往復式壓縮機組振動分析與控制

賈繼燦，陳佳

（中國石油化工股份有限公司西南油氣分公司油氣銷售中心，四川 德陽 618000）

0 引言

往復式天然氣壓縮機組的振動狀態(tài)較為復雜，涉及流體力學、機械類等各類因素[1-2]，分析、診斷、解決其振動問題比較困難。其中激振頻率與機械系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有頻率落在共振區(qū)域引發(fā)的共振是較為嚴重的振動問題。當機械系統(tǒng)出現(xiàn)共振時，振動幅度隨之而加強。影響振幅的主要因素包含機械系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有頻率、激振力的作用位置、激振力頻率的大小等[3]。一旦各因素組合在一起，隨之產(chǎn)生劇烈振動，壓縮機組將無法正常運行。日常生產(chǎn)實踐中，在振動所產(chǎn)生的交變應力的作用下，導致疲勞破壞，從而引起機組連接螺栓斷裂，振動值超高后會造成機組報警、異常停機、連接管線拉裂等。

本文對首站壓縮機組投產(chǎn)初期的振動原因進行了分析，提出加固、增加中體支撐、加裝慣量盤等消振措施。根據(jù)現(xiàn)場試驗和效果驗證，加裝慣量盤能有效消減機組振動，從而保障機組的正常運行。

1 概況

某氣田首站建有壓縮機4臺，采用3用1備的運行方式。壓縮機由中石化石油機械股份有限公司三機分公司生產(chǎn)，型號為RDSD704-1，四缸一級壓縮。驅(qū)動機由黑龍江佳木斯電機公司生產(chǎn)，型號為10KV/2500kw高效正壓式通風防爆電機。工藝流程為“凈化天然氣→進氣洗滌罐→進氣緩沖罐→氣缸進行壓縮→排氣緩沖罐→冷卻器冷卻→排氣洗滌罐→進下游管道”。單臺機組設(shè)計進/排氣壓力：5.5/8.2MPa（設(shè)計點），排量135.43～377.06萬方/天（設(shè)計點：346.7萬方/天）。

4臺壓縮機在投運初期的5個月內(nèi)，因振動高停機處理19次，甚至發(fā)生連接螺栓斷裂現(xiàn)象，如圖1所示。投運初期壓縮機組振動值變化曲線，如圖2所示，該圖中振動值取自當日平均值，振動測量點位位于壓縮機主軸箱上側(cè)面，數(shù)值為5.11～9.00mm/s，四臺機組振動值均在不同階段超過報警值，對于高振動故障的消除迫在眉睫。

圖1 連接螺栓斷裂

圖2 壓縮機振動值變化曲線圖

2 壓縮機組振動原因分析

引起壓縮機組振動的激勵源很多，主要有高壓氣體產(chǎn)生的氣體力和機械系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有頻率落在共振區(qū)域引發(fā)的機械共振[4-5]。為了準確的判定振動的具體原因，根據(jù)壓縮機組的實際情況，對機組開展了扭矩（軸功率）測試和扭振測試。扭矩測試是基于扭矩的應變測法來實現(xiàn)的，使用的測試工具為TT10k扭矩遙測儀。扭振的測試是借助于機組上的等分齒盤和磁電式轉(zhuǎn)速傳感器來完成的，所測模擬轉(zhuǎn)速脈沖信號通過扭振測試分析軟件提取出相關(guān)的扭振信息，主要包括扭振扭轉(zhuǎn)角以及扭振階次譜等。

扭矩測試點有兩處可供選擇：一處為電機輸出軸位置；另一處為聯(lián)軸節(jié)段光軸處。由于聯(lián)軸節(jié)段光軸處軸端法蘭形狀不規(guī)則，若進行扭矩測試需進行扭矩校準，但現(xiàn)場無法實現(xiàn)扭矩校準。電機輸出軸位置離法蘭較遠，基本無應力集中影響，同時該處無結(jié)構(gòu)限制且軸段溫度適宜，適于扭矩應變片的粘貼和測試。經(jīng)過對比，扭矩測試點選擇電機輸出軸位置處。

機組扭矩及扭振測試的具體安裝布置如圖3所示，扭振測點選擇在聯(lián)軸器后端盤車齒盤處；而扭矩測點選擇在電機輸出軸端的一段光軸段上。

圖3 現(xiàn)場測試安裝布置圖

隨機選擇2號機組，對其空載和加載（100%進氣加載）工況下的扭矩和扭振進行測試，結(jié)果如圖4所示。

圖4 2號機組空載及加載扭矩和扭振測試結(jié)果圖

計算機中的扭振圖顯示波動范圍約為-60000～+1,12500 N·M之間，每秒振蕩16個周期，無論是空載狀態(tài)還是加載狀態(tài)，都在5倍頻左右發(fā)生了較為嚴重的扭振，且加載狀態(tài)下扭振階次譜中5倍頻處幅值已經(jīng)接近0.09，再次確認排除氣體力的因素，判斷為軸系的結(jié)構(gòu)發(fā)生了共振。

