往復式壓縮機撬裝模塊振動分析與優化研究

黃志強，黃 琴，陳 振，秦飛虎，楊 金，李 強

（1.西南石油大學 機電工程學院，成都610500；2.中國石油集團濟柴動力有限公司 成都壓縮機分公司，成都610100）

頁巖氣是蘊藏于頁巖層可供開采的天然氣資源，中國的頁巖氣可采儲量較大。頁巖氣開采中后期，當儲層壓力降低至與管網壓力的壓力差小于0.7 MPa時，自儲層流入井筒的流量會急劇減小，此時通過頁巖氣壓縮機裝置減小井口壓力，增加自儲層和井口的壓力差，可以增加流量和加大流速。另一方面，頁巖氣井井底壓力小，且開采中后期壓力衰減較快，短時間內便會導致氣體因壓力低于管網壓力而無法正常外輸，必須利用壓縮機增壓外輸。同時，由于頁巖氣氣井偏遠的特性，頁巖氣開采用的壓縮機組需要具備體積小，整機重量輕，能快速搬遷、重復利用等特性。因此，為提高頁巖氣開采效率和輸送距離，采取撬裝往復式頁巖氣壓縮機增壓技術，壓縮機外觀如圖1所示。

圖1 撬裝往復式頁巖氣壓縮機

撬裝往復式頁巖氣壓縮機組各部件之間通過管道相互連接，各部件、橇體與基礎通過地腳螺栓連為一體，是一個復雜的多自由度振動系統，本文將其稱為壓縮機撬裝模塊。當壓縮機撬裝模塊的機械固有頻率與激振頻率接近時會發生共振，處于共振下運行的壓縮機組會發生劇烈振動，這會對壓縮機機體本身和與之相連的部件造成嚴重的沖擊，長期高頻振動與沖擊將對壓縮機的機械零件造成破壞，如頁巖氣開采現場壓縮機組出現連接螺栓斷裂、分離器內部結構損壞、緩沖罐開裂等現象，圖2所示為破損的實例，有的甚至會造成壓縮機基礎振裂，這將嚴重影響壓縮機組的正常安全運行及頁巖氣開采效率。

圖2 壓縮機組的分離器與緩沖罐結構失效

針對壓縮機機組振動問題，國內外學者主要圍繞壓縮機組的管線氣流脈動及曲軸扭振兩個方面進行了大量研究，而針對壓縮機撬裝模塊整個系統振動的研究還比較少。高寶華等[1]基于平面波動理論，對某往復壓縮機的排氣管路進行氣流脈動計算與分析，采用增設孔板的方法來消減壓力脈動幅值。王康[2]研究了不同結構緩沖器的體積、長徑比、管口直徑對管道氣柱固有頻率和氣流脈動的影響。Zhao等[3]通過數值模擬研究了壓縮機出口管道的劇烈振動的原因，通過添加脈動衰減器，添加管道支撐來改善管道系統的整體剛度，以避免結構共振。李艷玲[4]對往復壓縮機曲軸系進行模態分析和諧響應分析，分析發現原曲軸系存在扭轉振動隱患，通過調整設計參數，改善了曲軸系扭振狀。陳濤[5]基于有限元理論，對動平衡高轉速曲軸進行了扭振分析與優化設計研究。趙杰等[6]對在役超高壓往復壓縮機進行了結構模態分析和動力響應分析，找到了壓縮機振動的原因，并提出了一套減振方案。劉成武等[7]對壓縮機機體進行了模態分析和振動響應分析，獲得了機體的固有頻率和振型，以及機體在動態工況下的應力、變形云圖，找到了機體結構的薄弱環節，為機體的結構設計改進提供理論依據。周厚強[8]對大功率往復式壓縮機的曲軸箱和整機進行模態分析，獲得了該壓縮機曲軸箱的自由模態頻率和振型、整機的約束模態頻率和振型，并根據模態振型圖分析各階振型的特點，進行了結構改進，為整機的振動控制提供參考和方向。韓韜[9]對壓縮機機體進行了動態特性分析，對作用在機體上的氣體壓力、主軸承載荷等主要激勵進行了模擬，計算出了機體的振動響應，獲得了機體振動大的區域，從而為機體的結構改進提供了依據。綜上所述，目前開展的壓縮機振動方面的研究一般從壓縮機管線氣流脈動、曲軸扭振以及單獨對主機機體本身振動進行分析，針對撬裝壓縮機撬裝模塊整個系統的振動研究較少。壓縮機撬裝模塊各部件之間通過管道相互連接，各部件、橇體與基礎通過地腳螺栓連為一體，是一個復雜的多自由度振動系統。

