往復(fù)式壓縮機(jī)緩沖罐振動分析與控制

禹貴成，嚴(yán)映華，黎 明，尹愛軍

（1.中國石油西南油氣田分公司 儲氣庫管理處，重慶 401147；2.重慶大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，重慶 400044）

往復(fù)式壓縮機(jī)由于其較強(qiáng)的容量和壓力范圍適應(yīng)性，被廣泛應(yīng)用于天然氣增輸和油氣開采等領(lǐng)域[1]。然而往復(fù)式壓縮機(jī)間歇性、周期性的吸排氣方式導(dǎo)致管系內(nèi)產(chǎn)生氣流脈動，在拐彎處、折角點(diǎn)、管徑變化等不規(guī)則元件處過大的氣流脈動會引起管道及附屬設(shè)備的強(qiáng)烈振動，從而降低壓縮機(jī)工作效率且嚴(yán)重影響壓縮機(jī)組的安全運(yùn)行[2－4]。

壓縮機(jī)管道振動是一個(gè)典型的氣固耦合振動問題[5]，目前對管道振動的研究主要集中在振動理論與分析、振動診斷與識別技術(shù)以及振動控制方法等3個(gè)領(lǐng)域。振動理論與分析研究包括模態(tài)分析[6－7]、流固耦合振動響應(yīng)分析[8－9]以及聲學(xué)和脈動分析[10－11]等。振動控制方法研究旨在提出適當(dāng)?shù)脑O(shè)計(jì)或修改方案，將機(jī)械振動和壓力脈動降到最低限度，往復(fù)式壓縮機(jī)組常用的振動控制方法包括增加緩沖罐、縮短管道長度、安裝孔板以及增加支架等[12－13]。緩沖罐是一種能有效抑制往復(fù)式壓縮機(jī)管系壓力脈動的壓力容器，然而緩沖罐長期處于高壓、振動等極端運(yùn)行環(huán)境中，易出現(xiàn)開裂失效等影響現(xiàn)場安全生產(chǎn)的問題[14－15]。本文針對某儲氣庫壓縮機(jī)組進(jìn)氣緩沖罐振動超標(biāo)問題，通過現(xiàn)場振動測量、模態(tài)分析以及聲學(xué)分析判斷緩沖罐振動超標(biāo)的主要原因，進(jìn)而提出相應(yīng)減振措施并完成現(xiàn)場改造。緩沖罐治理實(shí)施效果表明本文所提出的減振措施有效減小了緩沖罐振動。

1 振動測試及原因分析

1.1 現(xiàn)場振動測試分析

某儲氣庫由8 臺DTY4000 型電驅(qū)Ariel KBU/6注氣壓縮機(jī)組組成，單機(jī)設(shè)計(jì)日處理能力為166×104Nm3/d，額定功率為4 000 kW。在儲氣庫生產(chǎn)運(yùn)行過程中，某一臺機(jī)組的一級進(jìn)氣緩沖罐振動值超過API(American Petroleum Institute)618 第5 版的振動界限值。為了分析該緩沖罐振動超標(biāo)的原因，根據(jù)現(xiàn)場情況對該壓縮機(jī)組一級進(jìn)氣緩沖罐進(jìn)行了振動和壓力脈動現(xiàn)場測試。振動測點(diǎn)V1至V5布置如圖1所示，各測點(diǎn)測試中包含水平(Horizontal，H)、垂直(Vertical，V)與軸向(Axial，A) 3 個(gè)方向的振動測量。測量時(shí)壓縮機(jī)運(yùn)行參數(shù)見表1，測點(diǎn)V1至V5的振動速度值見表2。

表1 治理前壓縮機(jī)組運(yùn)行參數(shù)

表2 測點(diǎn)V1至V5振動速度值

圖1 壓縮機(jī)組一級進(jìn)氣緩沖罐振動測試布點(diǎn)

根據(jù)API 618 標(biāo)準(zhǔn)，緩沖罐振動速度界限值為18 mm/s，管道振動速度界限值為32 mm/s。由振動速度測量結(jié)果可知，測點(diǎn)V2、V4 及V5 振動速度值均已超標(biāo)，且在H方向的振動速度值遠(yuǎn)大于其他兩個(gè)方向。往復(fù)式壓縮機(jī)組的激勵(lì)式如式(1)[16]所示，可得出該機(jī)組的主要激勵(lì)頻率為33.16 Hz，由于工作時(shí)3 個(gè)一級壓縮氣缸存在120°相位差，故壓縮機(jī)組實(shí)際激勵(lì)頻率為99.4 Hz。各測點(diǎn)在H 方向的振動速度頻譜如圖2所示。

