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关于往复式压缩机振动管道减振设计的分析摘要：往复式压缩机作为一种先进常用设备，在工作过程中难免会产生噪声方面的污染，给我们的生活、工作以及学习带来影响。
因此，完善往复式压缩机振动管道进行减振设计就显得尤其重要。
关键词：往复式压缩机；振动管道；减振设计1、往复式压缩机工作原理1.1膨胀阶段在活塞的运动造成工作室里面的容积增加的时候残留在其内部的高压的气体就会发生膨胀，此时气阀不会打开，只有当压力小于吸入管路的压力时气阀才会打开。
1.2吸气阶段吸入口的气阀在压差的作用下打开，活塞运行，工作室容积变大，气体不断吸入。
当压差消失后进气阀关闭。
1.3压缩阶段活塞的反向运行，工作室的容积减小，当工作室压力增加时排气口阀门仍然关闭，气体被压缩。
1.4排气阶段当工作室的压力大于排气管压力时，就会克服气阀压力排出气体。
2、往复式压缩机管道振动原因2.1气流脉动引起的管道振动往复式压缩机管道振动是由多种原因引起的，但生产中的管道振动多是由气流脉动引发的。
从气流脉动大小与压力不均匀度来看，当管道的气流压力不均匀度增大时，振动频率就高，振动能量就会加大，对管道带来的破坏性也会越大。
如果脉动气流通过管道弯头、分支管、阀门等时，压力不均匀度会引发管道振动的强大激振力，出现管道的机械振动。
2.2外力引起的管道振动管道振动的原因是多样的，如强风横吹时，会在管线背风面产生涡流而引发管道振动；地震会引发管道振动等。
2.3机组振动引起的管道振动压缩机的机组动力平衡性能较差、安装不当、基础设计不当等，会引发压缩机机组和管道振动，进而影响与它连接的管道，引发管系振动。
2.4振动造成的危害压缩机由于其管道的振动剧烈，使得管道里发生破裂，并且破坏气阀，从而极大的减少了往复式压缩机以及相关零部件的使用寿命和使用安全。
当振动噪声达到一定的标准后，就会形成噪声污染，同时也会降低机器设备使用寿命，可以说给人们的生活带来很多危害，因此，对往复式压缩机的振动管道进行减振设计就显得尤为重要。
图2 现场管路振动位置示意图
根据现场情况及用户的相应资料，对现场管路进
图6 改造位置示意
2）二级进气管线改造方案：二级进气管线水平管处增加防振管卡；二级进气过滤分离器进气口垫片改为孔板式垫片。
3）三级进气管线改造方案：三级进气管线水平管处增加防振管卡；三级进气过滤分离器进气口垫片改为孔板式垫片；将三级与四级分离器使用管卡及横梁固定在一起，提升分离器支撑刚度。
4）三级排气管线改造方案：三级排气管线竖直管线上增加防振管卡。
2019年7月| 151法指的是，将外加直流电压(阳极)与被保护的油气管道金属(阴极)连接起来，两者之间形成较大的电位差，使阴极电位达到特定值，连续提供保护电流，为油气管道实施有效的保护。
其次，牺牲阳极法指的是，在油气管道的表面涂抹一层低电位的金属或者合金，构成防腐蚀电池，将其当作腐蚀电极，使管道外露部位、电流需求量不高的裸管均可以得到理想的阴极保护。
2.4 应用非金属管材与传统金属管材相比，非金属管材的适应性好、可操作性较强、水力性能更好、隔热效果以及耐腐蚀性较强，已经成为当前油气管道的主要发展方向。
目前较为常用的非金属管材包括塑料复合管、高压玻璃钢管、柔性复合管以及钢骨架塑料复合管。
不同非金属管材的适用范围、成型工艺、技术特点、优缺点均有一定的差异，在实际使用过程中，应综合考虑油气管道施工方式、使用环境、承载压力以及介质性质等因素，合理选择适合的非金属管材。
3 结语综上所述，目前来说，油气管道中受到油气介质、土壤等内外因素的影响，而容易发生内腐蚀、外腐蚀。
