海洋鉆采平臺(tái)往復(fù)壓縮機(jī)氣流脈動(dòng)和管道振動(dòng)分析

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(1.中海油能源發(fā)展股份有限公司采油服務(wù)分公司，廣東 湛江 524057；2.中海石油(中國(guó))有限公司湛江分公司，廣東 湛江 524057；3.海洋石油工程股份有限公司特種設(shè)備公司，天津 300451)

螺桿式和往復(fù)式壓縮機(jī)作為海洋鉆采平臺(tái)上重要的增壓設(shè)備，應(yīng)用較為廣泛和成熟，但其振動(dòng)控制問(wèn)題仍是壓縮機(jī)選型設(shè)計(jì)中的難點(diǎn)[1]。螺桿式壓縮機(jī)的振動(dòng)很大程度上取決于轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)平衡、轉(zhuǎn)子嚙合、進(jìn)排氣脈動(dòng)及軸承支撐等，一般通過(guò)優(yōu)選減振器、進(jìn)排氣口安裝金屬減振接管、增強(qiáng)機(jī)組底座剛度等措施控制機(jī)組振動(dòng)[2]。往復(fù)式壓縮機(jī)管道內(nèi)的氣體隨時(shí)間作周期性氣流脈動(dòng)，脈動(dòng)氣流遇到彎頭、三通、調(diào)節(jié)閥等將產(chǎn)生隨時(shí)間變化的激振力，受此激振力的作用，管道會(huì)產(chǎn)生一定的機(jī)械振動(dòng)響應(yīng)[3-4]，生產(chǎn)中遇到的壓縮機(jī)振動(dòng)絕大多數(shù)是氣流脈動(dòng)引起的[5]。壓縮機(jī)管道的劇烈振動(dòng)會(huì)降低壓縮機(jī)的容積效率、減少排氣量、增加功率消耗，縮短氣閥及控制儀表的使用壽命，更嚴(yán)重的是管道與其附件連接部位易發(fā)生松動(dòng)和疲勞破壞，存在較大的生產(chǎn)安全隱患[6]。因此，考慮分析往復(fù)式壓縮機(jī)進(jìn)行氣流脈動(dòng)和管道振動(dòng)，有針對(duì)性地采取必要的減振措施。

1 分析方法

管道系統(tǒng)發(fā)生共振有2種情況：①氣柱共振；②管道機(jī)械共振。在設(shè)計(jì)管道系統(tǒng)時(shí)，應(yīng)使得氣柱固有頻率和管道系統(tǒng)的固有頻率同時(shí)遠(yuǎn)離激發(fā)頻率，管道系統(tǒng)才能有效避開共振。

氣流脈動(dòng)分析主要包括氣柱固有頻率、壓力降和管道內(nèi)壓力脈動(dòng)幅值等的計(jì)算。由于管道中氣流壓力脈動(dòng)值相對(duì)于均壓平均值是一個(gè)小量(按雙振幅計(jì)，一般在8%以內(nèi))，符合平面波動(dòng)理論的假設(shè)[7]，因此，采用以平面波動(dòng)為基本理論的聲學(xué)模擬法分析氣流脈動(dòng)；建立聲學(xué)系統(tǒng)的守恒方程，不同數(shù)學(xué)模型之間采用矩陣轉(zhuǎn)移法實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)的傳遞；忽略高階小量，使非穩(wěn)態(tài)管內(nèi)流體的微分方程線性化。依據(jù)小波動(dòng)理論，得到氣流運(yùn)動(dòng)過(guò)程的波動(dòng)方程如下[8]。

(1)

(2)

式中：ρ為在t瞬時(shí)x界面上的氣體密度，kg/m3；t為時(shí)間，s；c為管道入口端壓力波的速度，m/s；x為位置坐標(biāo)，m；k為氣體絕熱指數(shù)；g為重力加速度，9.18 m/s2；R為氣體常數(shù)，kg·m/(kg·K)；T為氣體溫度，K。

進(jìn)行管道振動(dòng)分析主要是計(jì)算因氣流脈動(dòng)而產(chǎn)生的激振力作用下管道的強(qiáng)迫振動(dòng)。采用矩陣解析法，利用結(jié)構(gòu)力學(xué)的理論來(lái)建立管道的力學(xué)方程，通過(guò)矩陣傳遞原理形成關(guān)聯(lián)方程組，并將方程組的求解轉(zhuǎn)化為矩陣的求解[9]。管道振動(dòng)分析需完成：①模態(tài)分析，即管道系統(tǒng)固有頻率及振型計(jì)算；②激發(fā)響應(yīng)分析，即分析氣流脈動(dòng)激發(fā)力作用下管道系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。

