龔貽斌

(中石化石油機械股份有限公司三機分公司，湖北 武漢 430040)

1 引言

隨著天然氣能源的廣泛應用，作為天然氣采集、輸送及應用等過程中關鍵設備的天然氣往復式壓縮機組的市場需求也日益增加。除不斷設計新增的往復式壓縮機組以保證不斷擴大的市場需求外，改造在用往復壓縮機組以適用不斷變化的應用環(huán)境的需求也越來越多。這些改造包括更換壓縮機組的驅動設備如由發(fā)動機驅動改變?yōu)殡姍C驅動；改變運行工況如增加或減少機組的進氣壓力、排氣壓力或流量等多種情況。

與設計新壓縮機組的要求一樣，對在用往復壓縮機組的改造也需要對其按API 618 規(guī)范要求進行設計分析。根據改造要求的機組配置和工況應用情況，進行氣流脈動、機械振動以及扭轉振動分析，以相應的調整修改機組的原脈動和扭振控制措施，以避免機組在改造后發(fā)生振動事故。但由于受到現場空間以及改造成本等多種因素的限制，改造機組的脈動和扭振控制措施修改不可能做到像新機組成撬設計時那樣只以有效控制振動為主要目標，還必須考慮到機組已經制造安裝的事實，需要充分利舊，即盡量不改動原機組的容器結構設計、管道布置走向以及更換聯軸器等。既要盡量減少改動的工作量，又要保證改造后的機組滿足API 618 規(guī)范的振動控制要求，這就使得改造機組的脈動和扭振控制設計在一定程度上比設計新機組的振動控制設計難度更高、更具技術挑戰(zhàn)性。

本人根據長期工程實踐經驗，提出了關于在用往復式壓縮機組改造過程中振動控制修改設計的一般優(yōu)化做法，包括盡量通過增加孔板等氣流脈動控制措施，來減少機組緩沖罐容器的改造；通過優(yōu)化支撐位置和類型的設計，來替代管道布置走向改變；通過優(yōu)化慣量盤安裝使用，來替代聯軸器更換等多種有效做法。以在盡量極小化改變原機組配置的前提下，保證改造后的機組在各種新工況的使用要求下仍能滿足振動控制要求，不會發(fā)生振動事故。并以某實際機組改造項目為例，說明在用往復壓縮機組改造過程中振動控制修改設計優(yōu)化的具體過程，為有效改造在用往復壓縮機組、優(yōu)化機組振動控制措施提供技術參考。

2 改造項目機組介紹

本項目壓縮機組需要進行改造，該機組改造后的主要技術參數如下：

型式：臥式四列對稱平衡型

功率：2240 kW

流量：210～418×104m3/d

進氣壓力：4.0～4.5 MPa(G)

排氣壓力：5.28～6.3 MPa(G)

進氣溫度：30～41 ℃

排氣溫度：≤55 ℃

壓縮機轉速：750～994 r/min

本項目機組改造前為4個氣缸對稱平衡式布置在壓縮機身兩側，驅動機采用12V-AT27GL燃氣發(fā)動機。業(yè)主反映此燃氣發(fā)動機故障率高，維護時間和經濟成本高，且現場管線振動較大，故要求將此燃氣發(fā)動機驅動改為高壓變頻電機驅動，并且重新進行機組的氣流脈動、機械振動和扭轉振動分析；并在此基礎上，提出合理的控制振動措施整改建議，以到達減小現場振動的目的，保證機組的穩(wěn)定運行。

3 改造機組的脈動扭振分析及振動控制措施設計優(yōu)化

如前所述，由于機組配置和運行工況發(fā)生了顯著的改變，軸系扭轉固有頻率與原機組相比也發(fā)生了變化，因此原機組的氣流脈動、機械振動和扭轉振動控制措施已經不再適用，需要重新進行脈動和扭振分析；并在此基礎上，提出合理的控制振動措施，以到達減小現場振動的目的，保證機組的穩(wěn)定運行。

3.1 氣流脈動分析和脈動控制措施優(yōu)化

由于往復壓縮機的周期、間歇性吸排氣的工作特性，導致其系統(tǒng)內產生氣流脈動是無法避免的。氣流脈動引起的振動不但會導致壓縮機的工作性能降低，并且其產生的氣柱共振會引起管道的劇烈振動。因此，往復壓縮機組進行氣流脈動分析、優(yōu)化脈動控制措施，以從源頭上消減引起系統(tǒng)振動的激振力是十分必要的。

