【壓縮機(jī)網(wǎng)】往復(fù)式壓縮機(jī)，就其本質(zhì)而言，不是定常流動(dòng)機(jī)器。隨著曲軸的每次旋轉(zhuǎn)，每個(gè)壓縮機(jī)氣缸從低壓管路中抽取大量的氣體，對(duì)其進(jìn)行壓縮，然后將其推入高壓管路。這種在往復(fù)式壓縮機(jī)系統(tǒng)內(nèi)的間歇傳質(zhì)產(chǎn)生復(fù)雜的時(shí)變壓力波，通常稱為脈動(dòng)。脈動(dòng)的頻率和振幅受壓縮機(jī)運(yùn)行速度、溫度、壓力和氣體流體的熱力學(xué)性質(zhì)以及往復(fù)式壓縮機(jī)及其所連接的系統(tǒng)的幾何形狀和結(jié)構(gòu)的影響。

　　例如，活塞一側(cè)壓縮氣體的往復(fù)式壓縮機(jī)氣缸，稱為單作用氣缸，產(chǎn)生基頻等于壓縮機(jī)運(yùn)行速度的脈動(dòng)。類似地，活塞兩側(cè)壓縮氣體的往復(fù)式壓縮機(jī)氣缸，稱為雙作用氣缸，產(chǎn)生基頻等于壓縮機(jī)運(yùn)行速度兩倍的脈動(dòng)。除了這些基本頻率的諧波之外，壓縮機(jī)氣缸噴嘴和管道系統(tǒng)具有單獨(dú)的聲學(xué)固有頻率，這些固有頻率影響整個(gè)系統(tǒng)的組合脈動(dòng)幅度和頻率。

　　這些各種壓力波的疊加導(dǎo)致復(fù)雜的壓力脈動(dòng)，這些復(fù)雜的壓力脈動(dòng)在并聯(lián)和/或串聯(lián)的單缸或多缸網(wǎng)絡(luò)、連接的管道、壓力容器、過(guò)濾器、洗滌器和分離器、冷卻器和其它系統(tǒng)元件中傳播。壓力波可以傳播很多英里，直到它們被摩擦或其它手段衰減或阻尼，這些手段將壓力的動(dòng)態(tài)變化降低到微不足道的水平。
 

 

　　壓力脈動(dòng)作用于壓力容器和管道不連續(xù)處，如彎頭和T形管，以產(chǎn)生引起振動(dòng)的振動(dòng)力。它們也可能激發(fā)系統(tǒng)的機(jī)械固有頻率，引起高振動(dòng)。高振動(dòng)會(huì)使系統(tǒng)元件和管道過(guò)應(yīng)力。壓力脈動(dòng)也影響壓縮機(jī)的熱力學(xué)性能。如果控制不當(dāng)，這些影響會(huì)嚴(yán)重?fù)p害往復(fù)式壓縮機(jī)及其連接系統(tǒng)的可靠性、性能以及結(jié)構(gòu)完整性。

　　因此，有效降低和控制壓縮機(jī)上游(吸入側(cè))和下游(排出側(cè))壓縮機(jī)產(chǎn)生的壓力和流動(dòng)對(duì)于往復(fù)式壓縮機(jī)的安全、高效運(yùn)行是必要的。

 

　　壓縮機(jī)系統(tǒng)脈動(dòng)和振動(dòng)的來(lái)源

　　振動(dòng)不僅由脈動(dòng)引起，而且由作用于發(fā)動(dòng)機(jī)、壓縮機(jī)、壓力容器和管道上的其它動(dòng)力引起，如圖1所示。發(fā)動(dòng)機(jī)和壓縮機(jī)的不平衡力和力矩是由內(nèi)部部件的旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運(yùn)動(dòng)以及時(shí)變壓力對(duì)各沖程發(fā)動(dòng)機(jī)和壓縮機(jī)活塞的影響造成的。這些主要發(fā)生在1倍和2倍轉(zhuǎn)速下。氣缸的氣體力是由作用于活塞和固定部件的內(nèi)壓引起的。它們沿活塞以1倍和所有旋轉(zhuǎn)速度整數(shù)倍的方向運(yùn)動(dòng)。振幅可能不能達(dá)到10倍轉(zhuǎn)速或更高的頻率。

