張 勇，王立輝，王子輝，郭宗軻，唐 瑜

（中石油塔里木油田公司迪那油氣開發(fā)部，新疆塔里木 065000）

1 引言

隨著我國對天然氣應(yīng)用需求的增加，越來越多的油氣田注氣系統(tǒng)開始進入設(shè)計、建設(shè)和營運階段。往復(fù)壓縮機組作為高壓注氣系統(tǒng)的主要設(shè)備，對高壓注氣系統(tǒng)的安全運行具有十分關(guān)鍵的影響作用。但往復(fù)壓縮機組由于其工作固有特點，容易發(fā)生振動。特別是高壓注氣系統(tǒng)中的大功率往復(fù)式壓縮機組，因其功率大、排壓高，振動風(fēng)險更高。為此，API 618標準對控制往復(fù)式壓縮機系統(tǒng)的振動提出了詳細設(shè)計要求，以保證機組的安全運行。

API 618（第五版） 提供了3種振動控制設(shè)計方法，即方法1、方法2和方法3。其中方法1是根據(jù)經(jīng)驗公式估算壓力緩沖罐的尺寸，相當(dāng)于API618第四版M1。方法2包括氣流脈動分析，和管道容器支撐審核，以避免管道系統(tǒng)的共振。相當(dāng)于第四版M2-M4。方法3在前2種方法的基礎(chǔ)上增加了計算壓縮機集氣室系統(tǒng)固有頻率，和力響應(yīng)分析。相當(dāng)于第四版M2-M7及M11。3種方法的適用范圍根據(jù)機組排氣壓力和單個氣缸功率確定。

盡管API 618（第五版） 提供了3種設(shè)計方法，特別是方法3對控制機組振動提出了明確的氣流脈動和機械振動分析要求，但對壓縮機組如何實施這些要求，包括如何設(shè)計合適的進、排氣緩沖罐、孔板、設(shè)備和管道支撐等，達到控制機組振動的目的，對不少機組設(shè)計和使用工程師仍是一個具有挑戰(zhàn)性的難題。本文以新疆塔里木油田牙哈國產(chǎn)電驅(qū)注氣DTY4500壓縮機組（6CFB壓縮機身、6個氣缸、3級壓縮和4500kW電機驅(qū)動，總圖布置如圖1所示）為例，說明如何通過進行API 618（第五版） 方法3所要求的氣流脈動和機械振動分析，優(yōu)化機組振動控制設(shè)計，達到保證機組安全運行的目的。

2 氣流脈動振動控制優(yōu)化設(shè)計

2.1 氣流脈動分析建模方法

圖1 牙哈電驅(qū)注氣DTY4500壓縮機組總圖布置

氣流脈動分析是通過應(yīng)用聲學(xué)模擬軟件Bentley Puls Option 3來完成的。該軟件是目前工業(yè)界普遍接受和廣泛使用的氣流脈動分析軟件。它采用傳遞矩陣的方法，把模型單元（如直管、變徑管、聲學(xué)體積、孔板、T形管等） 的聲學(xué)壓力、聲學(xué)體積和聲學(xué)速度聯(lián)系起來，并通過施加合適的邊界條件（如壓縮機氣缸活塞、管線閉口、管線開口等），建立起精確的氣流脈動分析模型。應(yīng)用該模型，可以計算模型中各節(jié)點在頻域里的脈動值，通過脈動值又可精確的計算出該段管線或設(shè)備上的脈動不平衡力、以及壓降，并同API 618標準值比較。通過調(diào)整管線、壓力緩沖罐、孔板等氣流脈動控制措施的設(shè)計，達到滿足API 618標準振動控制的要求。

2.2 氣流脈動分析系統(tǒng)

氣流脈動分析系統(tǒng)采用對應(yīng)壓縮級數(shù)的氣缸作為分界點。這是因為活塞在氣缸中往復(fù)運動產(chǎn)生脈沖，當(dāng)氣缸中相應(yīng)的閥門開啟時，脈沖就通過閥門傳到管道。由于進、排氣閥門不能同時開啟，故脈沖不能通過氣缸從進氣系統(tǒng)傳到排氣系統(tǒng)，反之亦然。每個脈動系統(tǒng)互不干涉，可獨立進行分析。作為示例，圖2和圖3分別顯示了該機組一級進氣和三級排氣系統(tǒng)的脈動分析系統(tǒng)。

圖2 一級進氣脈動分析系統(tǒng)

圖3 三級排氣脈動分析系統(tǒng)