圖2 測點(diǎn)V1至V5振動速度在H方向的頻譜分析

分析可知：機(jī)組振動的主激頻率為壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)頻及其高階諧振頻率，表現(xiàn)出明顯的沖擊特征；對振動起主導(dǎo)作用的頻率成分主要集中在199 Hz附近，即2階諧振頻率，同時(shí)測點(diǎn)V2、V4及V5在該頻率處振動過大。因此，一級進(jìn)氣緩沖罐的振動主要由受氣缸內(nèi)交變氣體力的沖擊作用引起。

式中：N壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；m為簡諧階次；壓縮機(jī)工作方式為單作用時(shí)i=1；雙作用時(shí)i=2。

1.2 壓力脈動分析

往復(fù)式壓縮機(jī)間歇性地吸排氣必然會引起氣體的脈動，壓力脈動通常也是引起管系振動的主要原因之一。為了進(jìn)一步確定緩沖罐振動是否由壓力脈動過大而引起，進(jìn)行壓力脈動測試，其壓力脈動頻譜如圖3所示，表明管道內(nèi)的壓力脈動呈現(xiàn)為低頻脈動，且其主導(dǎo)激勵(lì)頻率為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)頻。

圖3 壓力頻譜圖

壓力脈動的大小通常用壓力不均勻度δ表示，其計(jì)算公式如下：

式中：Pmax為波峰壓力，MPa；Pmin為波谷壓力，MPa；P0為管線內(nèi)平均絕對壓力，MPa。為保證壓縮機(jī)組的安全運(yùn)行，API618 給出了工作絕對壓力在0.35 MPa至35 MPa下的許用壓力不均勻度[17]，其計(jì)算公式為：

式中：a為氣體聲速，mm/s；f為脈動頻率，Hz；D為管線內(nèi)徑，mm；P0為管線平均絕對壓力，MPa。根據(jù)進(jìn)氣管道結(jié)構(gòu)參數(shù)及天然氣的物性參數(shù)，即進(jìn)氣管線內(nèi)徑140 mm、氣體聲速431.4 mm/s，得到該工況下的許用壓力不均勻度。壓力脈動測試結(jié)果如表3所示，進(jìn)氣管線內(nèi)的壓力脈動滿足壓力脈動許用值要求，由此表明緩沖罐振動超標(biāo)并非由壓力脈動過大而引起。

表3 壓力脈動測試結(jié)果

1.3 共振分析

壓縮機(jī)管道系統(tǒng)內(nèi)包含機(jī)械系統(tǒng)與氣柱系統(tǒng)兩個(gè)振動系統(tǒng)，當(dāng)其機(jī)械或氣柱固有頻率與壓縮機(jī)激發(fā)或脈動頻率一致時(shí)系統(tǒng)將產(chǎn)生共振，強(qiáng)烈的共振能量會導(dǎo)致管道振動急劇增大，因此有必要對管道系統(tǒng)進(jìn)行共振分析以確定其是否為引發(fā)管道振動的主要原因。

本研究采用Creo 構(gòu)建進(jìn)氣緩沖罐及附屬管道的模型，進(jìn)一步通過ANSYS 建立其數(shù)值仿真模型，利用模態(tài)及聲學(xué)分析求解該結(jié)構(gòu)的機(jī)械固有頻率fm與氣柱固有頻率fa。由于緩沖罐及其附屬管道的振動表現(xiàn)為低頻振動，因此分析前6 階頻率可滿足工程需求，分析結(jié)果如表4所示，第一振型如圖4所示。

圖4 進(jìn)氣緩沖罐結(jié)構(gòu)模型第一振型

分析表4可知，緩沖罐前6階氣柱固有頻率均偏離壓縮機(jī)組激發(fā)頻率，因此不存在氣柱共振現(xiàn)象。而在機(jī)械固有頻率方面，其3 階固有頻率（104.86 Hz）與6 階固有頻率（200.07 Hz）分別與壓縮機(jī)組1階激發(fā)頻率（99.4 Hz）和2 階激發(fā)頻率（199 Hz）重合，因而將產(chǎn)生機(jī)械共振現(xiàn)象。

表4 緩沖罐機(jī)械及氣柱固有頻率/Hz

綜合分析可知，由于壓縮機(jī)工作時(shí)氣缸內(nèi)存在過大的交變氣體力，在該激振力的作用下產(chǎn)生較強(qiáng)的機(jī)械共振能量，強(qiáng)烈的共振是造成壓縮機(jī)緩沖罐振動超標(biāo)的主要原因。

2 振動治理措施及分析

由上述振動原因分析可知過大激振力作用下的機(jī)械共振是緩沖罐振動超標(biāo)的主要原因，然而激振力由壓縮機(jī)運(yùn)行工況決定，故通過減小激振力以達(dá)到減振目標(biāo)的方法難以實(shí)現(xiàn)。因此，本文采取改變進(jìn)氣緩沖罐系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)來調(diào)整系統(tǒng)固有頻率以有效地控制緩沖罐的振動。結(jié)合現(xiàn)場施工條件、成本及管線設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)等因素，提出緩沖罐減振方案如下：