新壓縮機組成撬設計進行氣流脈動分析時，可按API 618規(guī)范要求，根據機組的運行工況和機組配置，在分析設計階段優(yōu)化各級容器外形尺寸，以盡可能在設計階段減少由于容器尺寸不合理造成的氣柱共振或系統(tǒng)脈動峰-峰值過高。但改造機組進行氣流脈動分析和脈動控制設計時，往往受限于緩沖罐容器盡量不改的要求，沒有新機組的脈動控制措施靈活。

通過Bentley Puls 脈動分析軟件模擬機組模型，由于活塞在氣缸中往復運動產生脈沖，當氣缸中相應的閥門開啟時，脈沖就通過閥門傳遞到管道(比如進氣系統(tǒng)，脈沖是通過開啟的進氣閥門而傳到進氣系統(tǒng)的)。為了有效的壓縮，進氣閥門和排氣閥門不能同時開啟，所以脈沖不能通過氣缸從進氣系統(tǒng)傳到排氣系統(tǒng)，反之也不行，氣缸就是脈動系統(tǒng)的分界點，每個脈動系統(tǒng)互不干涉，可獨立進行分析。因此以該改造機組一級進氣系統(tǒng)為例，建立系統(tǒng)脈動分析模型。

如圖1和圖2所示，機組在原振動控制措施下一級進氣系統(tǒng)最大脈動峰-峰值為API 618規(guī)范允許值的3.98倍，一級進氣緩沖罐上將會出現超過2800 N的脈動不平衡力。顯然，工況改變后，機組的運行已經不能滿足API 618規(guī)范要求，必須重新進行氣流脈動分析，修改氣流脈動振動控制措施。

圖1 原機組一級進氣脈動系統(tǒng)模型

圖2 原機組一級進氣緩沖罐脈動不平衡力

在Bentley Puls 脈動分析軟件中模擬若改變現有容器的尺寸的情況，一級進氣脈動系統(tǒng)在改變緩沖器尺寸且不增加其它脈動控制措施時，如圖3和圖4所示，系統(tǒng)的最大脈動峰——峰值已經顯著下降為API 618規(guī)范允許值的1.8倍且一級進氣緩沖罐的脈動不平衡力也明顯降低到1400 N左右，滿足振動控制要求。此氣流脈動控制方案雖然振動控制效果理想，但考慮到改造機組更換容器的制造成本和工作量等其它因素，往往采納率不高。因此在改造項目中更多是利舊，利用現有的容器，配合實施新的氣流脈動振動控制措施。

圖3 新機組設計一級進氣脈動系統(tǒng)模型

圖4 新機組設計一級進氣緩沖罐脈動不平衡力

在不改變一級進氣緩沖罐尺寸的基礎上，調整氣流脈動控制措施為在2個一級氣缸進氣法蘭處增加兩個孔板以進行振動控制。如圖5和圖6所示，系統(tǒng)最大脈動峰——峰值相比原措施下的系統(tǒng)最大脈動峰——峰值也有明顯下降到API 618規(guī)范允許值的1.89倍；一級進氣緩沖罐脈動不平衡力可降低至1500 N左右，也有效控制了氣流脈動振動。雖然此方案的一級進氣緩沖罐的脈動不平衡力略高于更換容器后的脈動不平衡力，而且由孔板造成的功率損耗超過API 618規(guī)范允許值的1%；但在改造機組中，此優(yōu)化方案的脈動損耗在可接受范圍內，且改造成本低，實施性高，更為滿足業(yè)主需求。

圖5 利舊設計一級進氣脈動系統(tǒng)模型

圖6 利舊設計一級進氣緩沖罐脈動不平衡力

3.2 機械振動分析和機械振動控制措施優(yōu)化

由于氣流脈動產生的激振力是無法完全消除的，因此需要對系統(tǒng)進行動態(tài)響應分析以確定系統(tǒng)是否滿足振動標準要求。機械振動分析是利用有限元分析軟件建立機械分析模型，將氣流脈動引起的脈動不平衡力輸出加載到模型上，計算系統(tǒng)的動態(tài)響應，通過對系統(tǒng)進行合理支撐設計以達到將機組振動控制在允許范圍內的目的。

新機組成撬時，會在設計階段盡可能合理進行機組布局和管道走向以降低機組振動風險。在本改造項目機械振動控制設計過程中因為機組已經完成成撬，布局結構改變受限，因此機械振動設計方案應最大限度利舊，采用改造現有底撬結構、增強氣缸和中體支撐結構并合理安裝管夾等方法控制脈動不平衡力引起的機械振動。

