劉英男 單魯維 蔣林滔

(1. 中國石油西氣東輸管道公司廣東管理處；2. 普帕克石油天然氣設(shè)備(深圳)有限公司)

撬裝往復(fù)壓縮機的振動分析

劉英男*1單魯維1蔣林滔2

(1. 中國石油西氣東輸管道公司廣東管理處；2. 普帕克石油天然氣設(shè)備(深圳)有限公司)

利用BENTLEY PULS 分析了壓縮機系統(tǒng)的壓力脈動和激振力，使其滿足規(guī)范的要求。同時分析了壓縮機系統(tǒng)的固有頻率，使其避開氣柱固有頻率和壓縮機壓力脈動的激發(fā)頻率，避免發(fā)生共振。

往復(fù)式壓縮機 壓力脈動 固有頻率 共振

撬裝往復(fù)式壓縮機是集往復(fù)式壓縮機、原動機、洗滌罐及緩沖罐等各功能元件于一體的可整體遷移的壓縮機系統(tǒng)，被廣泛應(yīng)用于天然氣增壓、集輸、氣舉、筑起、燃氣透平壓縮、油氣回收、油井回注、餾分氣體壓縮及丙烷或者丁烷制冷等工藝中。由于運輸尺寸、重量和占地面積的限制，要求撬裝式往復(fù)壓縮機在設(shè)計時管道設(shè)備布置盡量緊湊，冷卻器和緩沖罐的尺寸在滿足減小振動的要求下盡量小。

由于往復(fù)式壓縮機在運行過程中的工作特點是吸、排氣流呈間歇性和周期性，此外活塞運動的速度隨驅(qū)動器的轉(zhuǎn)速變化，在不平衡力和周期性脈動壓力的作用下，有時撬裝系統(tǒng)會產(chǎn)生異常的振動。異常振動對安全生產(chǎn)有很大的威脅，強烈的振動會使管路附件，管道連接部位等處發(fā)生松動和破裂，輕者造成泄漏，重者由破裂引起爆炸，造成嚴(yán)重事故[1，2]。因此在撬裝往復(fù)壓縮機的設(shè)計過程中，聲學(xué)脈動分析是非常重要的一步，筆者以中石油某油田的CO2產(chǎn)出壓縮機項目成撬設(shè)計為例進行動態(tài)分析。

1 成撬壓縮機的基本情況

本項目壓縮機的工作介質(zhì)為二氧化碳，壓縮機主體與進出口緩沖罐和洗滌罐成一撬，安裝在室內(nèi)。壓縮機級間冷卻才用風(fēng)冷，空冷器室外安裝并帶底板成為另一撬，兩個撬之間的管道現(xiàn)場連接。壓縮機主機型號為Ariel JGH/4，驅(qū)動廠家為西門子，功率700kW，壓縮機為三級壓縮，進氣壓力為0.2MPa，出口壓力為2.5MPa，電動機額定轉(zhuǎn)速為995r/min，氣體設(shè)計處理量為4 166.7Nm3/H(10.325kPa，20℃)，壓縮機的成撬布置如圖1所示。

圖1 撬裝往復(fù)壓縮機3D模型

2 壓力脈動和激振力分析

壓力脈動和激振力的分析主要目的是為了控制壓力脈動值和壓力脈動引起激振力，使其滿足規(guī)范的要求。找出壓力脈動和激振力最大值的頻率，避開機械共振。本項目壓力脈動分析和激振力分析采用BENTLEY PULS軟件。BENTLEY PULS是一個交互式的模擬軟件，主要用于分析管網(wǎng)中的流體在穩(wěn)態(tài)脈動流條件的動態(tài)響應(yīng)特性。BENTLEY PULS的計算原理是基于一維波動理論，使用轉(zhuǎn)移矩陣方法進行模擬計算，可以非常有效的計算壓力脈動等級和聲音振動力，并且其輸出的脈動壓力頻譜圖可以直接和API618的許用值進行對比。

2.1壓力脈動分析

壓縮機的壓力脈動會造成許多危害：降低壓縮機容積效率；引起額外的功率消耗；氣閥容易損壞；控制儀表失靈；引起管道振動：曲軸或軸瓦磨損厲害等。因此API 618對壓力脈動值進行了詳細的規(guī)定，其中管道系統(tǒng)的壓力脈動值不應(yīng)超過pp：

(1)

式中D——管道內(nèi)徑，in；

f——管系機械固有頻率，Hz；

pL——管線平均絕對壓力，psi。

壓縮機氣缸法蘭處壓力脈動值不應(yīng)超過pp：

pp=0.03×pL×R≤0.07×pL

(2)