由表1可知，CMR800額定扭矩為813780×0.1129=91875 N·M，最大過載扭矩為110251N·M，均小于測得的最大峰值扭矩112500N·M，可以判斷機組的聯(lián)軸器超載。

表1 工程數(shù)據(jù)

3 壓縮機組振動控制措施

為了保證壓縮機組安穩(wěn)長滿運行，降低聯(lián)軸器運轉(zhuǎn)扭矩，控制壓縮機組振動極其重要。基于對壓縮機組振動原因分析的結(jié)論，通過提高機體的剛度、平衡中心慣性主軸與回轉(zhuǎn)軸線不重合而產(chǎn)生離心力等措施，達到控制壓縮機組振動的目的。

3.1 加固及增加支撐

根據(jù)現(xiàn)場實際情況，計劃采用加固原有機組基礎(chǔ)支撐，以提高機體結(jié)構(gòu)的剛度，增加結(jié)構(gòu)的固有頻率，使結(jié)構(gòu)的頻率與激振頻率錯開，從而減少振動。以3號壓縮機組為試驗對象，治理措施為：對機體缸頭支撐進行了更換，將原有單腳支撐改為三角支撐，同時新增中體支撐，現(xiàn)場安裝前后對比情況如圖5、圖6所示。并針對3號壓縮機組加固支撐前后，分別進行了扭振測試，測試結(jié)果如圖7、圖8所示。

圖5 壓縮機組氣缸支撐整改前后對比圖

圖6 壓縮機組安裝中體支撐安裝前后對比圖

圖7 未加固支撐前扭振階次譜

圖8 加固支撐后扭振階次譜

從測試結(jié)果可知，是否加裝支撐對扭振幅值不會產(chǎn)生較大影響，降振效果并不明顯。同時可以看出加固支撐前后的扭振階次譜與2號機組的較為類似，說明該扭振問題及原因是共性問題。

3.2 在曲軸上加裝慣量盤

3.2.1 在曲軸上加裝慣量盤原理分析

在壓縮機組的運轉(zhuǎn)時候，運動部件所產(chǎn)生的不平衡力將在運動中引起附加的動壓力。這不僅會增大運動副中的摩擦和構(gòu)件中的內(nèi)應力，降低機械效率和使用壽命，而且由于這些慣性力一般都是周期性變化的，所以必將引起機械及其基礎(chǔ)產(chǎn)生強迫振動,對于繞固定軸線回轉(zhuǎn)的構(gòu)件，其慣性力可以通過在該構(gòu)件上增加或取出質(zhì)量的方法予以平衡。

在該氣田首站壓縮機組結(jié)構(gòu)中，已經(jīng)存在飛輪，起到了部分平衡曲軸慣量、通過飛輪旋轉(zhuǎn)過程中儲存的動能來緩沖活塞式壓縮機旋轉(zhuǎn)角度的波動的功能，但是該飛輪尺寸、緩沖能力尚不夠，因此依然導致了曲軸轉(zhuǎn)速不均勻度過大進而產(chǎn)生脈動，由于更改飛輪尺寸難度過大，決定采用在曲軸上加裝慣量盤的方式進行彌補，結(jié)構(gòu)如圖9所示。

圖9 壓縮機曲軸與飛輪結(jié)構(gòu)圖

3.2.2 確定慣量盤尺寸

為了確定慣量盤尺寸，采用安裝在聯(lián)軸器處的鑒相傳感器測得角度隨時間的變化，用扭矩測量儀測量曲軸扭矩，進而得出扭矩隨角度的變化曲線。根據(jù)飛輪尺寸設(shè)計原則，首先測出驅(qū)動力矩M=22340N·M；然后計算出最大盈虧功[W]、飛輪轉(zhuǎn)動慣量J；最終得以求出飛輪的質(zhì)量與尺寸。現(xiàn)場安裝及測試如圖10、圖11所示，測試結(jié)果如圖12所示。

