龔貽斌

(中石化石油機(jī)械股份有限公司三機(jī)分公司，湖北 武漢 430040)

1 引言

隨著天然氣能源的廣泛應(yīng)用，作為天然氣采集、輸送及應(yīng)用等過程中關(guān)鍵設(shè)備的天然氣往復(fù)式壓縮機(jī)組的市場需求也日益增加。除不斷設(shè)計(jì)新增的往復(fù)式壓縮機(jī)組以保證不斷擴(kuò)大的市場需求外，改造在用往復(fù)壓縮機(jī)組以適用不斷變化的應(yīng)用環(huán)境的需求也越來越多。這些改造包括更換壓縮機(jī)組的驅(qū)動設(shè)備如由發(fā)動機(jī)驅(qū)動改變?yōu)殡姍C(jī)驅(qū)動；改變運(yùn)行工況如增加或減少機(jī)組的進(jìn)氣壓力、排氣壓力或流量等多種情況。

與設(shè)計(jì)新壓縮機(jī)組的要求一樣，對在用往復(fù)壓縮機(jī)組的改造也需要對其按API 618 規(guī)范要求進(jìn)行設(shè)計(jì)分析。根據(jù)改造要求的機(jī)組配置和工況應(yīng)用情況，進(jìn)行氣流脈動、機(jī)械振動以及扭轉(zhuǎn)振動分析，以相應(yīng)的調(diào)整修改機(jī)組的原脈動和扭振控制措施，以避免機(jī)組在改造后發(fā)生振動事故。但由于受到現(xiàn)場空間以及改造成本等多種因素的限制，改造機(jī)組的脈動和扭振控制措施修改不可能做到像新機(jī)組成撬設(shè)計(jì)時(shí)那樣只以有效控制振動為主要目標(biāo)，還必須考慮到機(jī)組已經(jīng)制造安裝的事實(shí)，需要充分利舊，即盡量不改動原機(jī)組的容器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、管道布置走向以及更換聯(lián)軸器等。既要盡量減少改動的工作量，又要保證改造后的機(jī)組滿足API 618 規(guī)范的振動控制要求，這就使得改造機(jī)組的脈動和扭振控制設(shè)計(jì)在一定程度上比設(shè)計(jì)新機(jī)組的振動控制設(shè)計(jì)難度更高、更具技術(shù)挑戰(zhàn)性。

本人根據(jù)長期工程實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，提出了關(guān)于在用往復(fù)式壓縮機(jī)組改造過程中振動控制修改設(shè)計(jì)的一般優(yōu)化做法，包括盡量通過增加孔板等氣流脈動控制措施，來減少機(jī)組緩沖罐容器的改造；通過優(yōu)化支撐位置和類型的設(shè)計(jì)，來替代管道布置走向改變；通過優(yōu)化慣量盤安裝使用，來替代聯(lián)軸器更換等多種有效做法。以在盡量極小化改變原機(jī)組配置的前提下，保證改造后的機(jī)組在各種新工況的使用要求下仍能滿足振動控制要求，不會發(fā)生振動事故。并以某實(shí)際機(jī)組改造項(xiàng)目為例，說明在用往復(fù)壓縮機(jī)組改造過程中振動控制修改設(shè)計(jì)優(yōu)化的具體過程，為有效改造在用往復(fù)壓縮機(jī)組、優(yōu)化機(jī)組振動控制措施提供技術(shù)參考。

2 改造項(xiàng)目機(jī)組介紹

本項(xiàng)目壓縮機(jī)組需要進(jìn)行改造，該機(jī)組改造后的主要技術(shù)參數(shù)如下：

型式：臥式四列對稱平衡型

功率：2240 kW

流量：210～418×104m3/d

進(jìn)氣壓力：4.0～4.5 MPa(G)

排氣壓力：5.28～6.3 MPa(G)

進(jìn)氣溫度：30～41 ℃

排氣溫度：≤55 ℃

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速：750～994 r/min

本項(xiàng)目機(jī)組改造前為4個氣缸對稱平衡式布置在壓縮機(jī)身兩側(cè)，驅(qū)動機(jī)采用12V-AT27GL燃?xì)獍l(fā)動機(jī)。業(yè)主反映此燃?xì)獍l(fā)動機(jī)故障率高，維護(hù)時(shí)間和經(jīng)濟(jì)成本高，且現(xiàn)場管線振動較大，故要求將此燃?xì)獍l(fā)動機(jī)驅(qū)動改為高壓變頻電機(jī)驅(qū)動，并且重新進(jìn)行機(jī)組的氣流脈動、機(jī)械振動和扭轉(zhuǎn)振動分析；并在此基礎(chǔ)上，提出合理的控制振動措施整改建議，以到達(dá)減小現(xiàn)場振動的目的，保證機(jī)組的穩(wěn)定運(yùn)行。

