动主频率
37Stem·和715,um。测量得振动主频率为为12．25Hz。

1994年第5期(总127期)压缩机技术

+l

+

pm

斗500

_
0

—5oo

图2点1实测振动波形
3．振动原因分析结果表明在原始管道内发生了气柱共振，压力
3．1气柱共振不均匀度8值很大，在气阀端8=47．47．在
利用声波理论对原始管道进行计算分析进气腔内8=18．85，压力脉动波形如图3所
示，其波形与发生共振时的正弦波形很相似。脉
动压力在管道转弯处所产生的激振力导致显著
的机械振动。
3．2机械共振
根据现场测量，管道的固有频率如表2所
示。压缩机的激发频率应为：
2X370
L一2n一—
一x一丽一—i：12．33Hz
式中n为转速。从表2可清楚地看出固有
频率中正好包含12Hz。这样，机械共振就有可
能发生。

图3共振渡形

压缩机技术l994年第5期t总127朋)

表2管道固有频率‘Hz)
llO1521l24．5298
垂直方向I55I7．012119．524．5
『甸21l551

4．减振方案
4．1气流脉动控制
计算表明原缓冲器容积太小．只是活塞行圜5第二方案计算结果
最终采用的是第三方案+一方面增加缓冲
程容积的6．87倍。众所周知，加设足够大的缓
器容积，另一方面改进缓冲器结构，如图6所
i中器是控制气流脉动的有效方法之一。。所以，
第一种减振方案就是将缓冲器容积从示。现场测量结果表明，管道振动明显改善，表
0．1096m增加到0．29m，而管长L】、k、和管3给出了点l在治理前后的机械振动振幅对比
值。图7为治理后点1的振动波形。
径d、d不变。计算结果如图4所示。压力脉
表3治理前后点1机械振动双振幅值‘m
动不均匀度减小，但发生lO阶气柱共振。
水平I垂直l轴向
第二方案为：在增加缓i中器容积的同时，管
道长度Ll和L2也改变。使L。一2．625m，L治理前181l378l715
治理后
3．825m，从两气缸传来的激发波相互于涉。计．J船J
算结果如图5所示。压力脉动不均匀度明显减
少。但是．按这一方案进行治理，则必须破坏4．2改变支撑
原来的地基。这样施工难度增加。原始管道支撑中存在一些错误，如图8所
示。支撑力的作用方向与激振力的方向不一致。
并不能很好地固定管系。为此，一方面改变了
支撑方向．另一方面加固了支撑结构。这样管
道系统的固有频率明显增加，振动幅值大幅度
。7『_n／＼f＼‘减小，如表3所示。
』一u_一V．v_V5．结论
8o(1)为了有效地控制气流脉动，缓i中器容积应
O足够大。
图4第一方案计算结果

图6改进后缓冲器结构

1994年第5期(总l27期)压缩机挂求

(2)两列对动式气缸的连接管道有一个最