基于此，应当灵活采取应用缓蚀剂、在油气管道表面涂刷保护层、阴极保护技术、应用非金属管材等防护措施，预防油气管道腐蚀问题的出现，保障油气管道长期、安全、稳定运行，从而为促进石油、天然气行业高质量发展，推动社会经济的繁荣做出更大的贡献。
参考文献：[1]郭立勇.油气管道腐蚀及防护技术研究进展[J].全面腐蚀控制，2019, 33(03): 87-89.[2]李勋，张宏钊，张欣，等.高压交流输电线路对埋地金属油气管道的电磁干扰腐蚀及其防护措施[J].山东理工大学学报(自然科学版),2017, 31(04): 65-70.[3]王丹，袁世娇，吴小卫，等.油气管道CO 2/H 2S 腐蚀及防护技术研究进展[J].表面技术，2016, 45(03): 31-37.[3]张国文，荣少杰，牟晓波，等.CO 2回注工艺技术探讨[J].能源化工，2014, 35(06): 40-43.[4]吴莎.中原油田CO 2驱产出气分离和回注新方法[J].石油化工应用，2017, 36(01): 84-88.[5]魏然.二氧化碳回注技术用于中原油田气驱采油[J].油气田地面工程，2012, 31(12): 98-99.[6]李向良.二氧化碳驱油藏产出气回注的可行性及其对驱油效果的影响[J].油气地质与采收率，2016, 23(03): 72-76.[7]侯广信，刘维滨，王文祥.海上油气田二氧化碳回注压缩机组选型研究[J].石油和化工设备，2016, 19(01): 23-25.[8]吴军，刘建杰，赵成林，等.CNG 压缩机中机械压缩机与液压压缩机的对比分析[J].压缩机技术，2014 (06): 36-38.作者简介：朱锰飞(1989-)，男，山东济宁人，工程师，从事油田化学与提高采收率相关工作。
往复式压缩机管系振动与控制措施赫沐羽!大庆油田设计院"!"往复式压缩机管系振动的产生往复式压缩机工作特点是吸、排气流呈间歇性和周期性，因此不可避免的要激发进、出口管道内的流体呈脉动状态，使管内流体参数随位置及时间作周期性变化，这种现象称为气流脉动。
脉动流体沿管道输送时，遇到弯头、异径管、分支管、阀门、盲板等元件将产生随时间变化的激振力，受该激振力作用，管系便产生一定的机械振动响应。
压力脉动越大，管道振动的振幅和动应力越大，强烈的脉动气流会严重地影响气阀的正常开闭，减小工作效率。
此外，还会引起管系的机械振动，造成管件疲劳破坏，发生泄漏，甚至造成火灾爆炸等重大事故。
因此，降低气流脉动是往复式压缩机配管设计的主要任务之一。
管道振动的第二个原因是共振。
管道内的气体构成一个系统，称为气柱。
气柱本身具有的频率称为气柱固有频率，机组活塞的往复运动频率称为激发频率，管道及其组成件构成一个系统，该系统结构本身具有的频率称为管系机械固有频率。
在工程上常把#"$!!"%!的频率范围作为共振区。
当气柱固有频率落在激发频率的共振区内时，产生较大压力脉动，发生气柱共振。
管系机械固有频率落在激发频率的共振区或气柱固有频率的共振区时，发生结构共振。
因此配管设计必须避免发生气柱及结构的共振，即调整气柱固有频率和管系机械固有频率。
管道振动第三个原因是由于机组本身的振动引起。
机组本身的动平衡性能差、安装不对中、基础及支承设计不当均会引起机组振动，带动管系振动。
对于端点安装往复式压缩机的管系压力脉动是无法避免的，将压力脉动控制在一定的范围内，不使压力脉动在管道的转弯处或在截面发生变化处形成激振力。
这些力作用在管道的弯头和变截面（如异径管接头、阀门等）处容易引起管道作受迫振动。
%"管道振动分析中使用的控制标准往复式压缩机管系的振动分析应满足："根据美国石油学会&’()!$标准关于脉动控制要求，保证压力脉动不超过允许值；#根据美国压缩机技术协会关于机械振幅要求，保证机械振幅不超过允许值。