　　脈動(dòng)振動(dòng)力是由作用于脈動(dòng)瓶、入口洗滌器和其他壓力容器中的頭部和擋板等不連續(xù)面上的壓力脈動(dòng)以及來(lái)自管道彎頭和T形管的壓力脈動(dòng)引起的。垂直振動(dòng)力也產(chǎn)生于作用于壓縮機(jī)氣缸噴嘴區(qū)域的脈動(dòng)，從而產(chǎn)生垂直力（對(duì)于普通的水平壓縮機(jī)）。API 618中定義了允許的壓力脈動(dòng)和振動(dòng)力準(zhǔn)則。

　　當(dāng)曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為十字頭和活塞的線性運(yùn)動(dòng)時(shí)，每個(gè)壓縮機(jī)十字頭產(chǎn)生垂直振動(dòng)力。十字頭力作用在壓縮機(jī)速度的整數(shù)倍/諧波上。當(dāng)扭轉(zhuǎn)速度振幅較高時(shí)，會(huì)發(fā)生橫向扭轉(zhuǎn)力。這些作用在低于和高于高扭轉(zhuǎn)諧波頻率的一個(gè)諧波。發(fā)動(dòng)機(jī)滾動(dòng)扭矩是由發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的慣性和活塞力產(chǎn)生的。振動(dòng)力也可能由壓縮機(jī)和驅(qū)動(dòng)器的失調(diào)而產(chǎn)生。這些主要會(huì)引起1倍或2倍轉(zhuǎn)速的振動(dòng)。

　　更高(>700rpm)速度的壓縮機(jī)自然會(huì)產(chǎn)生更寬的脈動(dòng)頻率頻譜，必須加以解決。用較輕的框架和I型梁滑行安裝的典型高速壓縮機(jī)組，往往比用混凝土塊安裝的傳統(tǒng)較重、慢速的壓縮機(jī)更加靈活。由于高速壓縮機(jī)產(chǎn)生的高頻脈動(dòng)，脈動(dòng)阻尼和管道系統(tǒng)的壓力損失也可能受到更多的關(guān)注。這推動(dòng)了對(duì)脈動(dòng)和振動(dòng)建模和分析的更好和更復(fù)雜的方法的需求，以及額外的脈動(dòng)控制“工具”和建議的阻尼、去調(diào)諧和/或消除脈動(dòng)的實(shí)踐。

 

 

　　最終，來(lái)自壓縮系統(tǒng)的振動(dòng)能量必須傳遞到地球上。因此，壓縮機(jī)包裝基礎(chǔ)是確定振動(dòng)水平是否可接受的主要因素。根據(jù)土壤類型和排水、包裝的大小、功率水平和應(yīng)用的臨界性、往復(fù)式壓縮機(jī)包裝的基礎(chǔ)可以是壓實(shí)的碎石或管徑、鋼筋混凝土板、螺旋樁、打入樁、深鋼筋混凝土塊，或這些類型的組合。

 

　　脈動(dòng)與振動(dòng)分析

　　有幾個(gè)定義要求，并為壓縮機(jī)脈動(dòng)和振動(dòng)分析提供指導(dǎo)的行業(yè)規(guī)范和指導(dǎo)方針。其中包括API 618，《用于石油、化工和天然氣工業(yè)服務(wù)的往復(fù)式壓縮機(jī)》[1]； API RP 688，《用于石油、石化和天然氣工業(yè)服務(wù)的正置換機(jī)械系統(tǒng)中的脈動(dòng)和振動(dòng)控制》[2]； API 11P，《用于石油和天然氣生產(chǎn)服務(wù)的包裝式往復(fù)壓縮機(jī)規(guī)范》[3]；ISO 13631，《石油和天然氣工業(yè)-包裝式往復(fù)式氣體壓縮機(jī)》[4]；《用于天然氣傳輸和儲(chǔ)存應(yīng)用的高速往復(fù)式壓縮機(jī)組的GMRC指南》[5]；和《GMRC現(xiàn)場(chǎng)氣體應(yīng)用高速壓縮機(jī)組指南》[6]。

　　脈動(dòng)和機(jī)械分析或研究是用于計(jì)算和控制管道和壓縮機(jī)系統(tǒng)部件的氣體脈動(dòng)和振動(dòng)以及脈動(dòng)對(duì)壓縮機(jī)性能的影響的通用工程方法。通常在壓縮機(jī)裝置上進(jìn)行的其它類型的研究有扭轉(zhuǎn)、管道柔性（熱）、滑移和基礎(chǔ)動(dòng)力學(xué)以及小口徑管道分析。