由此，本文以某型號大功率往復式頁巖氣壓縮機為研究對象，基于振動理論，建立壓縮機撬裝模塊振動模型，利用有限元分析軟件ANSYS，開展壓縮機撬裝模塊振動特性研究，確定其在1、2 階激振頻率范圍內的各階固有頻率和振型，掌握壓縮機撬裝模塊振動響應規律。并基于振動分析結果，結合API618 設計標準，對易振部位進行了結構優化設計，為減小機組共振風險和振動控制提供理論指導。

1 壓縮機撬裝模塊振動理論

1.1 壓縮機撬裝模塊振動有限元分析理論

模態分析是振動分析的基礎，模態是結構的固有振動特性，其參數包括固有頻率、阻尼比和模態振型，求解模態參數的過程就是模態分析過程。而模態分析的本質就是求解結構系統的固有頻率和系統內各節點的振幅值的問題[10]。

壓縮機撬裝模塊是一個包含有主機、緩沖罐、電機、管線的復雜振動系統，由很多階的模態疊加而成，不同模態對撬裝結構產生的影響不同。本文采用有限元模態分析的方法，確定壓縮機撬裝模塊結構振動時主要模態，以掌握結構振動特性。

1.2 API618標準對固有頻率的規定

（1）共振區范圍原則

根據美國API618 石油化工和天然氣工業用往復式壓縮機對機械結構固有頻率限制規定要求[11]：計算的機械結構固有頻率與各階激振頻率應滿足20%的頻率分隔區，即共振區為各階激發頻率的±20%范圍內。

由壓縮機產生的激振頻率：

式中：m表示壓縮機氣缸作用方式的一個數，考慮到常用工況下氣缸采用雙作用方式，即m=2；n為曲軸轉速，n=1486 r/min。

計算可得激振頻率：

（2）管線最小固有頻率原則

根據美國API618 石油化工和天然氣工業用往復式壓縮機對管線系統的機械固有頻率限制規定要求[11]：保證管線系統的機械固有頻率大于壓縮機在額定轉速下產生激振頻率的2.4倍，即：

2 壓縮機撬裝模塊振動分析

2.1 壓縮機撬裝模塊有限元模型建立

（1）三維模型建立及簡化

由于壓縮機撬裝模塊各部件的結構復雜，在分析過程中，如保留全部細節特征，會出現網格過密的現象，導致計算量增大甚至不能求解的結果，因此在有限元計算前的實體建模過程中，根據有限元模型簡化原則，對壓縮機撬裝模塊模型簡化如下[12]：

（1）忽略部分細小特征。如主機部件上一些倒角、潤滑油孔和小的螺栓孔等予以忽略，將螺栓連接簡化為焊接；

（2）簡化對撬裝模塊結構強度和剛度影響不大的幾何特征。如控制面板與按鈕等；

（3）保留對于影響較大的結構。否則將嚴重改變系統的質量、剛度矩陣，因而影響計算結果，故將空冷器、電機、主機、緩沖罐等較為復雜的結構簡化為形狀相似的當量質量塊。簡化后壓縮機撬裝模塊模型主要包括空冷柜、主機、電機、緩沖罐、分離器、高位油箱、循環加熱器、管道等部件，壓縮機撬裝模塊幾何模型建立完成如圖3所示。

