撬裝往復(fù)壓縮機(jī)的振動(dòng)分析

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(jī)的振動(dòng)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(jī)系統(tǒng)的壓力脈動(dòng)和激振力，使其滿足規(guī)范的要求。同時(shí)分析了壓縮機(jī)系統(tǒng)的固有頻率，使其避開氣柱固有頻率和壓縮機(jī)壓力脈動(dòng)的激發(fā)頻率，避免發(fā)生共振。

往復(fù)式壓縮機(jī) 壓力脈動(dòng) 固有頻率 共振

撬裝往復(fù)式壓縮機(jī)是集往復(fù)式壓縮機(jī)、原動(dòng)機(jī)、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(jī)系統(tǒng)，被廣泛應(yīng)用于天然氣增壓、集輸、氣舉、筑起、燃?xì)馔钙綁嚎s、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(yùn)輸尺寸、重量和占地面積的限制，要求撬裝式往復(fù)壓縮機(jī)在設(shè)計(jì)時(shí)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(dòng)的要求下盡量小。

由于往復(fù)式壓縮機(jī)在運(yùn)行過程中的工作特點(diǎn)是吸、排氣流呈間歇性和周期性，此外活塞運(yùn)動(dòng)的速度隨驅(qū)動(dòng)器的轉(zhuǎn)速變化，在不平衡力和周期性脈動(dòng)壓力的作用下，有時(shí)撬裝系統(tǒng)會(huì)產(chǎn)生異常的振動(dòng)。異常振動(dòng)對(duì)安全生產(chǎn)有很大的威脅，強(qiáng)烈的振動(dòng)會(huì)使管路附件，管道連接部位等處發(fā)生松動(dòng)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(jī)的設(shè)計(jì)過程中，聲學(xué)脈動(dòng)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(jī)項(xiàng)目成撬設(shè)計(jì)為例進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析。

1 成撬壓縮機(jī)的基本情況

本項(xiàng)目壓縮機(jī)的工作介質(zhì)為二氧化碳，壓縮機(jī)主體與進(jìn)出口緩沖罐和洗滌罐成一撬，安裝在室內(nèi)。壓縮機(jī)級(jí)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(gè)撬之間的管道現(xiàn)場(chǎng)連接。壓縮機(jī)主機(jī)型號(hào)為Ariel JGH/4，驅(qū)動(dòng)廠家為西門子，功率700kW，壓縮機(jī)為三級(jí)壓縮，進(jìn)氣壓力為0.2MPa，出口壓力為2.5MPa，電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為995r/min，氣體設(shè)計(jì)處理量為4 166.7Nm3/H(10.325kPa，20℃)，壓縮機(jī)的成撬布置如圖1所示。

圖1 撬裝往復(fù)壓縮機(jī)3D模型

2 壓力脈動(dòng)和激振力分析

壓力脈動(dòng)和激振力的分析主要目的是為了控制壓力脈動(dòng)值和壓力脈動(dòng)引起激振力，使其滿足規(guī)范的要求。找出壓力脈動(dòng)和激振力最大值的頻率，避開機(jī)械共振。本項(xiàng)目壓力脈動(dòng)分析和激振力分析采用BENTLEY PULS軟件。BENTLEY PULS是一個(gè)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(dòng)流條件的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性。BENTLEY PULS的計(jì)算原理是基于一維波動(dòng)理論，使用轉(zhuǎn)移矩陣方法進(jìn)行模擬計(jì)算，可以非常有效的計(jì)算壓力脈動(dòng)等級(jí)和聲音振動(dòng)力，并且其輸出的脈動(dòng)壓力頻譜圖可以直接和API618的許用值進(jìn)行對(duì)比。

2.1壓力脈動(dòng)分析

壓縮機(jī)的壓力脈動(dòng)會(huì)造成許多危害：降低壓縮機(jī)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(dòng)：曲軸或軸瓦磨損厲害等。因此API 618對(duì)壓力脈動(dòng)值進(jìn)行了詳細(xì)的規(guī)定，其中管道系統(tǒng)的壓力脈動(dòng)值不應(yīng)超過pp：

(1)

式中D——管道內(nèi)徑，in；

f——管系機(jī)械固有頻率，Hz；

pL——管線平均絕對(duì)壓力，psi。

壓縮機(jī)氣缸法蘭處壓力脈動(dòng)值不應(yīng)超過pp：

pp=0.03×pL×R≤0.07×pL

(2)