Bentley AutoPIPE 軟件建立改造機組的機械振動模型，在不改變機組布局的基礎上進行分析。機組主要系統(tǒng)固有頻率和振型如圖7和圖8所示，圖9顯示了機組固有頻率與激振力激勵頻率之間的干涉，由模態(tài)分析結果可知，系統(tǒng)的最低機械固有頻率并不在2.4倍壓縮機運行頻率之上，其它固有頻率也與壓縮機運行頻率倍頻數范圍(即激振力頻率范圍)發(fā)生干涉，因而需要進行力響應分析。分析結果表明還需要采取下列措施以控制系統(tǒng)機械振動：如適當增加機組撬內和撬間管道的支撐設計；在電機和壓縮機安裝機腳處的小底座和大底座的梁結構安裝筋板；同時在底座梁結構局部范圍內(壓縮機、驅動器和中體支撐下方)灌漿以增加底座結構的穩(wěn)定性；氣缸外側安裝A 型缸頭支撐等。圖10顯示了在運行工況1時，機械分析模型計算得出的機組各主要部位最大動態(tài)位移響應情況，在機組進行整改后，計算的位移，加速度及應力均在允許極限值內。

圖7 機組振型3-32.8 Hz

圖8 機組振型5-39.6 Hz

圖9 機組固有頻率與激振力激勵頻率之間的干涉

3.3 扭轉振動分析和扭振控制措施優(yōu)化

在本項目的扭轉振動控制中，由于壓縮機驅動方式的改變，軸系扭轉固有頻率與原機組相比也發(fā)生了變化，原扭轉振動措施已無法滿足扭矩響應的要求，必須通過重新進行扭振分析設計采取相應的扭振控制措施，從而達到扭轉振動控制的目的。在新機組成撬設計進行扭振分析時，會重新選型滿足扭矩響應的聯軸器以達到振動控制標準。更換聯軸器雖然是控制扭轉振動最為理想的方案，但考慮到在改造項目中的成本和改造工作量等因素，在扭振設計分析時應盡可能利用慣量盤的安裝等方法代替更換新的聯軸器。

圖10 機組系統(tǒng)的計算動態(tài)位移響應(運行工況1)

使用扭振分析模型采用頻域分析方法時，機組的前三階固有振型如圖11所示。圖12中所示為前三階系統(tǒng)固有頻率繪制的Campbell圖，其中運行頻率用豎實線表示。從圖中可以看出系統(tǒng)固有頻率與機組運行頻率倍頻之間的關系。根據API 618規(guī)范要求，僅考慮10倍頻及以下的共振點。在運行轉速750～994 r/min的下、上限10%范圍內，即轉速675～1093 r/min范圍內，有6個共振點，對應的運行轉速為678 r/min、775 r/min、887 r/min、904 r/min、986 r/min和1084 r/min；機組在這些轉速下運行，交變扭矩明顯變大，如圖13所示。

圖11 機組的前三階固有振型

圖12 系統(tǒng)的Campbell 圖

圖12 系統(tǒng)的Campbell 圖

當對電機軸施加驅動扭矩和對壓縮機軸施加負載扭矩，采用時域強迫振動分析時，該分析能夠模擬機組自啟動到穩(wěn)定運行狀態(tài)的全過程，是一種精確的力響應分析方法、也是能夠進行啟動等瞬態(tài)過程分析的有效方法。圖14顯示了在運行工況1下，機組自啟動到穩(wěn)定運行狀態(tài)過程中，聯軸器上扭矩的動態(tài)響應變化。從中可以看到，聯軸器上的扭矩響應在啟動過程中沒有出現明顯的峰值(即發(fā)生共振)，可以保證機組的安全運行。

圖13 機組系統(tǒng)的總體諧振分析圖(運行工況1)

圖14 聯軸器扭矩動態(tài)響應(運行工況1)

進行扭振分析后，采用在聯軸器上加裝轉動慣量30 kg·m3飛輪、在壓縮機曲軸上加裝4個慣量盤等的方案來代替更換聯軸器。此方案對聯軸器進行了利舊，節(jié)約了改造成本。扭振分析過程和計算結果如上所述，結果表明機組現有聯軸器所承受的最大、最小交變扭矩等均在其允許范圍值內。

4 結論

隨著往復壓縮機組改造項目的日益增多，改造后的機組在原有的脈動和扭振控制措施下往往不能滿足API 618規(guī)范的要求，必須根據改造后的機組配置和新運行工況在盡量不改變機組布局和更換容器等多種限制下重新對機組進行氣流脈動、機械振動和扭轉振動分析，使改造后的機組滿足API 618規(guī)范要求。經過改造優(yōu)化后的機組可以節(jié)約改造成本，盡量減少改造工作量，還可以降低機組的振動風險，保證改造后的機組的穩(wěn)定運行。