圖3 壓縮機撬裝模塊幾何模型建立

（2）主要材料參數設置

在線性靜力結構分析中，因為不考慮熱載荷的影響，所以材料屬性只需要定義楊氏模量以及泊松比。因為考慮重力場的作用，即考慮系統的慣性載荷，所以必須要定義材料的密度。查閱《鋼結構設計規范》手冊可知各部件具體材料參數[13]。

（3）模型網格劃分

當生成模型時，典型地是用單元去連接節點以建立不同自由度間的關系，但是有時需要能夠刻劃特殊細節，如剛性區域結構的鉸接連接、各部件之間特殊內節點連接等，這些用單元不足以表達。因此可以用耦合和約束方程來建立節點間、自由度間的特殊關系，利用共享拓撲技術，能進行單元做不到的自由度連接難題。要解決自由度耦合難題，本文采取共享拓撲技術，共享拓撲后，對壓縮機撬裝模塊振動模型進行網格劃分，各個部件在相互接觸的位置就可以很好地實現節點共享。

采用共享拓撲技術可以使面體之間生成相交線，在線體之間生成相交點，使壓縮機撬裝模塊各個部件相交處的節點自由度全部耦合，從而實現力和力矩的有效傳遞，有效地模擬各個部件聯接振動時的局部分離與接觸情況，并能提高計算效率和計算精度。考慮到壓縮機撬裝模塊結構較為復雜，采用四面體網格自動劃分，最大網格尺寸50 mm。壓縮機撬裝模塊模型網格劃分后，生成節點2 212 400個，生成單元1 474 357個，見圖4所示。

（4）邊界條件設置

壓縮機撬裝模塊各部件之間無相對滑動，通過螺栓或焊接的方式固定于底部撬板，底部撬板由混凝土澆注固定于地面，故對底部撬板施加固定約束。

圖4 壓縮機撬裝模塊三維模型

2.2 壓縮機撬裝模塊振動模態結果分析

在壓縮機撬裝模塊機械振動中，1、2階激振頻率的激振力將作為系統受迫振動的主要能量貢獻者[14]。結合實際工程分析，求解了壓縮機撬裝模塊處于1、2 階激振頻率范圍內的各階頻率及振型結果，共30階模態結果總結如表1所示。

壓縮機撬裝模塊發生共振時各部件主要振型如圖5所示。

由壓縮機撬裝模塊振動模態結果分析可知：

（1）第11、13、14、23、24、25、26、27、28、29、30階，共11 階對應的固有頻率落在1、2 階激振頻率共振區范圍內，主要共振部位為管道、循環加熱器結構、分離器結構、主機及其附屬結構，因此這些部位有發生共振的風險。

（2）循環加熱器結構、分離器結構主要處于低階共振；管道結構、主機及其附屬結構主要處于高階共振。

（3）管道、循環加熱器結構的振型主要為沿長、短軸方向的扭轉擺動。分離器結構、主機及其附屬結構的振型主要為沿長、短軸方向的擺動。

圖5 壓縮機撬裝模塊發生共振時各部件主要振型

表1 原壓縮機撬裝模塊處于1、2階激振頻率范圍內的各階頻率及振型

3 壓縮機撬裝模塊振動控制優化研究

由振動理論可知，增大結構的剛度可以提高其固有頻率，故對各結構部件采用結構優化的理念，提高各部件的剛度和穩定性，以增大結構的固有頻率，使各部件盡量避開1、2 階激振頻率共振帶，減小共振風險，從而降低因長期高頻振動帶來的危害。基于壓縮機撬裝模塊的模態分析結果，對處于激振頻帶的各部件進行結構優化，包括管道、循環加熱器結構、分離器結構、主機及其附屬結構，以減小共振帶來的危害，增加其可靠性。

