禹貴成，嚴映華，黎 明，尹愛軍

（1.中國石油西南油氣田分公司 儲氣庫管理處，重慶 401147；2.重慶大學 機械與運載工程學院，重慶 400044）

往復式壓縮機由于其較強的容量和壓力范圍適應性，被廣泛應用于天然氣增輸和油氣開采等領域[1]。然而往復式壓縮機間歇性、周期性的吸排氣方式導致管系內產生氣流脈動，在拐彎處、折角點、管徑變化等不規(guī)則元件處過大的氣流脈動會引起管道及附屬設備的強烈振動，從而降低壓縮機工作效率且嚴重影響壓縮機組的安全運行[2－4]。

壓縮機管道振動是一個典型的氣固耦合振動問題[5]，目前對管道振動的研究主要集中在振動理論與分析、振動診斷與識別技術以及振動控制方法等3個領域。振動理論與分析研究包括模態(tài)分析[6－7]、流固耦合振動響應分析[8－9]以及聲學和脈動分析[10－11]等。振動控制方法研究旨在提出適當的設計或修改方案，將機械振動和壓力脈動降到最低限度，往復式壓縮機組常用的振動控制方法包括增加緩沖罐、縮短管道長度、安裝孔板以及增加支架等[12－13]。緩沖罐是一種能有效抑制往復式壓縮機管系壓力脈動的壓力容器，然而緩沖罐長期處于高壓、振動等極端運行環(huán)境中，易出現開裂失效等影響現場安全生產的問題[14－15]。本文針對某儲氣庫壓縮機組進氣緩沖罐振動超標問題，通過現場振動測量、模態(tài)分析以及聲學分析判斷緩沖罐振動超標的主要原因，進而提出相應減振措施并完成現場改造。緩沖罐治理實施效果表明本文所提出的減振措施有效減小了緩沖罐振動。

1 振動測試及原因分析

1.1 現場振動測試分析

某儲氣庫由8 臺DTY4000 型電驅Ariel KBU/6注氣壓縮機組組成，單機設計日處理能力為166×104Nm3/d，額定功率為4 000 kW。在儲氣庫生產運行過程中，某一臺機組的一級進氣緩沖罐振動值超過API(American Petroleum Institute)618 第5 版的振動界限值。為了分析該緩沖罐振動超標的原因，根據現場情況對該壓縮機組一級進氣緩沖罐進行了振動和壓力脈動現場測試。振動測點V1至V5布置如圖1所示，各測點測試中包含水平(Horizontal，H)、垂直(Vertical，V)與軸向(Axial，A) 3 個方向的振動測量。測量時壓縮機運行參數見表1，測點V1至V5的振動速度值見表2。

表1 治理前壓縮機組運行參數

表2 測點V1至V5振動速度值

圖1 壓縮機組一級進氣緩沖罐振動測試布點

根據API 618 標準，緩沖罐振動速度界限值為18 mm/s，管道振動速度界限值為32 mm/s。由振動速度測量結果可知，測點V2、V4 及V5 振動速度值均已超標，且在H方向的振動速度值遠大于其他兩個方向。往復式壓縮機組的激勵式如式(1)[16]所示，可得出該機組的主要激勵頻率為33.16 Hz，由于工作時3 個一級壓縮氣缸存在120°相位差，故壓縮機組實際激勵頻率為99.4 Hz。各測點在H 方向的振動速度頻譜如圖2所示。

圖2 測點V1至V5振動速度在H方向的頻譜分析

分析可知：機組振動的主激頻率為壓縮機的轉頻及其高階諧振頻率，表現出明顯的沖擊特征；對振動起主導作用的頻率成分主要集中在199 Hz附近，即2階諧振頻率，同時測點V2、V4及V5在該頻率處振動過大。因此，一級進氣緩沖罐的振動主要由受氣缸內交變氣體力的沖擊作用引起。

式中：N壓縮機轉速，r/min；m為簡諧階次；壓縮機工作方式為單作用時i=1；雙作用時i=2。

1.2 壓力脈動分析

往復式壓縮機間歇性地吸排氣必然會引起氣體的脈動，壓力脈動通常也是引起管系振動的主要原因之一。為了進一步確定緩沖罐振動是否由壓力脈動過大而引起，進行壓力脈動測試，其壓力脈動頻譜如圖3所示，表明管道內的壓力脈動呈現為低頻脈動，且其主導激勵頻率為壓縮機轉頻。

圖3 壓力頻譜圖

壓力脈動的大小通常用壓力不均勻度δ表示，其計算公式如下：

式中：Pmax為波峰壓力，MPa；Pmin為波谷壓力，MPa；P0為管線內平均絕對壓力，MPa。為保證壓縮機組的安全運行，API618 給出了工作絕對壓力在0.35 MPa至35 MPa下的許用壓力不均勻度[17]，其計算公式為：

式中：a為氣體聲速，mm/s；f為脈動頻率，Hz；D為管線內徑，mm；P0為管線平均絕對壓力，MPa。根據進氣管道結構參數及天然氣的物性參數，即進氣管線內徑140 mm、氣體聲速431.4 mm/s，得到該工況下的許用壓力不均勻度。壓力脈動測試結果如表3所示，進氣管線內的壓力脈動滿足壓力脈動許用值要求，由此表明緩沖罐振動超標并非由壓力脈動過大而引起。