往复式压缩机入口管道振动原因分析与控制摘要：由于往复式压缩机的工作特性，在生产运行中经常出现管道振动现象。
本文结合某装置往复式压缩机入口管线振动问题，对振动严重的管段进行现场勘查和测量，分析了造成管线振动的原因，采取有效隔振措施，取得了良好效果。
关键词：压缩机；管道振动；隔振前言石化行业生产设备种类复杂、工艺参数弹性多变，由于往复式压缩机特殊的工作原理，其出入口管线内流体压力及速度具有周期性变化，而且压缩机出入口管线走向较为复杂，附属仪表设备较多，极易发生振动现象，不仅影响压缩机的工作效率，还容易造成管道附件、仪表等松动脱落，引发气体泄漏甚至爆炸事故。
因此分析往复式压缩机管线振动原因，采取有效的减振措施，对石化行业的安全生产具有重要意义。
本文结合某装置往复式压缩机入口管线振动问题，分析管道振动的原因，提出减振措施，解决了振动超标问题。
1管道振动情况介绍某装置压缩机位于第二层平台，压缩机入口管线运行温度40℃，管径为DN150。
压缩机入口管线布置见图1。
图1中ABCD管线为压缩机三级左一级入口，AB管段水平布置，位于地面一层，CD管段的竖直高度为8m；BEFG管线为压缩机三级右一级入口，BE管段水平布置，位于地面一层，FG管段的竖直高度为8m；管道AB点之间有两处竖直向上刚性支撑把管道向上顶起，管道BE两点之间有两处竖直向上刚性支撑把管道向上顶起；压缩机三级入口ABCD、BEFG点有6个弯头和2个三通以并联方式连接。
进行现场勘查和测量发现，压缩机三级入口缓冲罐至机体管线存在多个方向上的振动，由于CD和FG管段较长且缺少有效约束，振幅最大，其最大振动速度分别为13.8mm/s和18.3mm/s。
图一压缩机入口管线布置2管道振动原因分析管道及其支架、压缩机及设备基础和与之相连的各种设备构成了一个非常复杂的系统，因此引起管线振动的原因很多。
气流脉动及气流发生变化产生的激振力、涡流、共振、管道应力、管道约束或设备基础设计不当都会导致管线振动。
往复式压缩机管道防振设计规定首先，往复式压缩机管道防振设计的材料选择应符合相关标准。
管道应选用耐压、耐腐蚀、耐震动的材料，如碳钢、不锈钢或者塑料管道。
材料的选择应根据工作介质的特性来确定，以保证管道在工作过程中的安全可靠性。
其次，管道布局需要合理设计，以降低振动和噪声的产生。
首先，应尽量避免使用长直管道，而是采用弯管连接，以减少压缩机振动的传导。
其次，应保证管道与地面或其他固定设施之间有足够的间距，以减少振动和噪声的传递。
最后，管道的支架间距应合理设置，以减少管道的自振。
支吊架设计也是往复式压缩机管道防振设计的重要内容。
支吊架应布置在压缩机进出口管道的靠近锻造焊接点的位置上，以减小管道的振动。
支吊架的材料选择应符合相关标准，且应具有足够的刚度和强度。
支吊架的位置和数量应根据管道的长度和重量来确定，以保证管道的稳定性。
吸振器的使用也是往复式压缩机管道防振设计的一种方法。
吸振器可以通过吸收管道振动能量来减少振动和噪声的产生。
吸振器的选用应根据管道的工作压力、流量和振动频率来确定，以确保其工作效果。
吸振器的安装位置应根据管道的特点和工况来确定，以充分发挥其吸振效果。
最后，往复式压缩机管道防振设计还应考虑安全操作与维护。
在安装过程中，应保证管道连接牢固，防止泄漏和松动。
在使用过程中，定期检查支吊架和吸振器的状态，如有松动或损坏应及时修复或更换。
此外，应保证管道的通畅，及时清理积存的污垢。
总之，往复式压缩机管道防振设计的规定包括材料选择、管道布局、支吊架设计、吸振器的使用等方面。
合理的管道防振设计可以降低振动和噪声的产生，保证往复式压缩机的安全稳定运行。
在实际设计中，还应根据具体工况和要求，结合相关标准和经验进行综合考虑和设计。
往复式压缩机管道振动分析及对策摘要：往复式压缩机是一种广泛使用的压缩机。