3.1 關鍵結構優化

（1）管道結構優化

由第23、24、26、28 階與第27、30 階模態計算結果可知，分離器的接管管道、緩沖罐的接管管道結構的振型主要為沿長、短軸方向擺動，其均處于2階激振頻率共振區內。改變管路結構和增加管路約束即增大管路阻尼與剛度，考慮到對于投產運行中的管道系統改變管路結構這種方法不切實際，因此只考慮在原來已有關卡之間增加管路約束，約束其上下、左右方向的振動。采用加設不同約束位置的防震管托，并進行模態分析，對比找出最合理的約束位置，間隔壓縮機激發頻率的落點，以消除共振。

（2）循環加熱器結構優化

由第5、8、11、14 階模態計算結果可知，其中第11、14階處于共振頻率范圍，循環加熱器擋板兩邊支撐架跨度較大，為1 066 mm，且上部結構較重，重心高，而下部結構較輕，出現了較大的扭轉振動。結合其結構特點分析：兩邊支架穩定性及剛度、擋板剛度不足，應加強其剛度。為減小支撐架間的跨距，在中間部位增加一個支撐架，同時支撐架之間用型鋼進行焊接，以增加擋板及支撐架的剛度和穩定性，從而減小結構的扭轉擺動見圖6所示。

圖6 循環加熱器結構優化

（3）分離器結構優化

由第6、7、9、13階模態計算結果可知，分離器結構振型主要沿長、短軸方向擺動，其中第13階處于1階共振頻率帶范圍內，振動較為劇烈的部位為一級、二級進氣分離器頂部位置，結合模態結果與結構特點分析：分離器底部固定端與上部自由端的垂直間距較大，上部又連有管道，須加強分離器下部結構的剛度。故在分離器外表面添加以結構鋼為材料的補償圈，以增加其剛度，如圖7所示。

圖7 進氣分離器添加補償圈結構

（4）主機及其附屬結構優化

由第20、22、25、29 模態計算結果可知，其中第25 階、29 處于共振頻率帶，振型表現為主機結構沿短軸、長軸方向的擺動。結合模態結果與結構特點分析：主機結構體積龐大，結構較為分散，具體表現為中體和氣缸的伸出較長，主機及其附屬結構沿曲軸徑向、軸向的剛度和沿機身高度方向的剛度不足，應當在這三個方向采取加強措施。

考慮到原氣缸結構與曲軸箱的支撐跨距長，此時氣缸的系統剛度低，各列氣缸處容易出現沿曲軸徑向、軸向的振動。因此在沿曲軸徑向和軸向的方向上添加支撐結構，這樣就限制了氣缸沿曲軸徑向和軸向的振動，從而提高氣缸部件的剛度，支撐架構與氣缸及底部撬板均采用螺釘聯接方式，如圖7所示。

原一、二級出氣緩沖罐與其下部的支墩結構為面與線的接觸，在受到復雜激勵載荷的情況下，緩沖罐與支墩結構不能很好地接觸，容易產生較大振動。優化后的支墩結構為面與面之間的接觸，限制了緩沖罐沿曲軸軸線和機身高度方向的振動，緩沖罐下部支墩結構優化如圖8所示。

圖8 主機及其附屬結構優化

3.2 優化前后壓縮機撬裝模塊各部件模態結果對比分析

（1）管道結構優化前后對比分析

優化前分離器接管管道的第23、24、26、28階固有頻率均處于2 階激振頻率范圍內；優化后的排氣管道、分離器出口管道在1、2 階激振頻率范圍內未出現振動，且滿足API618 管線最小固有頻率原則，對預防管道結構發生機械共振有重要的意義。

（2）循環加熱器結構優化前后對比分析

循壞加熱器結構優化前后的頻率及振幅變化對比如表2所示。

整體上，循環加熱器結構優化后相比于原結構，固有頻率提高，最大振幅減小；其中優化前循環加熱器結構的第3 次起振頻率為51.369 Hz，處于1 階共振頻率范圍內，優化后的循環加熱器結構的第3 次起振頻率為91.63 Hz，頻率提高，振幅相對減小；優化后的循環加熱器結構相比于原結構，在1、2 階共振頻率范圍內未出現第4次起振。