式中R——壓縮機在該段的壓縮比。

由于單向閥不會傳播壓力脈動，每一段氣缸的氣閥都是單向閥，所以建立模型的時候可以將壓縮機氣缸的入口的單向閥作為每一段模型的分界點，將該撬裝壓縮機分析4個模型，各段模型和壓力脈動的分析結(jié)果如圖2～5所示。

圖2 一級壓縮機入口模型和壓力脈動最大值曲線

圖3 一級壓縮出口和二級壓縮入口模型和壓力脈動最大值曲線

圖4 二級壓縮出口和三級壓縮入口模型和壓力脈動最大值曲線

圖5 三級壓縮出口模型和壓力脈動最大值曲線

在圖2～5中的壓力脈動曲線分析了各個頻率下的壓力脈動值，從圖2～5可以看出壓力脈動值都在許用值的范圍內(nèi)。在這4條曲線中，壓力脈動值都是在32Hz附近為最大。考慮電源頻率可能存在波動，根據(jù)電機廠家對頻率波動范圍要求，分析壓縮機的轉(zhuǎn)速在920～1 040r/min。壓縮機為雙作用式，該往復(fù)壓縮機的激發(fā)頻率fex為30.6～34.6Hz，剛好位于32Hz附近。這說明氣柱的某一階固有頻率應(yīng)該與激發(fā)頻率在32Hz附近剛好重合，發(fā)生了氣柱共振，壓力脈動在這種情況下達到最大值。計算壓縮機管道設(shè)備系統(tǒng)機械固有頻率時，必須要避開壓力脈動達到最大時的頻率，避免發(fā)生機械共振。

fex=nm/60

(3)

式中m——當(dāng)壓縮機為單作用式時為1，當(dāng)壓縮機為雙作用式時為2；

n——壓縮機轉(zhuǎn)速，r/min。

2.2激振力分析

周期性脈動的激振力遇到彎頭、異徑管、控制閥及盲板等元件后，將誘發(fā)管道設(shè)備系統(tǒng)發(fā)生振動，因此規(guī)范中對聲學(xué)激振力也做了明確的限制?；谠O(shè)計振動導(dǎo)則的最大許用非共振激振力為：

SFk=keff×V

(4)

SFpmax=250×NPS

(5)

SFdmax=10000

(6)

式中keff——激振力作用處沿管路方向或脈動抑制裝置(緩沖罐)軸向的有效靜態(tài)剛度，lbf/in；

NPS——管子的公稱尺寸， in；

SFdmax——基于結(jié)構(gòu)強度的最大脈動抑制裝置(緩沖罐)的非共振激振力峰-峰指導(dǎo)值，lbf；

SFk——相對于靜態(tài)結(jié)構(gòu)剛度的非共振峰-峰激振力指導(dǎo)值，lbf；

SFpmax——基于支撐強度的最大管路非共振激振力峰-峰指導(dǎo)值，lbf；

V——為設(shè)計振動峰-峰指導(dǎo)值， in。

最大許用管路的非共振聲學(xué)激振力應(yīng)為式(4)、(5)計算值中的較小值。對于安裝于氣缸的脈動抑制裝置(緩沖罐)的最大許用非共振激振力應(yīng)為式(4)、(6)計算值中的較小值。

本項目的4段模型最苛刻激振力分析結(jié)果如圖6～9所示。

圖6 一級壓縮機入口模型最苛刻點激振力曲線

圖7 一級壓縮出口二級壓縮入口模型最苛刻點激振力曲線

圖8 二級壓縮出口三級級壓縮入口模型最苛刻點激振力曲線

圖9 三級壓縮出模型最苛刻點激振力曲線

圖6～9中的曲線都是取激振力在各段模型中最大點分析，從圖6～9可以看出，激振力都在允許的范圍內(nèi)。激振力最大位置的頻率也在32Hz附近，與壓力脈動最大值的頻率接近。

3 機械固有頻率分析

對于撬裝往復(fù)壓縮機系統(tǒng)，除了設(shè)備管道內(nèi)的氣體介質(zhì)這個振動系統(tǒng)外，壓縮機本體以及與其相連的緩沖罐、洗滌罐、管道和支架也是一個振動系統(tǒng)。當(dāng)脈動的氣柱遇到彎頭、盲板、截面變化或者閘閥等元件時，就形成激振力，管道設(shè)備系統(tǒng)就會激發(fā)作響，形成機械振動。當(dāng)作用在管道設(shè)備系統(tǒng)上激振力頻率等于或接近于系統(tǒng)的固有頻率時，振動系統(tǒng)的振幅會急劇增大，形成共振[3]。機械固有頻率分析的目的就是為了避免共振。