2 氣流脈動(dòng)分析

以海上某氣田群開發(fā)工程項(xiàng)目所應(yīng)用的往復(fù)式天然氣壓縮機(jī)為例。該壓縮機(jī)橇塊底座與平臺(tái)甲板主結(jié)構(gòu)梁直接焊接，電機(jī)采用變頻電機(jī)，功率2 240 kW；壓縮機(jī)采用對(duì)稱平衡型機(jī)組，型號(hào)為Ariel JGC/4，單級(jí)壓縮，進(jìn)氣量(77.8～168.0)×104m3/d，轉(zhuǎn)速500～990 r/min，入口壓力5.5 MPa，入口溫度22.1～28.6 ℃，出口壓力6.34～12.6 MPa。

2.1 模型建立

氣流脈動(dòng)分析采用MAPAK軟件。聲學(xué)分析模擬完整的壓縮機(jī)系統(tǒng)，包括壓縮機(jī)本體、管線、洗滌罐、緩沖罐及換熱器等。首先建立壓縮機(jī)管道系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型和網(wǎng)絡(luò)傳遞分析模型，將管道系統(tǒng)的幾何模型分為進(jìn)氣和排氣2個(gè)管路系統(tǒng)。其中，進(jìn)氣管路的氣流從洗滌罐經(jīng)三通分別進(jìn)入進(jìn)氣緩沖罐和壓縮機(jī)的一級(jí)雙作用氣缸，排氣管路的氣流從氣缸進(jìn)入排氣緩沖罐再進(jìn)入換熱器，模型見圖1。

圖1 進(jìn)、排氣管路系統(tǒng)幾何模型

2.2 分析結(jié)果

針對(duì)不同年份共分為30種操作工況，利用MAPAK軟件對(duì)圖1的模型分別進(jìn)行求解計(jì)算。

2.2.1 系統(tǒng)優(yōu)化與激發(fā)頻率和氣柱固有頻率

設(shè)氣柱固有頻率為f1，激發(fā)頻率為f2，當(dāng)f2=0.8f1～1.2f1時(shí)，即認(rèn)為發(fā)生氣柱共振。該壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍是500～990 r/min，活塞雙作用，激發(fā)頻率f2的計(jì)算結(jié)果見表1。

表1 管道系統(tǒng)激發(fā)頻率

氣柱固有頻率的計(jì)算采用轉(zhuǎn)移矩陣法。將壓縮機(jī)管道系統(tǒng)離散成各個(gè)元件轉(zhuǎn)移矩陣乘積的形式，壓縮機(jī)端采用閉端邊界條件，出口端采用開端邊界條件。為了抑制氣柱共振，在入口和出口緩沖罐內(nèi)部分別增加隔離板和濾波管，修改入口洗滌罐與入口緩沖罐之間的管線尺寸，在氣缸出口與緩沖罐之間增加限流孔板，調(diào)整管道布置和走向等[10]，計(jì)算得到管道系統(tǒng)設(shè)計(jì)優(yōu)化后的氣柱固有頻率，見表2。

表2 氣柱固有頻率計(jì)算值

分析比較表明，管道系統(tǒng)的氣柱固有頻率遠(yuǎn)離80%～120%倍的壓縮機(jī)激發(fā)頻率，避開了共振區(qū)，因而不會(huì)發(fā)生氣柱共振現(xiàn)象。

2.2.2 壓降計(jì)算

壓降計(jì)算的目的是確保壓縮機(jī)更高效地運(yùn)行。API618中除了要求對(duì)靜態(tài)壓降進(jìn)行計(jì)算外，還要求對(duì)總的壓降(靜態(tài)壓降和動(dòng)態(tài)壓降之和)進(jìn)行計(jì)算。為了便于對(duì)分析結(jié)果進(jìn)行評(píng)估，將壓降計(jì)算數(shù)值轉(zhuǎn)化為功率消耗，總的壓降引起的功率消耗見圖2。

圖2 管道系統(tǒng)功率消耗

由圖2可見，僅有個(gè)別操作工況下的壓降值超出了API618標(biāo)準(zhǔn)允許值，但所選用的驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率有較大富裕量，因此不會(huì)對(duì)壓縮機(jī)的運(yùn)行性能產(chǎn)生影響。

2.2.3 壓力脈動(dòng)幅值計(jì)算與控制

通過(guò)對(duì)壓縮機(jī)不同年份運(yùn)行工況的模擬分析，得到不同節(jié)點(diǎn)處的壓力脈動(dòng)幅值。分析結(jié)果表明，除了壓縮機(jī)回流管線側(cè)因激振力引起的的壓力脈動(dòng)幅值超出容許值的300%外，其余管道系統(tǒng)各組成元件(如氣缸通道、氣閥、進(jìn)出管線等)的壓力脈動(dòng)幅值均控制在API618標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)。為了降低回流管線側(cè)的壓力脈動(dòng)幅值，在脈動(dòng)幅值超標(biāo)管線上增加相應(yīng)的管卡進(jìn)行支撐，實(shí)現(xiàn)了振動(dòng)控制，使管道振動(dòng)指標(biāo)滿足規(guī)范要求。