　　分析從建立壓縮機(jī)及其系統(tǒng)的詳細(xì)的“聲學(xué)”模型開(kāi)始，該模型用于預(yù)測(cè)在特定操作條件下的脈動(dòng)行為，這些操作條件通常是可變的。這種模型預(yù)測(cè)脈動(dòng)和相關(guān)的振動(dòng)力。各種機(jī)械分析或研究可用于評(píng)估機(jī)械固有頻率和組件應(yīng)力。表1提供了不同類型的壓縮機(jī)系統(tǒng)研究的列表以及它們應(yīng)該完成的推薦順序。[5]

　　設(shè)計(jì)分析和研究的主要目的是通過(guò)控制脈動(dòng)誘導(dǎo)力和提供適當(dāng)?shù)膭?dòng)態(tài)約束來(lái)降低管道和其它系統(tǒng)元件振動(dòng)問(wèn)題的風(fēng)險(xiǎn)。最佳實(shí)踐包括優(yōu)化脈動(dòng)控制，使其在壓縮機(jī)的全部預(yù)期操作范圍內(nèi)有效，同時(shí)還要考慮與脈動(dòng)控制元件相關(guān)聯(lián)的壓降的影響。另一個(gè)重要目標(biāo)是控制壓縮機(jī)、壓縮機(jī)組滑板和相關(guān)設(shè)備的振動(dòng)，這是由于滑板本身的動(dòng)態(tài)特性。這涉及對(duì)壓縮機(jī)包裝橇和擬建基礎(chǔ)的靜態(tài)和動(dòng)態(tài)結(jié)構(gòu)完整性的評(píng)估。

　　根據(jù)壓縮機(jī)組的大小和服務(wù)的臨界性，可以成功地省略一些研究。脈動(dòng)分析和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析通常是每個(gè)往復(fù)式壓縮機(jī)應(yīng)用需要完成的最關(guān)鍵的分析。基于脈動(dòng)分析，通常使用脈動(dòng)衰減元件系統(tǒng)來(lái)實(shí)現(xiàn)可接受的脈動(dòng)控制水平。對(duì)于壓縮機(jī)系統(tǒng)，必須應(yīng)用合理的工程分析和/或?qū)嵺`經(jīng)驗(yàn)，以使其振動(dòng)和應(yīng)力水平在可接受的工業(yè)指導(dǎo)方針的安全限度內(nèi)。

　　扭轉(zhuǎn)分析確定壓縮機(jī)、聯(lián)軸器和驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)或扭轉(zhuǎn)振動(dòng)頻率和相關(guān)振幅。其目的是將扭轉(zhuǎn)固有頻率安全地置于運(yùn)行速度范圍之外，或者在不可能的情況下，分析產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，以確定它們是否可以容忍。《GMRC控制直驅(qū)式可分離往復(fù)壓縮機(jī)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的指導(dǎo)方針和推薦做法》[7]為扭轉(zhuǎn)分析提供了廣泛的指導(dǎo)。
 

　　常用脈動(dòng)控制方法

　　壓縮機(jī)管道系統(tǒng)中的脈動(dòng)控制可以通過(guò)適當(dāng)應(yīng)用柔順性(容積瓶或喘振鼓)、電感(扼流圈)和電阻(壓降)的基本聲學(xué)元件來(lái)實(shí)現(xiàn)。這些元件可以組合成從脈動(dòng)的衰減到真正的聲學(xué)濾波在內(nèi)的各種組合來(lái)實(shí)現(xiàn)脈動(dòng)控制。常見(jiàn)的脈動(dòng)衰減元件包括膨脹容積（通常稱為脈動(dòng)瓶）、扼流管、孔板以及這些元件的組合。獨(dú)立的脈動(dòng)控制系統(tǒng)被設(shè)計(jì)并制造出來(lái)，用于各個(gè)階段的吸入和排出。

　　對(duì)于一些壓縮機(jī)，較大直徑的管段可能足以進(jìn)行脈動(dòng)控制。這對(duì)于小于150馬力（112千瓦）的壓縮機(jī)通常是有效的。隨著壓縮機(jī)尺寸和臨界性的增加，空膨脹容積瓶是下一個(gè)應(yīng)用元件。它們用于壓縮輕質(zhì)、富氫氣體、相對(duì)低壓氣體和/或需要輸入功率的壓縮機(jī)。圖2顯示了一個(gè)空瓶壓縮機(jī)，空瓶位于單缸吸入口上方和排出口下方。圖3顯示了一個(gè)較大的壓縮機(jī)，它帶有大的空容瓶，適用于兩個(gè)并聯(lián)運(yùn)行的氣缸。所需瓶容積由脈動(dòng)研究確定；然而，氣體處理器供應(yīng)商協(xié)會(huì)提供通常用于初步定尺寸的一般定尺寸指南[8]。
 