它的振动分析和对策研究具有非常高的价值。
随着科学和技术的发展和进步，往复式压缩机存在几个问题。
例如，像往复式压缩机这样的管道振动问题不仅存在于应用中，而且存在于管道设计和安装中。
已经存在的管道振动问题与正常使用的往复式压缩机有关，如果处理不当，这将严重阻碍往复式压缩机的发展。
关键词：往复式；压缩机；管道振动；对策0 引言随着我们经济技术的进步，压缩机大大提高了人类的生活水平、工作水平和实验环境。
这些先进的科学和技术进步对生活产生了类似于噪音污染的负面影响。
现代空气压缩机在日常生活中广泛使用。
这些压缩机通常会干扰我们的工作，影响我们的生活和学习。
因此，需要研究压缩机振动的原因和对策。
1 往复式压缩机工作原理一般来说，往复式压缩机通常由独立的部件、操作单元、旋转连接器和辅助系统组成。
往复式压缩机的结构如下:1.排气阀；2.气缸；3.活塞；4.活塞杆；5.十字头；6.连杆；7.曲轴；8.吸气阀；9.气阀弹簧图1 往复式压缩机结构示意图压缩机和输送装置的主要部件是动力的主要组成部分，使动力在驱动水平上直接旋转成另一种运动，允许活塞做另一种运动，并在排气过程中继续更换气泵和压缩机。
2 往复式压缩机振动原因及危害2.1 往复式压缩机产生振动的原因往复式压缩机的运行特点是气缸内活塞的往复式运动，进气和排气是间歇性的，导致压力、速度等的周期性变化。
脉动气流与曲线、阀门、盲板等接触，产生随时间变化的激励力，引起管道振动。
由于脉动速度不到激发力的10%，管道中的振动来源是压力的脉动。
由于压力脉动，往复式压缩机的管道必须振动，但为了不损坏管道，则不需要太大的振动。
因此，管道振动的原因是两件事:第一，大气脉冲增加和激动力增加。
这是因为机器的设计不合理，管道中的缓冲条纹会引起气体柱的共鸣。
第二个是传送带的结构共振。
这主要是因为管道结构接近设备的频率，管道振动增加。
简述往复式压缩机管道防振支架设计作者：张秋颖邓刚来源：《中国科技纵横》2014年第06期【摘要】合理的设置防振支架往往可以有效的减小往复式压缩管线由于机械共振引起的振动，本文阐述了压缩机管道震动的原因，并列举了管道防震支架设计时需要注意的问题。
【关键词】往复式压缩机管道振动防振支架【Abstract】 A reasonable set of the anti-vibration bracket can often effectively reduce the reciprocating compressor pipeline vibration cause by the mechanical resonance，the paper describes the reason of compressor piping vibration， and list the problems needed to pay attention on designing the Piping Anti-vibration Bracket.【Key words】 Reciprocating Compressor Pipeline vibration Anti-vibration Bracket0 前言管道振动问题是所有往复式压缩机必须解决的重点也是难点，由于管道振动引起的管道断裂、压力容器及阀门撕裂，甚至压缩机机体破坏的案例屡见不鲜。
尤其是对易燃、易爆气体，极易发生泄露着火或爆炸事故。
因此控制和消减管路振动问题，具有非常重要的意义。
1 振动产生的原因及解决方法想要解决管道振动，首先要知道管道为什么会产生振动。
一般引起管道振动有两大主因：气流脉动引起的管道振动和管道发生的机械共振。