3 機(jī)械振動(dòng)分析

3.1 模型建立

運(yùn)用CAESARⅡ建立改進(jìn)后的管道系統(tǒng)有限元模型見圖3。

圖3 管道系統(tǒng)有限元模型

圖3中壓縮機(jī)作為無(wú)質(zhì)量的剛體處理，閥門按相應(yīng)的質(zhì)量剛性單元處理，管卡及支撐位置施加相應(yīng)的約束邊界。

3.2 結(jié)果分析與振動(dòng)控制

對(duì)管道模型進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，求得管道系統(tǒng)前10階固有頻率f3數(shù)值見表3。

表3 管道系統(tǒng)前10階固有頻率計(jì)算值

對(duì)比表1和表3可知，管道系統(tǒng)的各階機(jī)械固有頻率均遠(yuǎn)離8%～120%倍的壓縮機(jī)激發(fā)頻率，因此管道系統(tǒng)結(jié)構(gòu)不會(huì)發(fā)生共振。

通常對(duì)于共振問(wèn)題，主要以低頻為主，只考慮前2階共振區(qū)相互避開[11]。管道系統(tǒng)前2階固有頻率為12.5 Hz和13.8 Hz時(shí)的振型見圖4和圖5。

分析結(jié)果表明，換熱器的機(jī)械固有頻率在水平方向(活塞運(yùn)動(dòng)方向)和軸向(曲軸方向)上不滿足API618的標(biāo)準(zhǔn)允許值。

圖4 固有頻率12.5 Hz時(shí)的管道系統(tǒng)振型

圖5 固有頻率13.8 Hz時(shí)的管道系統(tǒng)振型

為了提高換熱器的固有頻率，在換熱器的法蘭處增加了額外的結(jié)構(gòu)支撐、對(duì)鞍座支撐及基礎(chǔ)大梁進(jìn)行了結(jié)構(gòu)加強(qiáng)，見圖6。

對(duì)管道系統(tǒng)進(jìn)行強(qiáng)迫響應(yīng)分析表明，換熱器的振動(dòng)水平在可接受的范圍內(nèi)，從而實(shí)現(xiàn)了系統(tǒng)的振動(dòng)控制。

圖6 換熱器結(jié)構(gòu)支撐加強(qiáng)

4 結(jié)論

往復(fù)式天然氣壓縮機(jī)在平臺(tái)上的實(shí)際運(yùn)行狀況表明，機(jī)組帶載運(yùn)行振動(dòng)較小，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠，與數(shù)值計(jì)算結(jié)果相比差異不大，從而驗(yàn)證了利用平面波動(dòng)理論和轉(zhuǎn)移矩陣法可以比較準(zhǔn)確地模擬計(jì)算往復(fù)式壓縮機(jī)管道系統(tǒng)氣流脈動(dòng)和管道振動(dòng)。應(yīng)用上述數(shù)值模擬計(jì)算方法，不僅擺脫了對(duì)國(guó)外公司的依賴，而且降低了投資成本，縮短了壓縮機(jī)橇塊的設(shè)計(jì)建造周期。

[1] 張海云,董曉雨，高鵬.海洋平臺(tái)往復(fù)壓縮機(jī)組脈動(dòng)和振動(dòng)控制方法[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2010(5):24-26.

[2] 唐熊輝,吳昊，姜勇，等.螺桿式制冷壓縮機(jī)組振動(dòng)噪聲特性分析[J].船海工程，2010，39(4)：67-69.

[3] 井海蛟.氣流脈動(dòng)引起往復(fù)壓縮機(jī)管道系統(tǒng)振動(dòng)的分析[J].科技創(chuàng)新導(dǎo)報(bào)，2012(3):71.

[4] 徐斌,馮全科，余小玲.壓縮機(jī)復(fù)雜管路壓力脈動(dòng)及管道振動(dòng)研究[J].核動(dòng)力工程，2008，29(4):79-83.

[5] 黨錫其,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.

[6] 張士永,馬靜.往復(fù)壓縮機(jī)氣流脈動(dòng)及管道振動(dòng)分析[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2011(1):22-25.

[7] 熊怡君,張曉青，張棟，等.大型往復(fù)壓縮機(jī)管道系統(tǒng)氣流脈動(dòng)的計(jì)算[J].工程熱物理學(xué)報(bào)，2017，38(10)：2119-2124.

[8] 劉智勇,高孟理.活塞式往復(fù)機(jī)管路設(shè)計(jì)中氣柱固有頻率的計(jì)算方法[J].化工機(jī)械，2008，35(4)：212-215.

[9] 孫樹福,郭文濤.往復(fù)機(jī)氣流脈動(dòng)和管線振動(dòng)的分析與控制技術(shù)[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2011(6)：19-22.

[10] 金海波,曹揚(yáng).往復(fù)壓縮機(jī)的氣流脈動(dòng)與管線振動(dòng)分析計(jì)算[J].杭氧科技，2012(4)：17-21.

[11] 郭文濤,肖明鑫.往復(fù)壓縮機(jī)管線的振動(dòng)分析方法探究[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2009(2):13-16.