圖10 鑒相傳感器安裝現(xiàn)場圖

圖11 現(xiàn)場測量圖

圖12 曲軸扭矩角度圖

其中，計算得等效力矩做功（W=扭矩T×轉(zhuǎn)角）絕對值見表2。

表2 等效力矩做功絕對值

再求出各焦點出盈虧功累計變化量ΔW見表3。

表3盈虧功累計變化量

最大盈虧功[W]=ΔWmax-ΔWmin=455+434=889J

根據(jù)公式（1），計算慣量盤轉(zhuǎn)動慣量：

其中，n為壓縮機轉(zhuǎn)速990rpm。δ為壓縮機曲軸轉(zhuǎn)動不均勻系數(shù)。根據(jù)查表得，往復式壓縮機的δ≤1/50，即在滿足δ不大于1/50的情況下慣量盤的尺寸需要保證在目前工況下的慣量盤轉(zhuǎn)動慣量達到JF=4.14kgm2。

根據(jù)飛輪尺寸計算公式（2）

可計算出圓柱形慣量盤半徑和高度，考慮到慣量盤安裝在曲軸上，而曲軸自身存在9cm的半徑，因此最終設(shè)計出慣量盤半徑28.3cm，高度6cm，圓柱形盤狀。

4 壓縮機組振動控制效果

按照計算的慣量盤的尺寸定制慣量盤，并對2號機組進行了安裝，安裝過程中及安裝后現(xiàn)場如圖14所示。為評價振動控制效果，以安裝前同樣的測試方法，完成了2號壓縮機組安裝慣量盤后的扭矩（軸功率）測試和扭振測試。測試結(jié)果如圖15所示。

圖14 安裝過程中和安裝完成后現(xiàn)場圖

圖15 2號機組安裝慣量盤后空載及加載扭矩和扭振測試結(jié)果圖

圖13 慣量盤示意圖

由測試譜圖可知：加裝慣量盤前后，空載時：在5倍頻處的扭振角位移由0.088deg降低為0.02deg；扭矩值由-35000～+48000N·M降低為-21000～+31000（N·M）；在5倍頻處的扭矩由23000（N·M）降低為5100（N·M）。加載時：在5倍頻處的扭振角位移由0.248deg降低為0.048deg；扭矩由-60000N·M～+112500N·M降低為-10000N·M～+58000N·M；在5倍頻處的扭矩由63000N·M降低為12500N·M。

未加裝慣量盤之前：聯(lián)軸器峰值扭矩在-60000到+112500N·m之間，最大峰值扭矩達到112500N·m，超過額定扭矩（91875N·m）和最大過載扭矩（110251N·m），空載時扭振階次頻譜中5倍頻處幅值已經(jīng)接近0.09，確認機組聯(lián)軸器已經(jīng)出現(xiàn)過載。

加裝慣量盤之后：峰值扭矩約在-12000N·m到58000N·m之間，最大峰值扭矩降幅接近一倍且在額定扭矩以下，加載時扭振階次頻普中5倍頻的扭振幅值從約為0.248降低到0.048，結(jié)果證明加裝慣量盤對降低聯(lián)軸器峰值扭矩效果非常明顯，能夠有效降低壓縮機組的振動,各階次譜振幅值見表4。

表4 各階次譜0.5,，1......，12階扭振幅值表

經(jīng)過以上分析，加裝慣量盤的2#機加載后峰值扭矩約為-10000N·M～58000N·M，大大降低了最大峰值，且扭振階次普中5倍頻的扭振幅值從約為0.248降低到0.048，證明加裝慣量盤較為有效。

續(xù)表4

鑒于2號機組加裝慣性盤對消除振動故障效果，隨后對1號、3號和4號機組陸續(xù)加裝了慣量盤，加完慣量盤后，經(jīng)過近4年的運行，定期對機組運行狀態(tài)進行分析，機組振動一直較好且平穩(wěn)。歷年振動曲線如圖16所示。

圖16 機組投運后振動曲線圖

5 結(jié)語

分析了壓縮機組振動產(chǎn)生的原因，機組振動超標的主要原因是機組軸系的共振；

對壓縮機缸體支撐進行改造，將原有單腳支撐改為三角支撐，增加中體支撐，振動值沒有明顯下降趨勢；

根據(jù)飛輪尺寸設(shè)計原則，設(shè)計了慣量盤尺寸，并對加裝前后的效果進行了對比，結(jié)果證明用加裝慣量盤，可明顯降低聯(lián)軸器峰值扭矩，從而有效消減壓縮機組的振動。

該氣田首站壓縮機組通過加裝慣量盤改造，實現(xiàn)了明顯降低機組振動的目的。改造后，4臺機組正常運行已超過四年。本文的方法及措施可為同類壓縮機組的振動診斷及控制措施選擇提供借鑒。