3.1 壓縮機及設(shè)備固有頻率分析

緩沖罐和洗滌罐的設(shè)備直徑比管道要大，因此剛度較大，固有頻率也較高。緩沖罐和洗滌罐之間相連接的管道，短且直，彎頭很少且都為45°彎頭，因此這部分的機械固有頻率會明顯較進出撬的主工藝管線的機械固有頻率大。但為了提高系統(tǒng)的可靠性，立著安裝的洗滌罐在裙座部位加了加強筋，臥式安裝的緩沖罐增加了特殊設(shè)計的高強度防振管夾。

該項目模型計算后的一階固有頻率為53Hz，二階為69Hz，三階為76Hz，四階為78Hz。完全避開了壓力脈動激振力最大的頻率32Hz，保證了該部分設(shè)計不會發(fā)生機械共振。

3.2管道固有頻率計算

由于管道的剛度相比較洗滌罐及緩沖罐等的剛度要小，所以固有頻率與之相比會明顯偏小。管系固有頻率也是計算中不易通過的地方，經(jīng)常需要調(diào)整。管系固有頻率的調(diào)整主要通過調(diào)整系統(tǒng)的剛度來完成。影響管系剛度的因素主要有管道走向、直徑、壁厚和管道支撐狀況。減少彎頭個數(shù)、增大管徑和壁厚、增設(shè)支架以及增加支撐的剛度都將使管系剛度增大。在大多數(shù)情況下，管徑、壁厚由工藝條件確定，不易改變，因此可以調(diào)整的主要是管道走向和管道支撐。

在本項目的設(shè)計過程中為了提高管系的固有頻率，管道在布置的過程中盡量降低管道的高度，盡可能直接將管道用高強度的防振管夾固定在底撬的梁上。管道的跨距和支撐的剛度盡量滿足表1。

表1 推薦支撐跨距和支撐剛度表

管道固有頻率分析的用Caesar完成，其模型如圖10所示 。經(jīng)調(diào)整后的管系一階固有頻率為40Hz，二階固有頻率為43Hz，三階固有頻率為56Hz，四階固有頻率為60Hz。也基本避開了壓力脈動激振力最大的頻率32Hz，保證了該部分設(shè)計不會發(fā)生機械共振。

圖10 壓縮機撬內(nèi)管道模型

4 結(jié)束語

撬裝往復(fù)壓縮機的動力分析主要包括兩方面內(nèi)容，即管內(nèi)流體固有頻率和壓力脈動分析，管系結(jié)構(gòu)固有頻率和動力響應(yīng)的計算。減小壓力脈動可以降低激振力的幅值，避免過大的振動位移；但有時盡管壓力脈動很小，由于管系結(jié)構(gòu)接近機械共振狀態(tài)，仍能引起較大的機械振動。消減壓力脈動的主要措施有設(shè)置緩沖罐、設(shè)置集管器以及采用脈動衰減器或在合適的位置安裝孔板等。調(diào)整系統(tǒng)固有頻率的措施主要有增加支撐和支撐的剛度，改變支撐位置及邊界條件等。通常情況下在撬裝往復(fù)式壓縮機的設(shè)計過程中，只要考慮上述兩方面的動力分析，就可以減小系統(tǒng)振動的可能性，增強系統(tǒng)運行的可靠度。

[1] 黨錫淇，陳守五.活塞式壓縮機氣流脈動與管道振動[M]. 西安：西安交通大學(xué)出版社，1984：66～69.

[2] 賀代芳，李向江，朱新明.離心式壓縮機的防喘振控制[J].化工自動化及儀表，2011，38(7)：888～890，911.

[3] 唐永進.壓力管道應(yīng)力分析[M]. 北京：中國石化出版社，2003：120～121.

VibrationAnalysisofSkid-mountedReciprocatingCompressor

LIU Ying-nan1, SHAN Lu-wei1, JIANG Lin-tao2

(GuangdongManagementOffice,CNPCWest-EastNaturalGasTransmissionPipelineCo.,Guangzhou510080,China;2.PropakOilandGasEquipment(Shenzhen)Co.,Ltd.,Shenzhen518000,China)

BENTLEY PULS was used to analyze pressure pulsation and excitation force of the compressor system, including its natural frequency so as to make it comply with the specification requirements and to avoid gas column’s natural frequency and excitation frequency incurred by the compressor’s pressure pulsation which can cause the resonance.

reciprocating compressor, pressure pulsation, natural frequency, resonance

*劉英男，男，1962年8月生，工程師。廣東省廣州市，510665。

TQ051.21

A

0254-6094(2015)01-0053-05

2014-04-16)