李雪婷，葉君超，黃遠明，余小玲，呂 倩

(1.中石化石油機械股份有限公司三機分公司，湖北 武漢 430000;2.西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，陜西 西安 710049)

1 引言

往復(fù)壓縮機因為結(jié)構(gòu)復(fù)雜振動較大，往往需要將所有設(shè)備安裝在一個全焊接鋼結(jié)構(gòu)底座上，底座的重量往往占機組重量的25%以上。由于常規(guī)壓縮機設(shè)計經(jīng)常采用類比設(shè)計，對于底座框架設(shè)計和型鋼規(guī)格的選取偏向保守，容易造成機組機組過重和浪費成本，導(dǎo)致運輸困難；但如果設(shè)計偏向激進，也很容易照成底座起吊變形或局部應(yīng)力過大，導(dǎo)致底座不能很好的起到承載機組的作用。本文通過對底座進行有限元分析研究，選取合適的型鋼來進行底座布局和制造，在保證機組安全的情況下優(yōu)化機組底座設(shè)計，降低制造成本和底座尺寸，以及可能出現(xiàn)的底座形變與應(yīng)力過大問題[1～3]。

根據(jù)ANSI/AISC 360-10Specification for Structural Steel Buildings標準規(guī)定[4]，鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計方法可以采用容許應(yīng)力設(shè)計法(ASD—Allowable Stress Design)或載荷抗力系數(shù)設(shè)計方法(LRFD—Load and Resistance Factor Design)。容許應(yīng)力設(shè)計法采用一階彈性分析計算內(nèi)力，通過構(gòu)件的相關(guān)方程考慮幾何非線性的影響；載荷抗力系數(shù)設(shè)計方法則通過對一階彈性分析進行放大或者直接二階彈性分析來考慮幾何非線性效應(yīng)，其最大不同之處在于它是一種以概率理論為基礎(chǔ)的極限狀態(tài)設(shè)計方法，用概率及統(tǒng)計學(xué)的方法引入了載荷抗力系數(shù)來度量結(jié)構(gòu)的抗力和載荷對結(jié)構(gòu)的綜合效應(yīng)。

因為壓縮機為振動設(shè)備，對安全性要求較高，因此本文采用相對較為保守也相對廣泛的的ASD方法進行設(shè)計計算。

2 壓縮機情況簡介

某型海洋壓縮機因為機組零部件多，設(shè)計空間小，成撬度要求高，其結(jié)構(gòu)包括：主機總成、工藝氣系統(tǒng)、主電機、水冷器、壓縮機潤滑系統(tǒng)、電動盤車、冷卻水系統(tǒng)、洗滌罐等，均需在一個底撬上完成安裝，并且需要保證在機組起吊時不能發(fā)生較大的彈性形變，機組三維布局圖如圖1。

圖1 某型往復(fù)式壓縮機三維圖

其中，根據(jù)三維模型統(tǒng)計壓縮機各部件重量如表1。

表1 壓縮機參數(shù)

3 底座有限元結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

海洋壓縮機組的工況通常包括工作、吊裝和運輸3種工況。工作工況下，壓縮機固定于地面，整個壓縮機底座下底面處于全約束狀態(tài)，壓縮機底座形變小，受支撐力分布均勻，進行模態(tài)分析后發(fā)現(xiàn)其一階固有頻率往往超過250 Hz以上，超過了壓縮機轉(zhuǎn)速的12倍頻，對壓縮機整機振動影響很小，因此不予進一步的詳細分析。吊裝工況下，壓縮機僅受4個吊耳位置約束，支撐力集中分布在這4個位置，且由于支撐面積小，底座形變較大；運輸工況類似于工作工況，只是在運輸工程中由于車輛的加速度引起的橫向的加速度影響。

相比于工作和運輸2種工況，吊裝工況對壓縮機底座要求更高，本文重點分析壓縮機吊裝的工況。撬體結(jié)構(gòu)的起吊分析包括計算撬體在起吊過程中的最大變形和應(yīng)力，從而預(yù)防撬體結(jié)構(gòu)在起吊過程中的過度變形，以及因此引起的驅(qū)動器—聯(lián)軸器—壓縮機軸對中時超過允許的公差范圍以及吊耳失效等事故。為了能夠簡便和準確的加載，對模型各部位的重量載荷進行了簡化，簡化原則如下：

(1)各系統(tǒng)均不列入分析模型，僅將底座作為分析對象，各系統(tǒng)的重量載荷作為外部力加載在底座上；

(2)各系統(tǒng)的重量載荷按照安裝支座的面積均布加載；

(3)優(yōu)先考慮重量大的系統(tǒng)，重量小且支撐小的系統(tǒng)合并至相鄰的系統(tǒng)中；

(4)管匯類系統(tǒng)分布廣泛，且支撐眾多，其重量載荷視為均布在其通過的梁上；

(5)忽略焊接因素和制造誤差影響。

按照以上原則簡化后，模型如圖2。

圖2 壓縮機底座三維加載圖

其中黃色區(qū)域各系統(tǒng)支座在底座上的所在位置和占用面積，加載時按這個區(qū)域?qū)?yīng)加載各系統(tǒng)的重量載荷。

本文采用ANSYS Workbench的結(jié)構(gòu)件模塊進行分析，對采用30 mm單元進行自由劃分模型得到網(wǎng)格如圖3。

圖3 底座網(wǎng)格模型圖

底座整體使用Q235型材，常溫下屈服強度為235 MPa，厚度小于等于16 mm時，抗彎強度為215 MPa。本文模擬的是吊裝工況，吊裝時吊繩套在4個吊耳上，通過吊繩起吊。吊繩在吊耳上可以轉(zhuǎn)動，但不能脫離，因此對吊耳圓柱面添加圓柱約束，使之可以軸向轉(zhuǎn)動，但徑向和軸向不能移動。壓縮機底座所受載荷，主要為壓縮機底座上的各個系統(tǒng)部件的重量和底座本身的重量[5]。因此添加載荷有：重力加速度和表2中所示的各系統(tǒng)重量載荷，加載求解后位移云圖和應(yīng)力云圖如圖4～7。