3 改造機(jī)組的脈動扭振分析及振動控制措施設(shè)計(jì)優(yōu)化

如前所述，由于機(jī)組配置和運(yùn)行工況發(fā)生了顯著的改變，軸系扭轉(zhuǎn)固有頻率與原機(jī)組相比也發(fā)生了變化，因此原機(jī)組的氣流脈動、機(jī)械振動和扭轉(zhuǎn)振動控制措施已經(jīng)不再適用，需要重新進(jìn)行脈動和扭振分析；并在此基礎(chǔ)上，提出合理的控制振動措施，以到達(dá)減小現(xiàn)場振動的目的，保證機(jī)組的穩(wěn)定運(yùn)行。

3.1 氣流脈動分析和脈動控制措施優(yōu)化

由于往復(fù)壓縮機(jī)的周期、間歇性吸排氣的工作特性，導(dǎo)致其系統(tǒng)內(nèi)產(chǎn)生氣流脈動是無法避免的。氣流脈動引起的振動不但會導(dǎo)致壓縮機(jī)的工作性能降低，并且其產(chǎn)生的氣柱共振會引起管道的劇烈振動。因此，往復(fù)壓縮機(jī)組進(jìn)行氣流脈動分析、優(yōu)化脈動控制措施，以從源頭上消減引起系統(tǒng)振動的激振力是十分必要的。

新壓縮機(jī)組成撬設(shè)計(jì)進(jìn)行氣流脈動分析時(shí)，可按API 618規(guī)范要求，根據(jù)機(jī)組的運(yùn)行工況和機(jī)組配置，在分析設(shè)計(jì)階段優(yōu)化各級容器外形尺寸，以盡可能在設(shè)計(jì)階段減少由于容器尺寸不合理造成的氣柱共振或系統(tǒng)脈動峰-峰值過高。但改造機(jī)組進(jìn)行氣流脈動分析和脈動控制設(shè)計(jì)時(shí)，往往受限于緩沖罐容器盡量不改的要求，沒有新機(jī)組的脈動控制措施靈活。

通過Bentley Puls 脈動分析軟件模擬機(jī)組模型，由于活塞在氣缸中往復(fù)運(yùn)動產(chǎn)生脈沖，當(dāng)氣缸中相應(yīng)的閥門開啟時(shí)，脈沖就通過閥門傳遞到管道(比如進(jìn)氣系統(tǒng)，脈沖是通過開啟的進(jìn)氣閥門而傳到進(jìn)氣系統(tǒng)的)。為了有效的壓縮，進(jìn)氣閥門和排氣閥門不能同時(shí)開啟，所以脈沖不能通過氣缸從進(jìn)氣系統(tǒng)傳到排氣系統(tǒng)，反之也不行，氣缸就是脈動系統(tǒng)的分界點(diǎn)，每個脈動系統(tǒng)互不干涉，可獨(dú)立進(jìn)行分析。因此以該改造機(jī)組一級進(jìn)氣系統(tǒng)為例，建立系統(tǒng)脈動分析模型。

如圖1和圖2所示，機(jī)組在原振動控制措施下一級進(jìn)氣系統(tǒng)最大脈動峰-峰值為API 618規(guī)范允許值的3.98倍，一級進(jìn)氣緩沖罐上將會出現(xiàn)超過2800 N的脈動不平衡力。顯然，工況改變后，機(jī)組的運(yùn)行已經(jīng)不能滿足API 618規(guī)范要求，必須重新進(jìn)行氣流脈動分析，修改氣流脈動振動控制措施。

圖1 原機(jī)組一級進(jìn)氣脈動系統(tǒng)模型

圖2 原機(jī)組一級進(jìn)氣緩沖罐脈動不平衡力

在Bentley Puls 脈動分析軟件中模擬若改變現(xiàn)有容器的尺寸的情況，一級進(jìn)氣脈動系統(tǒng)在改變緩沖器尺寸且不增加其它脈動控制措施時(shí)，如圖3和圖4所示，系統(tǒng)的最大脈動峰——峰值已經(jīng)顯著下降為API 618規(guī)范允許值的1.8倍且一級進(jìn)氣緩沖罐的脈動不平衡力也明顯降低到1400 N左右，滿足振動控制要求。此氣流脈動控制方案雖然振動控制效果理想，但考慮到改造機(jī)組更換容器的制造成本和工作量等其它因素，往往采納率不高。因此在改造項(xiàng)目中更多是利舊，利用現(xiàn)有的容器，配合實(shí)施新的氣流脈動振動控制措施。