为减小管道的振动，除了增加孔板、增大缓冲容积等方法来解决气流脉动引起的管道振动外，最直接同时最简单的办法就是管道上设置防振支架来避免管道发生机械共振。
设计标准
SESA 0104-2002
实施日期2002年10月18日中国石化工程建设公司
往复式压缩机
管道防振设计规定
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目 次
1 总则
1.1 目的
1.2 范围
1.3引用标准
2 一般要求
2.1 压缩机制造厂的责任
2.2 管道应力分析专业的责任
3 往复式压缩机管道布置和支架设置要求
3.1往复式压缩机管道布置要求
3.2 往复式压缩机管道支架设置要求
1 总则
1.1 目的
为了统一管道应力分析专业往复式压缩机管道防振设计的内容及深度，特编制本标准。
1.2 范围
1.2.1 本标准对管道应力分析专业往复式压缩机管道防振的设计原则和布置要求等内容进行了规定。
1.2.2 本标准适用于往复式压缩机气体管道的防振设计和振动分析。
1.3 引用标准
使用本标准时，应使用下列标准最新版本。
API 618 《石油、化工和燃气工业用往复式压缩机》
ASME B31.3 《工艺配管》2 一般要求
2.1 压缩机制造厂的责任
2.1.1 订货时应向压缩机制造厂明确，所提供的压缩机必须满足API 618的规定，并要求压缩机制造厂按照API 618规定的三种分析方法之一控制脉动和振动。
这三种方法是：
方法1： 使用专利或根据经验设计的脉动抑制装置来控制脉动，并对买方的管道系统进行简单的分析，为避免气柱的共振，确定管道的临界长度。
该方法无须进行声学模拟分析；
方法2： 使用脉动抑制装置和经过验证的声学模拟技术来控制脉动，根据跨距和支撑情况对管道各跨进行固有频率计算，避开激振频率。
这种方法在进行声学模拟时要同时考虑压缩机、脉动抑制装置和管道系统，以及它们之间的相互影响；
方法3： 与方法2相同，但要对压缩机气缸和组件以及相连的管道进行固有频率和振型分析，并且计算动应力。
分析中应考虑声学特性（压力脉动）和机械特性（管道布置）的相互影响。
具体要求制造厂采用何种方法，可参照API 618中的推荐图表（见表2.1.1）进行。
表2.1.1所列出的是最低要求，一般情况下应要求制造厂按照方法3进行分析。
表2.1.1 最低要求
333
233223出口绝对压力，M P a 20.76.93.45123 112 373 >373
额定功率，kW
2.1.2 压缩机制造厂在控制压力脉动和管道振动时应符合下列要求：
a) 压力脉动的大小，用压力不均匀度来衡量；压力不均匀度δ用式（2.1.2-1）表达：
式中：
P max ——不均匀压力的最大值（绝对压力），MPa ；
P min ——不均匀压力的最小值（绝对压力），MPa ；
P 0 ——平均压力（绝对压力），P 0＝（P max ＋P min ）/2，MPa 。
b) 压缩机气缸法兰处未滤波的气体压力不均匀度应限制在（2.1.2-2）式之内，若其数值大于7 %，则取为7 %；
δcf ＝3R （2.1.2-2）式中：
δcf ——压缩机气缸法兰处未滤波的气体压力不均匀度允许值，%；
R ——本级压力比（出口绝对压力除以入口绝对压力）。
c) 采用分析设计方法1时，脉动抑制装置管道侧的气体压力不均匀度应限制在（2.1.2-3）式的计算值之内；
式中： δL ——脉动抑制装置管道侧的压力不均匀度允许值，%；
P L ——管道的平均绝对压力，MPa 。
d) 采用分析设计方法2和方法3时，管系内的气体压力不均匀度应限制在（2.1.2-4）式的计算值之内。
当管内气体绝对工作压力处于0.35 MPa ～20 MPa 之间时：
)
32.1.2()(9.131-=
L L P d 1)-(2.1.2 %1000