表3 壓力脈動測試結果

1.3 共振分析

壓縮機管道系統內包含機械系統與氣柱系統兩個振動系統，當其機械或氣柱固有頻率與壓縮機激發(fā)或脈動頻率一致時系統將產生共振，強烈的共振能量會導致管道振動急劇增大，因此有必要對管道系統進行共振分析以確定其是否為引發(fā)管道振動的主要原因。

本研究采用Creo 構建進氣緩沖罐及附屬管道的模型，進一步通過ANSYS 建立其數值仿真模型，利用模態(tài)及聲學分析求解該結構的機械固有頻率fm與氣柱固有頻率fa。由于緩沖罐及其附屬管道的振動表現為低頻振動，因此分析前6 階頻率可滿足工程需求，分析結果如表4所示，第一振型如圖4所示。

圖4 進氣緩沖罐結構模型第一振型

分析表4可知，緩沖罐前6階氣柱固有頻率均偏離壓縮機組激發(fā)頻率，因此不存在氣柱共振現象。而在機械固有頻率方面，其3 階固有頻率（104.86 Hz）與6 階固有頻率（200.07 Hz）分別與壓縮機組1階激發(fā)頻率（99.4 Hz）和2 階激發(fā)頻率（199 Hz）重合，因而將產生機械共振現象。

表4 緩沖罐機械及氣柱固有頻率/Hz

綜合分析可知，由于壓縮機工作時氣缸內存在過大的交變氣體力，在該激振力的作用下產生較強的機械共振能量，強烈的共振是造成壓縮機緩沖罐振動超標的主要原因。

2 振動治理措施及分析

由上述振動原因分析可知過大激振力作用下的機械共振是緩沖罐振動超標的主要原因，然而激振力由壓縮機運行工況決定，故通過減小激振力以達到減振目標的方法難以實現。因此，本文采取改變進氣緩沖罐系統結構參數來調整系統固有頻率以有效地控制緩沖罐的振動。結合現場施工條件、成本及管線設計標準等因素，提出緩沖罐減振方案如下：

(1)由于3 個氣缸存在相位差，會在3 個氣缸的進氣管嘴處產生不同步的軸向激勵，3個進氣管嘴互相拉扯而形成過大的彎曲載荷，因此將進氣緩沖罐拆分為兩個進氣緩沖罐；

(2)緩沖罐在H方向的振動較大，增加緩沖罐水平方向的斜支撐以減少振動；

(3)改進進氣口設計，由緩沖罐端頭進氣改為側面進氣，改變氣流方向以減少脈動沖擊；

(4)增加緩沖罐的架空管線支撐。

最終緩沖罐振動治理方案如圖5所示，建立其數值分析模型，求解其機械及氣柱固有頻率，結果見表5。

圖5 緩沖罐振動治理方案

表5 由治理方案所得機械及氣柱固有頻率/Hz

可以看出緩沖罐的固有頻率總體上有所降低，其中1階機械固有頻率有所提高，第1階振型結果如圖6所示。

圖6 緩沖罐振動治理方案模型第一振型

根據API618標準，固有頻率與激發(fā)頻率應具有20%的分離裕度，由此對緩沖罐振動治理方案進行共振分析，如圖7所示。

圖7 緩沖罐振動治理方案共振分析

可以看出，壓縮機1 階激發(fā)頻率總體上不處于共振區(qū)域內，而2階激發(fā)頻率在6階機械及氣柱共振區(qū)域內，但不在核心區(qū)域內。因此，治理方案的共振分析結果表明，該方案有效避免了緩沖罐機械與氣柱共振。

3 振動治理效果評價

根據圖5所示的緩沖罐振動治理方案，進行壓縮機進氣緩沖罐振動的現場治理，完成治理后對緩沖罐進行現場振動測試以評價振動削減效果，治理后現場圖及測點布置如圖8所示，治理后測量時壓縮機組運行工況參數見表6，各測點振動測試結果見表7。

圖8 進氣緩沖罐振動治理后現場圖和測點布置圖

表6 振動治理后測量時壓縮機組運行工況參數

表7 治理后測點V1至V5的振動速度

治理后測點V1至V5振動速度在H方向的頻譜如圖9所示，對比振動治理前各測點振動速度在H方向的頻譜可知，治理后在H 方向上出現了壓縮機轉速的倍頻及其高階頻率，在199 Hz頻率處的振動速度明顯降低。治理前后各測點振動速度對比如圖10所示，治理后緩沖罐的振動速度明顯降低，其中H向振動速度降幅較大。進一步考慮治理后進氣緩沖罐內壓力脈動的變化，對其進行壓力脈動測試，結果表明治理后壓力不均勻度為0.945%，同樣滿足API 618中的許用壓力不均勻度要求。

圖9 治理后測點V1至V5振動速度在H方向的頻譜

圖10 治理前后測點V1至V5振動速度對比圖

4 結語

(1)針對某儲氣庫壓縮機組進氣緩沖罐振動超標問題，通過現場振動測試、壓力脈動測試分析及共振分析等方式，得出過大的激振力及機械共振是引起進氣緩沖罐振動超標的主要原因的結論。提出了拆分緩沖罐、安裝管道支撐等有效措施來治理振動超標問題。

(2)基于振動治理方案，完成壓縮機組進氣緩沖罐的現場治理。由治理后的振動測試結果可知，治理后緩沖罐振動水平明顯降低，并達到標準限定值要求，取得了良好的減振效果。

(3)本文對壓縮機組進氣緩沖罐振動原因分析及治理措施的研究，可為現有壓縮機組振動控制提供參考，為壓縮機安全平穩(wěn)運行提供技術保障，對提高儲氣庫壓縮機組的安全性和經濟性具有重要的現實意義。