賈繼燦，陳佳

（中國(guó)石油化工股份有限公司西南油氣分公司油氣銷(xiāo)售中心，四川 德陽(yáng) 618000）

0 引言

往復(fù)式天然氣壓縮機(jī)組的振動(dòng)狀態(tài)較為復(fù)雜，涉及流體力學(xué)、機(jī)械類(lèi)等各類(lèi)因素[1-2]，分析、診斷、解決其振動(dòng)問(wèn)題比較困難。其中激振頻率與機(jī)械系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有頻率落在共振區(qū)域引發(fā)的共振是較為嚴(yán)重的振動(dòng)問(wèn)題。當(dāng)機(jī)械系統(tǒng)出現(xiàn)共振時(shí)，振動(dòng)幅度隨之而加強(qiáng)。影響振幅的主要因素包含機(jī)械系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有頻率、激振力的作用位置、激振力頻率的大小等[3]。一旦各因素組合在一起，隨之產(chǎn)生劇烈振動(dòng)，壓縮機(jī)組將無(wú)法正常運(yùn)行。日常生產(chǎn)實(shí)踐中，在振動(dòng)所產(chǎn)生的交變應(yīng)力的作用下，導(dǎo)致疲勞破壞，從而引起機(jī)組連接螺栓斷裂，振動(dòng)值超高后會(huì)造成機(jī)組報(bào)警、異常停機(jī)、連接管線拉裂等。

本文對(duì)首站壓縮機(jī)組投產(chǎn)初期的振動(dòng)原因進(jìn)行了分析，提出加固、增加中體支撐、加裝慣量盤(pán)等消振措施。根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)和效果驗(yàn)證，加裝慣量盤(pán)能有效消減機(jī)組振動(dòng)，從而保障機(jī)組的正常運(yùn)行。

1 概況

某氣田首站建有壓縮機(jī)4臺(tái)，采用3用1備的運(yùn)行方式。壓縮機(jī)由中石化石油機(jī)械股份有限公司三機(jī)分公司生產(chǎn)，型號(hào)為RDSD704-1，四缸一級(jí)壓縮。驅(qū)動(dòng)機(jī)由黑龍江佳木斯電機(jī)公司生產(chǎn)，型號(hào)為10KV/2500kw高效正壓式通風(fēng)防爆電機(jī)。工藝流程為“凈化天然氣→進(jìn)氣洗滌罐→進(jìn)氣緩沖罐→氣缸進(jìn)行壓縮→排氣緩沖罐→冷卻器冷卻→排氣洗滌罐→進(jìn)下游管道”。單臺(tái)機(jī)組設(shè)計(jì)進(jìn)/排氣壓力：5.5/8.2MPa（設(shè)計(jì)點(diǎn)），排量135.43～377.06萬(wàn)方/天（設(shè)計(jì)點(diǎn)：346.7萬(wàn)方/天）。

4臺(tái)壓縮機(jī)在投運(yùn)初期的5個(gè)月內(nèi)，因振動(dòng)高停機(jī)處理19次，甚至發(fā)生連接螺栓斷裂現(xiàn)象，如圖1所示。投運(yùn)初期壓縮機(jī)組振動(dòng)值變化曲線，如圖2所示，該圖中振動(dòng)值取自當(dāng)日平均值，振動(dòng)測(cè)量點(diǎn)位位于壓縮機(jī)主軸箱上側(cè)面，數(shù)值為5.11～9.00mm/s，四臺(tái)機(jī)組振動(dòng)值均在不同階段超過(guò)報(bào)警值，對(duì)于高振動(dòng)故障的消除迫在眉睫。

圖1 連接螺栓斷裂

圖2 壓縮機(jī)振動(dòng)值變化曲線圖

2 壓縮機(jī)組振動(dòng)原因分析

引起壓縮機(jī)組振動(dòng)的激勵(lì)源很多，主要有高壓氣體產(chǎn)生的氣體力和機(jī)械系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有頻率落在共振區(qū)域引發(fā)的機(jī)械共振[4-5]。為了準(zhǔn)確的判定振動(dòng)的具體原因，根據(jù)壓縮機(jī)組的實(shí)際情況，對(duì)機(jī)組開(kāi)展了扭矩（軸功率）測(cè)試和扭振測(cè)試。扭矩測(cè)試是基于扭矩的應(yīng)變測(cè)法來(lái)實(shí)現(xiàn)的，使用的測(cè)試工具為T(mén)T10k扭矩遙測(cè)儀。扭振的測(cè)試是借助于機(jī)組上的等分齒盤(pán)和磁電式轉(zhuǎn)速傳感器來(lái)完成的，所測(cè)模擬轉(zhuǎn)速脈沖信號(hào)通過(guò)扭振測(cè)試分析軟件提取出相關(guān)的扭振信息，主要包括扭振扭轉(zhuǎn)角以及扭振階次譜等。