(1)由于3 個(gè)氣缸存在相位差，會在3 個(gè)氣缸的進(jìn)氣管嘴處產(chǎn)生不同步的軸向激勵(lì)，3個(gè)進(jìn)氣管嘴互相拉扯而形成過大的彎曲載荷，因此將進(jìn)氣緩沖罐拆分為兩個(gè)進(jìn)氣緩沖罐；

(2)緩沖罐在H方向的振動較大，增加緩沖罐水平方向的斜支撐以減少振動；

(3)改進(jìn)進(jìn)氣口設(shè)計(jì)，由緩沖罐端頭進(jìn)氣改為側(cè)面進(jìn)氣，改變氣流方向以減少脈動沖擊；

(4)增加緩沖罐的架空管線支撐。

最終緩沖罐振動治理方案如圖5所示，建立其數(shù)值分析模型，求解其機(jī)械及氣柱固有頻率，結(jié)果見表5。

圖5 緩沖罐振動治理方案

表5 由治理方案所得機(jī)械及氣柱固有頻率/Hz

可以看出緩沖罐的固有頻率總體上有所降低，其中1階機(jī)械固有頻率有所提高，第1階振型結(jié)果如圖6所示。

圖6 緩沖罐振動治理方案模型第一振型

根據(jù)API618標(biāo)準(zhǔn)，固有頻率與激發(fā)頻率應(yīng)具有20%的分離裕度，由此對緩沖罐振動治理方案進(jìn)行共振分析，如圖7所示。

圖7 緩沖罐振動治理方案共振分析

可以看出，壓縮機(jī)1 階激發(fā)頻率總體上不處于共振區(qū)域內(nèi)，而2階激發(fā)頻率在6階機(jī)械及氣柱共振區(qū)域內(nèi)，但不在核心區(qū)域內(nèi)。因此，治理方案的共振分析結(jié)果表明，該方案有效避免了緩沖罐機(jī)械與氣柱共振。

3 振動治理效果評價(jià)

根據(jù)圖5所示的緩沖罐振動治理方案，進(jìn)行壓縮機(jī)進(jìn)氣緩沖罐振動的現(xiàn)場治理，完成治理后對緩沖罐進(jìn)行現(xiàn)場振動測試以評價(jià)振動削減效果，治理后現(xiàn)場圖及測點(diǎn)布置如圖8所示，治理后測量時(shí)壓縮機(jī)組運(yùn)行工況參數(shù)見表6，各測點(diǎn)振動測試結(jié)果見表7。

圖8 進(jìn)氣緩沖罐振動治理后現(xiàn)場圖和測點(diǎn)布置圖

表6 振動治理后測量時(shí)壓縮機(jī)組運(yùn)行工況參數(shù)

表7 治理后測點(diǎn)V1至V5的振動速度

治理后測點(diǎn)V1至V5振動速度在H方向的頻譜如圖9所示，對比振動治理前各測點(diǎn)振動速度在H方向的頻譜可知，治理后在H 方向上出現(xiàn)了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的倍頻及其高階頻率，在199 Hz頻率處的振動速度明顯降低。治理前后各測點(diǎn)振動速度對比如圖10所示，治理后緩沖罐的振動速度明顯降低，其中H向振動速度降幅較大。進(jìn)一步考慮治理后進(jìn)氣緩沖罐內(nèi)壓力脈動的變化，對其進(jìn)行壓力脈動測試，結(jié)果表明治理后壓力不均勻度為0.945%，同樣滿足API 618中的許用壓力不均勻度要求。

圖9 治理后測點(diǎn)V1至V5振動速度在H方向的頻譜

圖10 治理前后測點(diǎn)V1至V5振動速度對比圖

4 結(jié)語

(1)針對某儲氣庫壓縮機(jī)組進(jìn)氣緩沖罐振動超標(biāo)問題，通過現(xiàn)場振動測試、壓力脈動測試分析及共振分析等方式，得出過大的激振力及機(jī)械共振是引起進(jìn)氣緩沖罐振動超標(biāo)的主要原因的結(jié)論。提出了拆分緩沖罐、安裝管道支撐等有效措施來治理振動超標(biāo)問題。

(2)基于振動治理方案，完成壓縮機(jī)組進(jìn)氣緩沖罐的現(xiàn)場治理。由治理后的振動測試結(jié)果可知，治理后緩沖罐振動水平明顯降低，并達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)限定值要求，取得了良好的減振效果。

(3)本文對壓縮機(jī)組進(jìn)氣緩沖罐振動原因分析及治理措施的研究，可為現(xiàn)有壓縮機(jī)組振動控制提供參考，為壓縮機(jī)安全平穩(wěn)運(yùn)行提供技術(shù)保障，對提高儲氣庫壓縮機(jī)組的安全性和經(jīng)濟(jì)性具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。