該機組共有128個分析工況，其中包括8個目前現(xiàn)場使用工況，覆蓋進氣壓力5.0～6.5 MPa（G）、進氣溫度20～40 ℃、排氣壓力7.0～40.0 MPa（G）和流量41350～71800 Nm3/h等情況，機組轉(zhuǎn)速為995 r/min。

2.3 氣流脈動振動控制優(yōu)化設(shè)計

分析表明，其2級進氣緩沖罐、2級排氣管線、3級分離器進氣管線、3級排氣管線、以及回流管線等處振動水平偏高。根據(jù)氣流脈動分析結(jié)果，提出相應(yīng)氣流脈動振動控制優(yōu)化設(shè)計方案，其中包括將原單個3級進氣緩沖罐改為2個分開獨立的進氣緩沖罐，并在2級進氣管線、2級排氣緩沖罐排氣法蘭口、3級氣缸進氣法蘭口、3級排氣第3個球罐排氣法蘭口等處添加孔板。

2.4 氣流脈動分析結(jié)果

對實施振動控制設(shè)計優(yōu)化前后的機組進行氣流脈動分析，結(jié)果表明：2級進氣緩沖罐、2級排氣管線、3級分離器進氣管線、3級排氣管線、以及回流管線等處，氣流脈動不平衡力較大，超出了API 618標準值。實施氣流脈動控制優(yōu)化設(shè)計后，這些部位的氣流脈動不平衡力得到顯著降低，機組振動水平明顯降低到標準允許值范圍。

圖4和圖5顯示了第1中間級（1級排氣和2級進氣） 系統(tǒng)，在實施設(shè)計優(yōu)化前后的脈動超標比率。可以看到，優(yōu)化設(shè)計前的脈動峰-峰值遠遠超過了API 618標準允許值，而優(yōu)化設(shè)計后的脈動峰-峰值則下降到了API 618標準允許值附近。

圖6和圖7顯示了3級排氣系統(tǒng)在實施設(shè)計優(yōu)化前后的脈動超標比率。可以看到，設(shè)計優(yōu)化前的3級排氣系統(tǒng)脈動峰-峰值遠遠超過了API 618標準允許值，而設(shè)計優(yōu)化后的脈動峰-峰值則有所下降。

圖8和圖9顯示了2級進氣緩沖罐脈動不平衡力在實施設(shè)計優(yōu)化前后的變化?？梢钥吹剑O(shè)計優(yōu)化前的脈動不平衡力遠遠超過了API 618標準允許值，而設(shè)計優(yōu)化后的脈動不平衡力則下降到了API 618標準允許值以下范圍。

圖10和圖11顯示了3級排氣球罐水平脈動不平衡力在實施設(shè)計優(yōu)化前后的變化，圖12和圖13顯示了回流水平管脈動不平衡力在實施設(shè)計優(yōu)化前后的變化。可以看到，設(shè)計優(yōu)化前它們的脈動不平衡力遠遠超過了API 618標準允許值，而設(shè)計優(yōu)化后的脈動不平衡力則都下降到了API 618標準允許值附近或以下。

同時，分析結(jié)果表明，實施振動控制設(shè)計優(yōu)化后，機組因此而產(chǎn)生的壓降和功率損失有所增加，但仍在API618標準允許值范圍內(nèi)。

3 機械振動控制優(yōu)化設(shè)計

3.1 機械系統(tǒng)分析建模方法

圖4 第1中間級系統(tǒng)的脈動超標比率（優(yōu)化前）

圖5 第1中間級系統(tǒng)的脈動超標比率（優(yōu)化后）

圖6 3級排氣系統(tǒng)的脈動超標比率（優(yōu)化前）

機械系統(tǒng)分析建模是使用有限元數(shù)學(xué)模型模擬壓縮機組原型系統(tǒng)。原型系統(tǒng)中的中體、氣缸、緩沖罐、洗滌罐、進排氣管道、彎頭、三通、變徑管等均被模擬成具有等效力學(xué)性能（彈性和幾何特性） 的梁單元。這些梁單元通過其端點的位移和力協(xié)調(diào)關(guān)系，相互聯(lián)系起來形成一個完整的數(shù)學(xué)系統(tǒng)。壓縮機中體與機身（不包含在模型中）的連接點，進排氣管道與外部管道的結(jié)合點，管道及洗滌罐支撐處等，則被模擬成具有合適剛度和位移限制的邊界點。系統(tǒng)模型中的動態(tài)載荷包括氣流脈動引起的不平衡力、氣缸內(nèi)的氣體力、產(chǎn)生于壓縮機旋轉(zhuǎn)質(zhì)量部件的諧和激振力以及連桿上的慣性力。靜態(tài)載荷則包括管道內(nèi)壓力，重力和熱膨脹引起的位移載荷等。