扭矩測(cè)試點(diǎn)有兩處可供選擇：一處為電機(jī)輸出軸位置；另一處為聯(lián)軸節(jié)段光軸處。由于聯(lián)軸節(jié)段光軸處軸端法蘭形狀不規(guī)則，若進(jìn)行扭矩測(cè)試需進(jìn)行扭矩校準(zhǔn)，但現(xiàn)場(chǎng)無(wú)法實(shí)現(xiàn)扭矩校準(zhǔn)。電機(jī)輸出軸位置離法蘭較遠(yuǎn)，基本無(wú)應(yīng)力集中影響，同時(shí)該處無(wú)結(jié)構(gòu)限制且軸段溫度適宜，適于扭矩應(yīng)變片的粘貼和測(cè)試。經(jīng)過(guò)對(duì)比，扭矩測(cè)試點(diǎn)選擇電機(jī)輸出軸位置處。

機(jī)組扭矩及扭振測(cè)試的具體安裝布置如圖3所示，扭振測(cè)點(diǎn)選擇在聯(lián)軸器后端盤(pán)車(chē)齒盤(pán)處；而扭矩測(cè)點(diǎn)選擇在電機(jī)輸出軸端的一段光軸段上。

圖3 現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試安裝布置圖

隨機(jī)選擇2號(hào)機(jī)組，對(duì)其空載和加載（100%進(jìn)氣加載）工況下的扭矩和扭振進(jìn)行測(cè)試，結(jié)果如圖4所示。

圖4 2號(hào)機(jī)組空載及加載扭矩和扭振測(cè)試結(jié)果圖

計(jì)算機(jī)中的扭振圖顯示波動(dòng)范圍約為-60000～+1,12500 N·M之間，每秒振蕩16個(gè)周期，無(wú)論是空載狀態(tài)還是加載狀態(tài)，都在5倍頻左右發(fā)生了較為嚴(yán)重的扭振，且加載狀態(tài)下扭振階次譜中5倍頻處幅值已經(jīng)接近0.09，再次確認(rèn)排除氣體力的因素，判斷為軸系的結(jié)構(gòu)發(fā)生了共振。

由表1可知，CMR800額定扭矩為813780×0.1129=91875 N·M，最大過(guò)載扭矩為110251N·M，均小于測(cè)得的最大峰值扭矩112500N·M，可以判斷機(jī)組的聯(lián)軸器超載。

表1 工程數(shù)據(jù)

3 壓縮機(jī)組振動(dòng)控制措施

為了保證壓縮機(jī)組安穩(wěn)長(zhǎng)滿運(yùn)行，降低聯(lián)軸器運(yùn)轉(zhuǎn)扭矩，控制壓縮機(jī)組振動(dòng)極其重要?；趯?duì)壓縮機(jī)組振動(dòng)原因分析的結(jié)論，通過(guò)提高機(jī)體的剛度、平衡中心慣性主軸與回轉(zhuǎn)軸線不重合而產(chǎn)生離心力等措施，達(dá)到控制壓縮機(jī)組振動(dòng)的目的。

3.1 加固及增加支撐

根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際情況，計(jì)劃采用加固原有機(jī)組基礎(chǔ)支撐，以提高機(jī)體結(jié)構(gòu)的剛度，增加結(jié)構(gòu)的固有頻率，使結(jié)構(gòu)的頻率與激振頻率錯(cuò)開(kāi)，從而減少振動(dòng)。以3號(hào)壓縮機(jī)組為試驗(yàn)對(duì)象，治理措施為：對(duì)機(jī)體缸頭支撐進(jìn)行了更換，將原有單腳支撐改為三角支撐，同時(shí)新增中體支撐，現(xiàn)場(chǎng)安裝前后對(duì)比情況如圖5、圖6所示。并針對(duì)3號(hào)壓縮機(jī)組加固支撐前后，分別進(jìn)行了扭振測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如圖7、圖8所示。