表2 簡化后壓縮機各系統(tǒng)載荷表

從位移云圖4中可以看出最大形變位移出現(xiàn)在主機和電機支座處，其次是最前端分布工藝氣管線的橫梁，最大形變?yōu)?.87 m，小于裝配要求的5 mm范圍，屬于正常范圍。從應(yīng)力云圖5中可以看出最大應(yīng)力出現(xiàn)在4個吊耳處及連接處，其次是電機支座和水冷器支座處。從圖6吊耳的應(yīng)力云圖中可以看出，吊耳上最大應(yīng)力主要集中在局部邊角上，而整體應(yīng)力水平在59 MPa以下。從圖7中可以看出主梁的最大應(yīng)力出現(xiàn)在吊耳附近，以及主機、主電機和水冷器支座位置，且除了應(yīng)力集中處，整體水平均在52 MPa以下。計算各部分的安全系數(shù)分別為n1=235/59=3.98，n2=235/52=4.52，遠遠大于ANSI/AISC 360中要求的1.67的安全系數(shù)。最大形變位移是1.87 mm，小于推薦數(shù)值的5 mm，由此可以判斷，底座有很大的優(yōu)化空間。

圖4 底座位移云圖

圖5 底座應(yīng)力云圖

圖6 吊耳應(yīng)力云圖

圖7 主梁應(yīng)力云圖

壓縮機組底座的橫梁對應(yīng)于各系統(tǒng)的支座，起到支撐各系統(tǒng)的作用，因此不能隨意調(diào)整橫梁的位置和數(shù)量。此外為了加強型材通用性，減少材料庫存，盡量減少底座上使用的型材規(guī)格。綜上所述，底座優(yōu)化采用統(tǒng)一更換型材的方式。

根據(jù)這種方式設(shè)置了2個優(yōu)化方案，如表3所示。

表3 優(yōu)化方案

采用同樣設(shè)置，分析CASE1結(jié)果有：

從圖8～11中，可以看出最大形變位移出現(xiàn)在最前端分布工藝氣管線的橫梁，其次是主機和電機支座處，最大形變?yōu)?.37 mm。最大應(yīng)力出現(xiàn)在4個吊耳處及連接處，其次是電機支座和水冷器支座處；吊耳上最大應(yīng)力主要集中在局部邊角上，而整體應(yīng)力水平在83 MPa以下，主梁的最大應(yīng)力出現(xiàn)在吊耳附近，以及主機、主電機和水冷器支座位置，且除了應(yīng)力集中處，整體水平均在75 MPa以下。安全系數(shù)分別為n吊耳=235/83=2.83，n主梁=235/75=3.13，大于1.67的安全系數(shù)要求，滿足規(guī)范要求。

圖8 CASE1位移云圖

圖9 CASE1應(yīng)力云圖

分析CASE2結(jié)果有：

從圖12～15中，可以看出最大形變位移出現(xiàn)在最前端分布工藝氣管線的橫梁，其次是主機和電機支座處，最大形變?yōu)?.88 mm。最大應(yīng)力出現(xiàn)在4個吊耳處及連接處，其次是電機支座和水冷器支座處；吊耳上最大應(yīng)力主要集中在局部邊角上，而整體應(yīng)力水平在127 MPa以下，主梁的最大應(yīng)力出現(xiàn)在吊耳附近，以及主機、主電機和水冷器支座位置，且除了應(yīng)力集中處，整體水平均在85 MPa以下。安全系數(shù)分別為n吊耳=235/127=1.85，n主梁=235/85=2.76，大于1.67的安全系數(shù)要求，滿足規(guī)范要求。

圖10 CASE1吊耳應(yīng)力云圖

圖11 CASE1主梁應(yīng)力云圖

圖12 CASE2位移云圖

圖13 CASE2應(yīng)力云圖

圖14 CASE2吊耳應(yīng)力云圖

圖15 CASE2主梁應(yīng)力云圖

下一級規(guī)格的型材為250×250×9×14，尺寸差距較大，分析得到的安全系數(shù)已經(jīng)小于1.65，因此省略其分析。

4 結(jié)論

根據(jù)以上分析結(jié)果可知，隨著底座型鋼規(guī)格的減小，底座應(yīng)力強度水平上升，應(yīng)力分布趨勢不變，底座形變位移增大，且最大形變位移處由主機和電機支座位置轉(zhuǎn)移至工藝氣管線分布的前端橫梁等遠離主機核心運行區(qū)域，相對減少了對主機擾動。

綜合評估CASE1和CASE2的分析結(jié)果，考慮焊接因素和制造誤差影響后，最終按照保守策略選擇使用CASE1的型鋼方案，在機組裝配完成后進行起吊測試，通過激光測距儀測試出最終機組底座最大變形為2.5 mm，與仿真計算結(jié)果相差5.2%，滿足小于10%的工程要求，底座方案優(yōu)化完成。

對比原底座方案，新方案將減少重量2966 kg，減重約15%，降低機組高度50 mm，節(jié)省機組成本，優(yōu)化了機組設(shè)計。