min max ´-=P P P d )
42.1.2()(6.12521-=f D P i L l d
式中：
δl ——管系内压力不均匀度允许值，%；
D I ——管道内径，mm ；
P L ——管道的平均绝对压力，MPa ；
f ——脉动频率，Hz 。
脉动频率由（2.1.2-5）式求得：
式中：
R ——机器转速，r /min ； N ——压缩机每转的激发次数（单作用取1，双作用取2）。
当管内气体绝对工作压力低于0.35 MPa 时，（2.1.2-4）式中的平均绝对压力P L 取为0.35，且此时（2.1.2-4）式的计算结果是压力脉动的峰-峰值，不是百分数。
当管内气体绝对工作压力高于20 MPa 时，则须详细计算循环应力峰-峰值，该值不应超过材料的疲劳持久极限。
2.1.3 进出口缓冲罐的最小缓冲容积不得小于公式（2.1.3-1）和（2.1.3-2）的计算值，且两者都不应小于0.028 m 3。
式中：
V s ——需要的最小吸入缓冲容积，m 3；
V d ——需要的最小排出缓冲容积，m 3； P d ——所有与入口缓冲罐相连的气缸每转从缓冲罐吸取的净容积之和，m 3/r ； K ——气体在平均操作压力和温度时的等熵压缩指数；
T s ——入口绝对温度，K ；
M ——分子量。
式中：)
52.1.2(60-=
RN f )(d S V V ³)
23.1.2()(
6.11-=K S d R V V )(S d V V £)
13.1.2()(1.841-=M
KT P V S d S
R——气缸法兰处的级压力比（本级出口绝对压力除以入口绝对压力）。
2.1.4 要求压缩机制造厂负责多级压缩机机组级间管道的配管及支架设计。
2.2 管道应力分析专业的责任
2.2.1 进行管系静力分析
在进行管道防振设计时，应首先对配管专业提出的管道布置方案进行静力分析，并使之满足ASME B31.3的要求。
2.2.2 进行管道固有频率分析
进行管道固有频率分析时，应使管系第一阶固有频率高于机器激振频率的1.2倍，并且应不低于8 Hz。
如不满足要求，则应对管道布置和支架设置提出修改意见，直至满足要求为止。
2.2.3 将管道设计方案提交机器制造厂确认
管道应力分析专业应要求配管专业将经过分析的管道布置和支架设计方案，按照订货合同的规定提交机器制造厂确认。
2.2.4 管道布置和支架设计方案经确认后，对于机器制造厂提出的合理修改意见，应按其修改意见执行，对于明显不合理的修改意见，可与机器制造厂进一步商榷。
3 往复式压缩机管道布置和支架设置要求
3.1 往复式压缩机管道布置要求
3.1.1 往复式压缩机管道应尽量沿地面布置。
3.1.2 双层布置的压缩机，楼板顶面与地面的标高差不宜过大，宜控制在3 m左右。
3.1.3 在工艺条件允许的情况下，压缩机厂房内的吸排气管道的管径可适当放大一个等级，压缩机房外的吸排气管道仍按工艺要求设计。
3.1.4 吸排气管道的走向应平直顺畅，尽量少设弯头。
管道拐弯处宜采用曲率半径大于或等于1.5倍公称直径的弯头，不宜采用急弯。
3.2 往复式压缩机管道支架设置要求
3.2.1 支架型式应为固定支架、管卡或卡箍型管托，不能采用简单支托和吊架。
管卡宜采用扁钢制作，管道与管卡或卡箍之间应加垫石棉橡胶垫，卡箍型管托与其生根部位应焊接固定。
3.2.2 支架位置应合理选择，阀门和其它重量较集中的部位附近应设置支架。
3.2.3 布置支架时，两支架之间不宜出现三维空间的管段，支架间距应比一般管线的支架间距小，具体位置及间距应通过固有频率分析后确定。
3.2.4 防振支架宜设独立基础，尽量避免生根在压缩机基础和厂房的梁柱上。
3.2.5 防振支架的结构和支架的生根部分应具有足够的刚度。