圖5 壓縮機(jī)組氣缸支撐整改前后對(duì)比圖

圖6 壓縮機(jī)組安裝中體支撐安裝前后對(duì)比圖

圖7 未加固支撐前扭振階次譜

圖8 加固支撐后扭振階次譜

從測(cè)試結(jié)果可知，是否加裝支撐對(duì)扭振幅值不會(huì)產(chǎn)生較大影響，降振效果并不明顯。同時(shí)可以看出加固支撐前后的扭振階次譜與2號(hào)機(jī)組的較為類(lèi)似，說(shuō)明該扭振問(wèn)題及原因是共性問(wèn)題。

3.2 在曲軸上加裝慣量盤(pán)

3.2.1 在曲軸上加裝慣量盤(pán)原理分析

在壓縮機(jī)組的運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)候，運(yùn)動(dòng)部件所產(chǎn)生的不平衡力將在運(yùn)動(dòng)中引起附加的動(dòng)壓力。這不僅會(huì)增大運(yùn)動(dòng)副中的摩擦和構(gòu)件中的內(nèi)應(yīng)力，降低機(jī)械效率和使用壽命，而且由于這些慣性力一般都是周期性變化的，所以必將引起機(jī)械及其基礎(chǔ)產(chǎn)生強(qiáng)迫振動(dòng),對(duì)于繞固定軸線回轉(zhuǎn)的構(gòu)件，其慣性力可以通過(guò)在該構(gòu)件上增加或取出質(zhì)量的方法予以平衡。

在該氣田首站壓縮機(jī)組結(jié)構(gòu)中，已經(jīng)存在飛輪，起到了部分平衡曲軸慣量、通過(guò)飛輪旋轉(zhuǎn)過(guò)程中儲(chǔ)存的動(dòng)能來(lái)緩沖活塞式壓縮機(jī)旋轉(zhuǎn)角度的波動(dòng)的功能，但是該飛輪尺寸、緩沖能力尚不夠，因此依然導(dǎo)致了曲軸轉(zhuǎn)速不均勻度過(guò)大進(jìn)而產(chǎn)生脈動(dòng)，由于更改飛輪尺寸難度過(guò)大，決定采用在曲軸上加裝慣量盤(pán)的方式進(jìn)行彌補(bǔ)，結(jié)構(gòu)如圖9所示。

圖9 壓縮機(jī)曲軸與飛輪結(jié)構(gòu)圖

3.2.2 確定慣量盤(pán)尺寸

為了確定慣量盤(pán)尺寸，采用安裝在聯(lián)軸器處的鑒相傳感器測(cè)得角度隨時(shí)間的變化，用扭矩測(cè)量?jī)x測(cè)量曲軸扭矩，進(jìn)而得出扭矩隨角度的變化曲線。根據(jù)飛輪尺寸設(shè)計(jì)原則，首先測(cè)出驅(qū)動(dòng)力矩M=22340N·M；然后計(jì)算出最大盈虧功[W]、飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J；最終得以求出飛輪的質(zhì)量與尺寸?，F(xiàn)場(chǎng)安裝及測(cè)試如圖10、圖11所示，測(cè)試結(jié)果如圖12所示。

圖10 鑒相傳感器安裝現(xiàn)場(chǎng)圖

圖11 現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量圖

圖12 曲軸扭矩角度圖

其中，計(jì)算得等效力矩做功（W=扭矩T×轉(zhuǎn)角）絕對(duì)值見(jiàn)表2。

表2 等效力矩做功絕對(duì)值

再求出各焦點(diǎn)出盈虧功累計(jì)變化量ΔW見(jiàn)表3。

表3盈虧功累計(jì)變化量

最大盈虧功[W]=ΔWmax-ΔWmin=455+434=889J

根據(jù)公式（1），計(jì)算慣量盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：

其中，n為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速990rpm。δ為壓縮機(jī)曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)不均勻系數(shù)。根據(jù)查表得，往復(fù)式壓縮機(jī)的δ≤1/50，即在滿足δ不大于1/50的情況下慣量盤(pán)的尺寸需要保證在目前工況下的慣量盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量達(dá)到JF=4.14kgm2。

根據(jù)飛輪尺寸計(jì)算公式（2）

可計(jì)算出圓柱形慣量盤(pán)半徑和高度，考慮到慣量盤(pán)安裝在曲軸上，而曲軸自身存在9cm的半徑，因此最終設(shè)計(jì)出慣量盤(pán)半徑28.3cm，高度6cm，圓柱形盤(pán)狀。

