壓縮機組連接螺栓異常斷裂失效分析與治理

禹貴成，宋偉，梁天佑，湯丁，黎明，韓華明

（1.中國石油西南油氣田分公司 儲氣庫管理處，重慶 401147；2.中國石油西南油氣田分公司 重慶氣礦，重慶 400021；3.重慶大學 機械工程學院，重慶 400044）

往復式壓縮機組是油氣儲運中的關鍵設備[1-2]，在復雜的內外源激勵下，其動力傳遞結構、氣體進出及密封結構、輔助結構[3]等易產生各種故障[4]。壓縮機激勵源主要有四大類：慣性力、氣體力、機械沖擊和摩擦力[5-7]。氣缸壓力周期性緩變易導致管系及相關部件疲勞破壞[8]。同時，往復式壓縮機在工作過程中，因氣缸內部結構分布不均，產生氣體脈動，該壓力脈動的主要頻率應高于氣缸壓力引起的振動頻率。氣缸內氣體雖然總體平穩，振動頻率低[9]，但是在氣閥開關瞬間，易產生氣流沖擊與渦動，對缸體氣閥產生沖擊，引起設備某階共有頻率振動[3]。另外，氣閥開啟瞬間，兩側內外壓力差會造成沖擊性激勵。該激勵的頻率很高，該過程發生在氣閥周期性吸氣或排氣過程中，氣閥容積流量曲線分解到轉軸頻率基頻的諧波分量上，這些分量將引起系統各階固有頻率的振動。

中石油川渝地區某儲氣庫機組一級進氣緩沖罐連接螺栓多次發生斷裂，連接管嘴發生開裂，而運行時間遠未達到設計壽命。文中通過機組氣流脈動和機械振動測試分析，分析了結構的異常失效原因，提出了機械結構上的治理方案，并進行了效果分析[10-11]。

1 壓縮機結構異常失效

壓縮機為DTY4000型電驅分體式壓縮機組（Ariel KBU/6壓縮機）。主要組成及螺栓斷裂和管嘴開裂部位如圖1所示。

壓縮機在工作過程中，壓縮介質周期性吸入和排出。工作時，曲軸旋轉帶動連桿，連桿帶動活塞桿，活塞做往復運動，使氣缸容積周期性變化。通常，氣閥、填料函、活塞和傳動部件等是往復式壓縮機組故障著重考慮的方向[12]。

機組所有螺栓斷裂和管嘴開裂都發生在一級進氣緩沖罐與中間氣缸連接處，且斷裂螺栓安裝位置均位于緩沖罐管嘴內、外兩側（即氣缸軸側和蓋側）。所有斷裂的第一顆螺栓均靠氣缸軸中心，螺栓斷裂順序從氣缸中心向外延伸逐漸斷裂。所有斷裂斷口都發生在螺栓第一牙根處，斷口正斷，斷面平坦。金相分析表明，螺栓斷裂的主要原因為其服役環境存在交變應力導致的疲勞斷裂，而非材料本身性能所致。

2 機械振動與壓力脈動分析

按美國石油學會標準API 618（American Petroleum Institute, Reciprocating Compressors for Petroleum, Chemical, and Gas Industry Services，石化和氣體工業設施用往復壓縮機，第五版）[13]對機組進行氣流脈動和機械振動分析。該標準對壓縮機結構、制造、配套設備的制造技術、檢查、試驗等內容進行了明確規定，是目前國際上最常用的標準之一，國內也廣泛采用這一標準。

2.1 機械振動分析

文中采用瑞典埃司彼姆（SPM）的設備振動分析系統（M01MINIJS型）對壓縮缸缸頭、各緩沖罐入口、進氣管線和排氣管線等共37個測點進行振動檢測和分析[14-15]。機組運行工況：進氣壓力為7.59 MPa，排氣壓力為25.4 MPa，處理量為187×104Nm3/d，機組負荷率為83%。結果表明，機組一級進氣分離器本體等部位振動不大，而一級進氣緩沖罐2以及一級進氣架空管線沿水平方向振動大（相關測點如圖1所示），分別達到40.86 mm/s和32.71 mm/s，且它們的最大振動分量都出現在機組轉速的12倍頻處（機組轉速為994 r/min），其頻譜分別如圖2、圖3所示。

2.2 壓力脈動分析

氣體力產生振動，氣體引起振動激勵源分為3類：氣缸壓力變化、氣缸內氣流沖擊渦動[2]以及氣閥周期性工作循環引起的氣流沖擊。

根據往復式壓縮機組工作特性，機組在關閉余隙的情況下運行時，氣體處理量變大，致使一級進氣緩沖罐和一級進氣架空管線振動水平相應增高。如果開啟余隙后運行時，使氣體處理量下降，減弱了氣體產生的振動，一級進氣緩沖罐和一級進氣架空管線振動水平也明顯降低。故可以證明，一級進氣緩沖罐和架空管線的振動主要是由氣缸內交變氣體力的作用所引起的。根據工況表，利用Bentley PULS軟件對機組脈動力進行分析。機組在關閉余隙時，一級壓縮氣缸內的最大脈動力為320 kN，如圖4所示。同時，二級壓縮氣缸內的最大氣體力為180 kN，如圖5所示。

圖4 一級壓縮壓力脈動（最大320 kN）Fig.4 Pressure pulsation of first compression (maximum 320 kN)

圖5 二級壓縮壓力脈動（最大180 kN）Fig.5 Pressure pulsation of second compression (maximum 180 kN)