（3）分離器結構優化前后對比分析

分離器結構優化前后的頻率及振幅變化對比如表3所示。

通過分析可知，整體上，壓縮機撬裝模塊一、二級進氣分離器結構優化后相比于原結構，固有頻率提高，最大振幅較小；優化前二級進氣分離器結構的第1 次起振頻率為55.453 Hz，處于2 階激振頻率共振區范圍內，優化后的結構未落在1 階共振頻率范圍內，減小了分離器結構共振風險。

（4）主機及其附屬結構結構優化前后對比分析

主機及其附屬結構優化前后的頻率及振幅變化對比如表4所示。

通過分析可知，整體上主機及其附屬結構優化后相比于原結構，固有頻率提高，最大振幅整體上降低。其中第2 次起振時，優化后的振幅相比于優化前有所增大，分析其原因為優化后結構的固有頻率提高，但更接近2階共振區范圍，導致其對應的振幅有所增大。第4次起振時，優化后相比于優化前，其對應振幅降低了17.9%。

原主機及其附屬結構第2 次起振頻率為114.38 Hz，處于2倍激振共振區頻率范圍內，優化后的結構第2 次起振頻率為119.28 Hz，優化后主機及其附屬結構在2 倍激振頻率范圍內未出現共振，減小了主機及其附屬結構共振的風險，提升了整機系統的可靠性、安全性。

優化后的壓縮機撬裝模塊處于1階、2階激振頻率范圍內的各階頻率及振型結果共18階，其模態結果總結如表5所示。

綜上，優化后的壓縮機撬裝模塊各階固有頻率提高，振幅減小。原壓縮機撬裝模塊共有11階于共振頻率帶范圍內，優化后有6 階，與優化前相比，落在共振頻率帶的共振階數減少，大大降低了壓縮機組共振風險。

4 結語

本文考慮頁巖氣壓縮機撬裝模塊為復雜多自由度機械振動系統，基于振動理論，開展壓縮機撬裝模塊振動分析，掌握了壓縮機撬裝模塊各部件的振動特性和響應規律，得到以下主要結論：

（1）針對頁巖氣壓縮機撬裝模塊構型和建模復雜的問題，采用共享拓撲技術，有效解決了各部件之相交處節點的自由度耦合難題，實現了部件間力和力矩的有效傳遞，更加符合工況。

表2 優化前后循環加熱器結構各階模態結果對比分析

表3 優化前后分離器結構各階模態結果對比分析

表4 優化前后主機及其附屬結構各階模態結果對比分析

表5 優化后壓縮機撬裝模塊各階固有頻率及振型

（2）掌握了壓縮機撬裝模塊在1、2 階激振頻率范圍內的各階主要模態特性，確定了壓縮機撬裝模塊處于共振區范圍的危險部件為管道、循環加熱器、分離器、主機及其附屬結構，預測了各危險部件在激振頻率下的實際振動響應趨勢，為壓縮機撬裝模塊振動控制提供科學依據。

（3）采用提高各部件結構剛度的準則，對緩沖罐采用充分包絡承托結構、進氣分離器采用補償圈加強結構、管道增設防震管托等，開展了壓縮機撬裝模塊振動控制優化技術研究。

（4）優化后的排氣管道、分離器接管管道的固有頻率滿足API618管線最小固有頻率原則，對預防管道結構發生機械共振有重要的意義。

（5）優化后的壓縮機撬裝模塊各階固有頻率提高，振幅減小。原壓縮機撬裝模塊共有11階于共振頻率帶范圍內，優化后有6 階，相比與優化前，落在共振頻率帶的共振階數減少，大大降低了機組共振風險，其中關鍵部件主機結構振幅最大降低了17.9%。