4 壓縮機(jī)組振動(dòng)控制效果

按照計(jì)算的慣量盤(pán)的尺寸定制慣量盤(pán)，并對(duì)2號(hào)機(jī)組進(jìn)行了安裝，安裝過(guò)程中及安裝后現(xiàn)場(chǎng)如圖14所示。為評(píng)價(jià)振動(dòng)控制效果，以安裝前同樣的測(cè)試方法，完成了2號(hào)壓縮機(jī)組安裝慣量盤(pán)后的扭矩（軸功率）測(cè)試和扭振測(cè)試。測(cè)試結(jié)果如圖15所示。

圖14 安裝過(guò)程中和安裝完成后現(xiàn)場(chǎng)圖

圖15 2號(hào)機(jī)組安裝慣量盤(pán)后空載及加載扭矩和扭振測(cè)試結(jié)果圖

圖13 慣量盤(pán)示意圖

由測(cè)試譜圖可知：加裝慣量盤(pán)前后，空載時(shí)：在5倍頻處的扭振角位移由0.088deg降低為0.02deg；扭矩值由-35000～+48000N·M降低為-21000～+31000（N·M）；在5倍頻處的扭矩由23000（N·M）降低為5100（N·M）。加載時(shí)：在5倍頻處的扭振角位移由0.248deg降低為0.048deg；扭矩由-60000N·M～+112500N·M降低為-10000N·M～+58000N·M；在5倍頻處的扭矩由63000N·M降低為12500N·M。

未加裝慣量盤(pán)之前：聯(lián)軸器峰值扭矩在-60000到+112500N·m之間，最大峰值扭矩達(dá)到112500N·m，超過(guò)額定扭矩（91875N·m）和最大過(guò)載扭矩（110251N·m），空載時(shí)扭振階次頻譜中5倍頻處幅值已經(jīng)接近0.09，確認(rèn)機(jī)組聯(lián)軸器已經(jīng)出現(xiàn)過(guò)載。

加裝慣量盤(pán)之后：峰值扭矩約在-12000N·m到58000N·m之間，最大峰值扭矩降幅接近一倍且在額定扭矩以下，加載時(shí)扭振階次頻普中5倍頻的扭振幅值從約為0.248降低到0.048，結(jié)果證明加裝慣量盤(pán)對(duì)降低聯(lián)軸器峰值扭矩效果非常明顯，能夠有效降低壓縮機(jī)組的振動(dòng),各階次譜振幅值見(jiàn)表4。

表4 各階次譜0.5,，1......，12階扭振幅值表

經(jīng)過(guò)以上分析，加裝慣量盤(pán)的2#機(jī)加載后峰值扭矩約為-10000N·M～58000N·M，大大降低了最大峰值，且扭振階次普中5倍頻的扭振幅值從約為0.248降低到0.048，證明加裝慣量盤(pán)較為有效。

續(xù)表4

鑒于2號(hào)機(jī)組加裝慣性盤(pán)對(duì)消除振動(dòng)故障效果，隨后對(duì)1號(hào)、3號(hào)和4號(hào)機(jī)組陸續(xù)加裝了慣量盤(pán)，加完慣量盤(pán)后，經(jīng)過(guò)近4年的運(yùn)行，定期對(duì)機(jī)組運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行分析，機(jī)組振動(dòng)一直較好且平穩(wěn)。歷年振動(dòng)曲線如圖16所示。

圖16 機(jī)組投運(yùn)后振動(dòng)曲線圖

5 結(jié)語(yǔ)

分析了壓縮機(jī)組振動(dòng)產(chǎn)生的原因，機(jī)組振動(dòng)超標(biāo)的主要原因是機(jī)組軸系的共振；

對(duì)壓縮機(jī)缸體支撐進(jìn)行改造，將原有單腳支撐改為三角支撐，增加中體支撐，振動(dòng)值沒(méi)有明顯下降趨勢(shì)；

根據(jù)飛輪尺寸設(shè)計(jì)原則，設(shè)計(jì)了慣量盤(pán)尺寸，并對(duì)加裝前后的效果進(jìn)行了對(duì)比，結(jié)果證明用加裝慣量盤(pán)，可明顯降低聯(lián)軸器峰值扭矩，從而有效消減壓縮機(jī)組的振動(dòng)。

該氣田首站壓縮機(jī)組通過(guò)加裝慣量盤(pán)改造，實(shí)現(xiàn)了明顯降低機(jī)組振動(dòng)的目的。改造后，4臺(tái)機(jī)組正常運(yùn)行已超過(guò)四年。本文的方法及措施可為同類(lèi)壓縮機(jī)組的振動(dòng)診斷及控制措施選擇提供借鑒。