圖3 新機(jī)組設(shè)計(jì)一級進(jìn)氣脈動系統(tǒng)模型

圖4 新機(jī)組設(shè)計(jì)一級進(jìn)氣緩沖罐脈動不平衡力

在不改變一級進(jìn)氣緩沖罐尺寸的基礎(chǔ)上，調(diào)整氣流脈動控制措施為在2個一級氣缸進(jìn)氣法蘭處增加兩個孔板以進(jìn)行振動控制。如圖5和圖6所示，系統(tǒng)最大脈動峰——峰值相比原措施下的系統(tǒng)最大脈動峰——峰值也有明顯下降到API 618規(guī)范允許值的1.89倍；一級進(jìn)氣緩沖罐脈動不平衡力可降低至1500 N左右，也有效控制了氣流脈動振動。雖然此方案的一級進(jìn)氣緩沖罐的脈動不平衡力略高于更換容器后的脈動不平衡力，而且由孔板造成的功率損耗超過API 618規(guī)范允許值的1%；但在改造機(jī)組中，此優(yōu)化方案的脈動損耗在可接受范圍內(nèi)，且改造成本低，實(shí)施性高，更為滿足業(yè)主需求。

圖5 利舊設(shè)計(jì)一級進(jìn)氣脈動系統(tǒng)模型

圖6 利舊設(shè)計(jì)一級進(jìn)氣緩沖罐脈動不平衡力

3.2 機(jī)械振動分析和機(jī)械振動控制措施優(yōu)化

由于氣流脈動產(chǎn)生的激振力是無法完全消除的，因此需要對系統(tǒng)進(jìn)行動態(tài)響應(yīng)分析以確定系統(tǒng)是否滿足振動標(biāo)準(zhǔn)要求。機(jī)械振動分析是利用有限元分析軟件建立機(jī)械分析模型，將氣流脈動引起的脈動不平衡力輸出加載到模型上，計(jì)算系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)，通過對系統(tǒng)進(jìn)行合理支撐設(shè)計(jì)以達(dá)到將機(jī)組振動控制在允許范圍內(nèi)的目的。

新機(jī)組成撬時(shí)，會在設(shè)計(jì)階段盡可能合理進(jìn)行機(jī)組布局和管道走向以降低機(jī)組振動風(fēng)險(xiǎn)。在本改造項(xiàng)目機(jī)械振動控制設(shè)計(jì)過程中因?yàn)闄C(jī)組已經(jīng)完成成撬，布局結(jié)構(gòu)改變受限，因此機(jī)械振動設(shè)計(jì)方案應(yīng)最大限度利舊，采用改造現(xiàn)有底撬結(jié)構(gòu)、增強(qiáng)氣缸和中體支撐結(jié)構(gòu)并合理安裝管夾等方法控制脈動不平衡力引起的機(jī)械振動。

Bentley AutoPIPE 軟件建立改造機(jī)組的機(jī)械振動模型，在不改變機(jī)組布局的基礎(chǔ)上進(jìn)行分析。機(jī)組主要系統(tǒng)固有頻率和振型如圖7和圖8所示，圖9顯示了機(jī)組固有頻率與激振力激勵頻率之間的干涉，由模態(tài)分析結(jié)果可知，系統(tǒng)的最低機(jī)械固有頻率并不在2.4倍壓縮機(jī)運(yùn)行頻率之上，其它固有頻率也與壓縮機(jī)運(yùn)行頻率倍頻數(shù)范圍(即激振力頻率范圍)發(fā)生干涉，因而需要進(jìn)行力響應(yīng)分析。分析結(jié)果表明還需要采取下列措施以控制系統(tǒng)機(jī)械振動：如適當(dāng)增加機(jī)組撬內(nèi)和撬間管道的支撐設(shè)計(jì)；在電機(jī)和壓縮機(jī)安裝機(jī)腳處的小底座和大底座的梁結(jié)構(gòu)安裝筋板；同時(shí)在底座梁結(jié)構(gòu)局部范圍內(nèi)(壓縮機(jī)、驅(qū)動器和中體支撐下方)灌漿以增加底座結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性；氣缸外側(cè)安裝A 型缸頭支撐等。圖10顯示了在運(yùn)行工況1時(shí)，機(jī)械分析模型計(jì)算得出的機(jī)組各主要部位最大動態(tài)位移響應(yīng)情況，在機(jī)組進(jìn)行整改后，計(jì)算的位移，加速度及應(yīng)力均在允許極限值內(nèi)。