 

　　通常認(rèn)為采用聲學(xué)濾波技術(shù)設(shè)計(jì)高速壓縮機(jī)組的脈動(dòng)瓶是最佳做法。聲學(xué)濾波器是一種體積-扼流圈-體積組件，對(duì)于簡(jiǎn)單的單缸系統(tǒng)，它可以由兩個(gè)獨(dú)立的瓶子組成，兩個(gè)瓶子具有一個(gè)互連的管道（扼流圈），如圖4中的下圖所示?；蛘撸梢允菃蝹€(gè)的瓶子，帶有一個(gè)內(nèi)部擋板，將主缸腔室與次級(jí)管腔室分開(kāi)，并且在兩個(gè)腔室之間有一個(gè)扼流管，如圖4中的上圖所示。圖5顯示了一個(gè)三腔室聲學(xué)過(guò)濾瓶的三維模型，該過(guò)濾瓶設(shè)計(jì)用于并行操作的兩個(gè)汽缸。右室和中心室是具有法蘭噴嘴的主要容積，法蘭噴嘴連接到單獨(dú)的壓縮機(jī)汽缸法蘭。左室是這個(gè)雙圓柱形聲學(xué)過(guò)濾瓶的二次容積。扼流管將每個(gè)初級(jí)容積與次級(jí)容積連接。圖5中的下圖顯示了在焊接到兩個(gè)壓縮機(jī)氣缸的大脈動(dòng)瓶?jī)?nèi)之前預(yù)制的類似內(nèi)部構(gòu)件。圖6顯示了安裝在大型高速壓縮機(jī)上的這種類型的瓶子。入口洗滌器是圖6右邊緣的垂直容器，通常用作壓縮機(jī)吸入側(cè)聲學(xué)濾波器設(shè)計(jì)的次級(jí)容積。吸氣瓶和進(jìn)氣洗滌器之間的短管尺寸是這種情況下聲學(xué)過(guò)濾器的扼流圈。
 

 

　　過(guò)濾瓶很復(fù)雜，必須精心設(shè)計(jì)和制造。當(dāng)由容積扼流圈容積布置所定義的濾波器頻率適當(dāng)?shù)刂糜谒?jì)算的濾波器截止頻率之下時(shí)，所附管道網(wǎng)絡(luò)中的脈動(dòng)將被有效地衰減。使用聲學(xué)濾波技術(shù)顯著降低了脈動(dòng)誘發(fā)振動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn)。聲學(xué)濾波器的設(shè)計(jì)是根據(jù)脈動(dòng)研究確定的，然而，初步尺寸的確定可參見(jiàn)《GMRC現(xiàn)場(chǎng)氣體應(yīng)用高速壓縮機(jī)組指南》[6]和《用于天然氣傳輸和儲(chǔ)存應(yīng)用的高速往復(fù)式壓縮機(jī)組的GMRC指南》[5]。

　　還可能需要脈動(dòng)衰減孔來(lái)最小化與氣體通道噴嘴諧振和未充分過(guò)濾或根本沒(méi)有過(guò)濾的相鄰管道中的脈動(dòng)相關(guān)聯(lián)的脈動(dòng)。在整個(gè)往復(fù)式壓縮機(jī)系統(tǒng)中，孔板也通常用于戰(zhàn)略位置，以抑制脈動(dòng)瓶無(wú)法控制的脈動(dòng)。在初步設(shè)計(jì)中，最好在所有的壓縮機(jī)氣缸吸入和排出法蘭處以及在所有瓶子的管路側(cè)連接處包括全喉襯墊板，以便在需要的時(shí)候可以更容易地容納孔。孔板相對(duì)來(lái)說(shuō)比較便宜，而且它們可以有效地抑制頻率范圍內(nèi)的脈動(dòng)。然而，它們也會(huì)產(chǎn)生必須由壓縮機(jī)克服的壓降。這可能對(duì)低壓比（例如，小于約1.5）高流量壓縮機(jī)系統(tǒng)的整體性能產(chǎn)生重大影響。圖7顯示了幾個(gè)不銹鋼脈動(dòng)阻尼孔板。左邊的大孔板設(shè)計(jì)用于安裝在兩個(gè)16.0英寸(406-mm)管道之間，300標(biāo)準(zhǔn)凸面管法蘭，中心大孔的直徑為12.75英寸(324mm)，β比(孔徑與管內(nèi)徑之比)為0.8。右邊的小孔板設(shè)計(jì)用于安裝在兩個(gè)4.0英寸(102-mm)管道之間，900標(biāo)準(zhǔn)管法蘭，中間的孔是2.0英寸(51mm)，β比為0.5。中間較小的孔板設(shè)計(jì)用于安裝在兩個(gè)3.0英寸(76-mm)管道之間，2500環(huán)形連接法蘭，孔徑為2.1英寸(53mm)，β比為0.7。在每個(gè)孔板上焊接一個(gè)徑向突出的識(shí)別標(biāo)簽。凸緣尺寸和孔徑或β比通常壓印在標(biāo)簽上，這樣就可以在不干擾管接頭的情況下讀取信息。圖8顯示了從孔板突出的識(shí)別標(biāo)簽，孔板放置在壓縮機(jī)的兩個(gè)相鄰氣缸的汽缸和瓶法蘭之間。根據(jù)所需的脈動(dòng)衰減程度和可容忍的壓降量和性能影響，孔板β比通常在0.4到0.9之間。