式中R——壓縮機(jī)在該段的壓縮比。

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

圖2 一級(jí)壓縮機(jī)入口模型和壓力脈動(dòng)最大值曲線

圖3 一級(jí)壓縮出口和二級(jí)壓縮入口模型和壓力脈動(dòng)最大值曲線

圖4 二級(jí)壓縮出口和三級(jí)壓縮入口模型和壓力脈動(dòng)最大值曲線

圖5 三級(jí)壓縮出口模型和壓力脈動(dòng)最大值曲線

在圖2～5中的壓力脈動(dòng)曲線分析了各個(gè)頻率下的壓力脈動(dòng)值，從圖2～5可以看出壓力脈動(dòng)值都在許用值的范圍內(nèi)。在這4條曲線中，壓力脈動(dòng)值都是在32Hz附近為最大。考慮電源頻率可能存在波動(dòng)，根據(jù)電機(jī)廠家對(duì)頻率波動(dòng)范圍要求，分析壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速在920～1 040r/min。壓縮機(jī)為雙作用式，該往復(fù)壓縮機(jī)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(dòng)在這種情況下達(dá)到最大值。計(jì)算壓縮機(jī)管道設(shè)備系統(tǒng)機(jī)械固有頻率時(shí)，必須要避開壓力脈動(dòng)達(dá)到最大時(shí)的頻率，避免發(fā)生機(jī)械共振。

fex=nm/60

(3)

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

n——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min。

2.2激振力分析

周期性脈動(dòng)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(dòng)，因此規(guī)范中對(duì)聲學(xué)激振力也做了明確的限制。基于設(shè)計(jì)振動(dòng)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(dòng)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(qiáng)度的最大脈動(dòng)抑制裝置(緩沖罐)的非共振激振力峰-峰指導(dǎo)值，lbf；

SFk——相對(duì)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(qiáng)度的最大管路非共振激振力峰-峰指導(dǎo)值，lbf；

V——為設(shè)計(jì)振動(dòng)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(jì)算值中的較小值。對(duì)于安裝于氣缸的脈動(dòng)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(jì)算值中的較小值。

本項(xiàng)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(jí)壓縮機(jī)入口模型最苛刻點(diǎn)激振力曲線

圖7 一級(jí)壓縮出口二級(jí)壓縮入口模型最苛刻點(diǎn)激振力曲線

圖8 二級(jí)壓縮出口三級(jí)級(jí)壓縮入口模型最苛刻點(diǎn)激振力曲線

圖9 三級(jí)壓縮出模型最苛刻點(diǎn)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(diǎn)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(dòng)最大值的頻率接近。

3 機(jī)械固有頻率分析

對(duì)于撬裝往復(fù)壓縮機(jī)系統(tǒng)，除了設(shè)備管道內(nèi)的氣體介質(zhì)這個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)外，壓縮機(jī)本體以及與其相連的緩沖罐、洗滌罐、管道和支架也是一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)。當(dāng)脈動(dòng)的氣柱遇到彎頭、盲板、截面變化或者閘閥等元件時(shí)，就形成激振力，管道設(shè)備系統(tǒng)就會(huì)激發(fā)作響，形成機(jī)械振動(dòng)。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(shí)，振動(dòng)系統(tǒng)的振幅會(huì)急劇增大，形成共振[3]。機(jī)械固有頻率分析的目的就是為了避免共振。

3.1 壓縮機(jī)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(jī)械固有頻率會(huì)明顯較進(jìn)出撬的主工藝管線的機(jī)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(qiáng)筋，臥式安裝的緩沖罐增加了特殊設(shè)計(jì)的高強(qiáng)度防振管夾。

該項(xiàng)目模型計(jì)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(dòng)激振力最大的頻率32Hz，保證了該部分設(shè)計(jì)不會(huì)發(fā)生機(jī)械共振。

3.2管道固有頻率計(jì)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(huì)明顯偏小。管系固有頻率也是計(jì)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(gè)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(xiàng)目的設(shè)計(jì)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(qiáng)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(dòng)激振力最大的頻率32Hz，保證了該部分設(shè)計(jì)不會(huì)發(fā)生機(jī)械共振。

圖10 壓縮機(jī)撬內(nèi)管道模型

4 結(jié)束語

撬裝往復(fù)壓縮機(jī)的動(dòng)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(dòng)分析，管系結(jié)構(gòu)固有頻率和動(dòng)力響應(yīng)的計(jì)算。減小壓力脈動(dòng)可以降低激振力的幅值，避免過大的振動(dòng)位移；但有時(shí)盡管壓力脈動(dòng)很小，由于管系結(jié)構(gòu)接近機(jī)械共振狀態(tài)，仍能引起較大的機(jī)械振動(dòng)。消減壓力脈動(dòng)的主要措施有設(shè)置緩沖罐、設(shè)置集管器以及采用脈動(dòng)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(jī)的設(shè)計(jì)過程中，只要考慮上述兩方面的動(dòng)力分析，就可以減小系統(tǒng)振動(dòng)的可能性，增強(qiáng)系統(tǒng)運(yùn)行的可靠度。

[1] 黨錫淇，陳守五.活塞式壓縮機(jī)氣流脈動(dòng)與管道振動(dòng)[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(jī)的防喘振控制[J].化工自動(dòng)化及儀表，2011，38(7)：888～890，911.

[3] 唐永進(jìn).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)