圖7 機(jī)組振型3-32.8 Hz

圖8 機(jī)組振型5-39.6 Hz

圖9 機(jī)組固有頻率與激振力激勵頻率之間的干涉

3.3 扭轉(zhuǎn)振動分析和扭振控制措施優(yōu)化

在本項(xiàng)目的扭轉(zhuǎn)振動控制中，由于壓縮機(jī)驅(qū)動方式的改變，軸系扭轉(zhuǎn)固有頻率與原機(jī)組相比也發(fā)生了變化，原扭轉(zhuǎn)振動措施已無法滿足扭矩響應(yīng)的要求，必須通過重新進(jìn)行扭振分析設(shè)計(jì)采取相應(yīng)的扭振控制措施，從而達(dá)到扭轉(zhuǎn)振動控制的目的。在新機(jī)組成撬設(shè)計(jì)進(jìn)行扭振分析時(shí)，會重新選型滿足扭矩響應(yīng)的聯(lián)軸器以達(dá)到振動控制標(biāo)準(zhǔn)。更換聯(lián)軸器雖然是控制扭轉(zhuǎn)振動最為理想的方案，但考慮到在改造項(xiàng)目中的成本和改造工作量等因素，在扭振設(shè)計(jì)分析時(shí)應(yīng)盡可能利用慣量盤的安裝等方法代替更換新的聯(lián)軸器。

圖10 機(jī)組系統(tǒng)的計(jì)算動態(tài)位移響應(yīng)(運(yùn)行工況1)

使用扭振分析模型采用頻域分析方法時(shí)，機(jī)組的前三階固有振型如圖11所示。圖12中所示為前三階系統(tǒng)固有頻率繪制的Campbell圖，其中運(yùn)行頻率用豎實(shí)線表示。從圖中可以看出系統(tǒng)固有頻率與機(jī)組運(yùn)行頻率倍頻之間的關(guān)系。根據(jù)API 618規(guī)范要求，僅考慮10倍頻及以下的共振點(diǎn)。在運(yùn)行轉(zhuǎn)速750～994 r/min的下、上限10%范圍內(nèi)，即轉(zhuǎn)速675～1093 r/min范圍內(nèi)，有6個共振點(diǎn)，對應(yīng)的運(yùn)行轉(zhuǎn)速為678 r/min、775 r/min、887 r/min、904 r/min、986 r/min和1084 r/min；機(jī)組在這些轉(zhuǎn)速下運(yùn)行，交變扭矩明顯變大，如圖13所示。

圖11 機(jī)組的前三階固有振型

圖12 系統(tǒng)的Campbell 圖

圖12 系統(tǒng)的Campbell 圖

當(dāng)對電機(jī)軸施加驅(qū)動扭矩和對壓縮機(jī)軸施加負(fù)載扭矩，采用時(shí)域強(qiáng)迫振動分析時(shí)，該分析能夠模擬機(jī)組自啟動到穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)的全過程，是一種精確的力響應(yīng)分析方法、也是能夠進(jìn)行啟動等瞬態(tài)過程分析的有效方法。圖14顯示了在運(yùn)行工況1下，機(jī)組自啟動到穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)過程中，聯(lián)軸器上扭矩的動態(tài)響應(yīng)變化。從中可以看到，聯(lián)軸器上的扭矩響應(yīng)在啟動過程中沒有出現(xiàn)明顯的峰值(即發(fā)生共振)，可以保證機(jī)組的安全運(yùn)行。

圖13 機(jī)組系統(tǒng)的總體諧振分析圖(運(yùn)行工況1)

圖14 聯(lián)軸器扭矩動態(tài)響應(yīng)(運(yùn)行工況1)

進(jìn)行扭振分析后，采用在聯(lián)軸器上加裝轉(zhuǎn)動慣量30 kg·m3飛輪、在壓縮機(jī)曲軸上加裝4個慣量盤等的方案來代替更換聯(lián)軸器。此方案對聯(lián)軸器進(jìn)行了利舊，節(jié)約了改造成本。扭振分析過程和計(jì)算結(jié)果如上所述，結(jié)果表明機(jī)組現(xiàn)有聯(lián)軸器所承受的最大、最小交變扭矩等均在其允許范圍值內(nèi)。

4 結(jié)論

隨著往復(fù)壓縮機(jī)組改造項(xiàng)目的日益增多，改造后的機(jī)組在原有的脈動和扭振控制措施下往往不能滿足API 618規(guī)范的要求，必須根據(jù)改造后的機(jī)組配置和新運(yùn)行工況在盡量不改變機(jī)組布局和更換容器等多種限制下重新對機(jī)組進(jìn)行氣流脈動、機(jī)械振動和扭轉(zhuǎn)振動分析，使改造后的機(jī)組滿足API 618規(guī)范要求。經(jīng)過改造優(yōu)化后的機(jī)組可以節(jié)約改造成本，盡量減少改造工作量，還可以降低機(jī)組的振動風(fēng)險(xiǎn)，保證改造后的機(jī)組的穩(wěn)定運(yùn)行。