　　在很多往復(fù)式壓縮機(jī)應(yīng)用中，在寬范圍的操作條件下控制脈動(dòng)是非常具有挑戰(zhàn)性的。在許多情況下，必須避免某些操作條件。在其它方面，與脈動(dòng)控制相關(guān)的壓降顯著地增加了所需的壓縮功率。盡管脈動(dòng)衰減元件得到了廣泛的應(yīng)用，但不斷的研究已經(jīng)帶來(lái)了一些新技術(shù)，這些新技術(shù)展現(xiàn)出在傳統(tǒng)元件導(dǎo)致解決方案不充分或高效率很重要的情況下控制脈動(dòng)的前景。在這些新技術(shù)中，有虛擬孔[9]、可調(diào)側(cè)支吸收器[10]、動(dòng)態(tài)可變孔[11]、脈動(dòng)增強(qiáng)網(wǎng)絡(luò)(PAN)[12]、和PAN濾波器[13]。

 

　　參考文獻(xiàn)

　　[1] API Std. 618, “Reciprocating Compressors for Petroleum, Chemical, and Gas Industry Services,” 5th ed., Includes Errata 1 and 2 (2009 and 2010) (Washington, DC: American Petroleum Institute, 2007).

　　[2] API RP 688, “Pulsation and Vibration Control in Positive Displacement Machinery Systems for Petroleum, Petrochemical, and Natural Gas Industry Services,” 1st ed. (Washington, DC: American Petroleum Institute, 2012).

　　[3] API Speci cation 11P, “Speci cation for Packaged Reciprocating Compressors for Oil and Gas Production Services” (Washington, DC: American Petroleum Institute, 1989/R1999).

　　[4] ISO 13631, “Petroleum and Natural Gas Industries – Packaged Reciprocating Gas Compressors,” 1st ed. (Geneva, Switzerland: International Organization for Standardization, 2002).

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　　[9] Bourn, G., Broerman, E., McKee, R., Scrivner, C., “Advancement in Pulsation Control for Reciprocating Compressors,” 6th Conference of the EFRC (European Federation for Reciprocating Compressors), held October 28-29, Dusseldorf, Germany, 2008.

　　[10] Baker, T., Bazaar, J., Broerman, E., Shade, W., “Development, Testing and Application of a Tunable Side Branch Absorber System for Active Control of Reciprocating Compressor Pulsations,” GMRC Gas Machinery Conference, held October 7-9 (Dallas, TX: Gas Machinery Research Council, 2013).

　　[11] Adair, J., Clark, T., Shade, W., “Evaluation of a Dynamic Variable Ori ce for Reciprocating Compressor Pulsation Control,” GMRC Gas Machinery Conference, held October 6-8 (Dallas, TX: Gas Machinery Research Council, 2014).

　　[12] Bazaar, J.J., Shade, W.N., Chat eld, G.F., Wells, D., “PAN Hi-Performance Compressor Manifolds,” Gas Compression Magazine 1, 2 (2016): p. 12-20.

　　Bazaar, J., Chatfield, G., Dixon, N., Maculo, M., Phillips, J., Shade W., Wells, D., “Application of a Pulsation Attenuation Network (PAN Filter) at a Flow Meter Station,” GMRC Gas Machinery Conference, held October 3-5 (Dallas, TX: Gas Machinery Research Council, 2016).