2.3 仿真分析

利用Bentley PULS軟件建立機組氣流脈動和機械振動仿真模型，進行系統模擬和動態響應分析[16-18]。其中緩沖罐長3740 mm，外徑為530 mm，壁厚28 mm，進氣口之間的間距為1219 mm；緩沖罐進氣口外徑為152 mm，壁厚22 mm，排氣口外徑為167 mm，壁厚35 mm；分離器高2776 mm，外徑為736 mm，殼體壁厚44 mm；分離器進氣口外徑為152 mm，壁厚22 mm，排氣口外徑為152 mm，壁厚41 mm。以機組的實際運行工況參數進行仿真，建模分析結果如圖6所示。

圖6 一級進氣緩沖罐振動響應Fig.6 Vibration response of primary air intake buffer tank

根據氣流脈動和機械振動仿真結果可以看出，由于一級壓縮系統的3個氣缸之間存在120°的相位差，當機組在關閉余隙運行時，在帶相位差的氣缸內交變氣體力和氣流脈動激振力的聯合作用下，使得一級進氣緩沖罐在水平方向產生了顯著的振動，如圖6所示。

由圖6可知，一級進氣緩沖罐相對中間氣缸（4號缸）的變形比對其他2個氣缸的變形大，這是因為3個氣缸的交變氣體力相互存在120°的相位差。由此，一級進氣緩沖罐與中間氣缸的連接螺栓和管嘴所受彎曲載荷最大，故其連接螺栓和管嘴最先破壞。

連接管道受振動沖擊，其彎曲方向可以反映振動沖擊的主方向。該壓縮機組螺栓斷裂和管嘴開裂的部位均位于緩沖罐管嘴內、外兩側（即氣缸軸側和蓋側），緩沖罐與4號氣缸連接管嘴變形，是氣缸內交變氣體力引起的水平方向振動，對一級進氣緩沖罐連接螺栓和管嘴作用了一個繞壓縮機軸方向的交變力矩，導致緩沖罐管嘴內、外側（即氣缸軸側和蓋側）的連接螺栓疲勞斷裂以及管嘴疲勞開裂。同時，儲氣庫8臺機組聯合運行情況下，一級進氣緩沖罐處最大脈動不平衡力超API 618標準允許值的3倍。這說明原機組氣流脈動控制設計不合適，也導致一級進氣緩沖罐內脈動不平衡力偏大。

3 治理方案與效果分析

治理措施應當同時保證簡潔、經濟、有效，相對于設計一個新機組方案，治理方案只需保證改良后的振動水平達到行業合格水平即可，而不必追求過高的評價指標。另外，在設計治理方案時，應當充分考慮可實施性。

3.1 治理方案

振動測試分析和壓力脈動分析表明，螺栓斷裂及管嘴失效原因是多方面的[19-20]。一方面是機組氣流脈動控制設計不合適，導致一級進氣緩沖罐內脈動不平衡力偏大；另一方面是機組中體支撐結構剛度不夠，且又沒有缸頭支撐，不能有效抑制因氣缸內交變氣體力作用而引起的進氣緩沖罐和氣缸沿水平方向（即活塞運行方向）的振動。這是導致一級進氣緩沖罐連接螺栓斷裂及管嘴失效的主要原因之一。

針對上述分析，考慮治理成本和可行性等因素，可從如下方面提高結構剛度，減小振動強度。

1）對于2個一級進氣緩沖罐，將現有管線中心至緩沖罐中心的距離縮短。同時，2個一級進氣緩沖罐與排氣管之間使用長高頸管嘴，并安裝管嘴補強圈。

2）與氣缸相連的一級進氣緩沖罐筒體上焊加強板，氣缸增加A型氣缸缸頭支撐。

3）在一級進氣緩沖罐進口管道上，安裝2個高位管夾，加強中體支撐，在氣缸中體支撐底部的安裝梁上，安裝梯形筋板。

4）確保2個一級進氣緩沖罐的安裝精度，同時確保連接螺栓的安裝預緊力矩滿足安裝標準要求。安裝后的螺栓要避免受到凝析水的腐蝕。

5）對機組分離器液位計、排氣管道安全閥等部位，建議一并加強支撐結構、減少振動。

條件可行的情況下，可改進氣流脈動：將原來一個一級進氣緩沖罐分離成為兩個進氣緩沖罐；在一級壓縮氣缸的進氣法蘭口，加裝內徑孔板。

3.2 效果分析

對優化后的結構進行了振動響應分析，如圖7所示，其中字母表示振動分析位置。

圖7 優化后的振動響應Fig.7 Optimized vibration response

緩沖罐管嘴與氣缸法蘭螺栓連接處的受力大幅下降，之前出問題的中間氣缸連接法蘭螺栓處的載荷較改進前的方案降低了47%，見表1和表2。可以看到，當采用2個進氣緩沖罐時，通過安裝中體支撐筋板，增加緩沖罐斜拉支撐和安裝氣缸缸頭支撐，一級進氣緩沖罐的振動響應較原方案有所改善，同時緩沖罐管嘴與氣缸法蘭連接螺栓處的受力大幅下降。這樣，既改善了振動情況，同時降低了管嘴法蘭螺栓受力。

表1 緩沖罐振動位移對比Tab.1 Vibration displacement comparison of buffer tank mm

表2 螺栓受力對比Tab.2 Bolt stress comparison kN

根據機組氣流脈動控制優化方案進行改造治理。在相同的運行工況下，治理前后的振動檢測結果見表3。由表3可知，本文的優化方案是有效的。

表3 治理前后振動對比Tab.4 Vibration comparison before and after treatment mm/s

4 結語

通過對機組進行壓力脈動、振動測試現場和仿真研究，分析了壓縮機組部件失效的原因，即氣流脈動控制設計不合理，以及機組剛度不夠，導致無法有效抑制機組振動。針對于這兩種問題，文中提出了對應的治理方案，并對治理方案效果作出評估。該方案有效減弱了緩沖罐振動響應，降低了管嘴法蘭螺栓受力。