圖7 3級排氣系統(tǒng)的脈動超標比率（優(yōu)化后）

圖8 二級進氣緩沖罐脈動不平衡力（優(yōu)化前）

圖9 二級進氣洗滌罐脈動不平衡力（優(yōu)化后）

圖10 3級排氣球罐水平脈動不平衡力（優(yōu)化前）

在建立了機組系統(tǒng)模型和定義了相應(yīng)載荷后，即可計算由任一載荷或它們的組合所引起的機組系統(tǒng)響應(yīng)。在靜態(tài)分析中，用數(shù)字方法可以計算出模型單元節(jié)點的位移，并通過位移計算出單元節(jié)點力和單元內(nèi)應(yīng)力。在動態(tài)分析中，用數(shù)字方法可以計算出近似系統(tǒng)的特征值（即固有頻率）和特征向量（即振形），還能計算出機組系統(tǒng)對動載荷特性的響應(yīng)，其結(jié)果以模型中每個單元節(jié)點處的加速度和位移的形式給出。

圖11 3級排氣球罐水平脈動不平衡力（優(yōu)化后）

圖12 回流水平管脈動不平衡力（優(yōu)化前）

圖13 回流水平管脈動不平衡力（優(yōu)化后）

在計算得到機組系統(tǒng)的振動力響應(yīng)后，把這些結(jié)果與API618標準允許值進行比較，即可確定設(shè)計的機組系統(tǒng)是否可接受。通過修改機組配置和支撐設(shè)計，逐步達到使機組設(shè)計滿足API618要求的目的。

3.2 機械振動分析模型

圖14和圖15分別顯示了使用Bentley AutoPIPE Advanced軟件建立的機組使用1個3級進氣緩沖罐（設(shè)計優(yōu)化前） 和2個3級進氣緩沖罐（設(shè)計優(yōu)化后） 的機械振動分析模型。其中圖14同時顯示了機組系統(tǒng)的壓力分布，圖15顯示了機組系統(tǒng)的溫度分布。

3.3 機械振動控制優(yōu)化設(shè)計

根據(jù)機組現(xiàn)場運行振動測試數(shù)據(jù)和機械振動分析結(jié)果，提出相應(yīng)機械振動控制優(yōu)化設(shè)計方案，其中包括將原單個3級進氣緩沖罐改為2個分開獨立的進氣緩沖罐，并通過中體吊環(huán)孔對分開獨立的進氣緩沖罐進行支撐，同時加裝垂直梁支撐緩沖罐進氣管道。同時，檢查2級排氣緩沖罐楔型支撐和捆綁式楔形支撐并確保其符合安裝要求，增加安全閥出口管線支撐，加強管線支撐，確認在2級洗滌罐底部梁形成的空腔及鄰近梁結(jié)構(gòu)空腔內(nèi)灌漿等。

圖14 機組設(shè)計優(yōu)化前的機械振動分析模型（含壓力分布）

圖15 機組設(shè)計優(yōu)化后的機械振動分析模型（含溫度分布）

3.4 機械振動分析結(jié)果

分析結(jié)果表明，實施上敘機械振動控制設(shè)計優(yōu)化后，2級進氣洗滌罐不再發(fā)生機械共振、振動水平顯著下降。2級進氣排氣緩沖罐、3級進氣洗滌罐、3級排氣管線等處振動值也顯著減小，滿足標準允許值要求。

圖16和圖17分別顯示了機組在設(shè)計優(yōu)化前后的振動模態(tài)。因機組系統(tǒng)的最低固有頻率并不在2.4倍機組運行轉(zhuǎn)速頻率之上，其它頻率也沒有完全避開機組運行轉(zhuǎn)速頻率的要求倍頻數(shù)范圍，因而需要進行振動力響應(yīng)分析（即API618方法3中的3b分析）。

圖16 機組設(shè)計優(yōu)化前的系統(tǒng)10 th振型（33.4 Hz）

圖17 機組設(shè)計優(yōu)化后的系統(tǒng)4 th振型（31.7 Hz）

圖18 計算的機組設(shè)計優(yōu)化前的振動位移響應(yīng)

圖18和圖19分別顯示了機組設(shè)計優(yōu)化前后的振動力響應(yīng)分析結(jié)果。在該力響應(yīng)分析中，壓縮機集氣室系統(tǒng)的激振力為氣流脈動引起的不平衡力和氣缸內(nèi)的氣體力，管道系統(tǒng)的激振力為氣流脈動引起的不平衡力。把上述激振力施加在機組系統(tǒng)模型上，通過強迫振動分析，計算得到系統(tǒng)的振動響應(yīng)（位移、加速度和動應(yīng)力）。通過修改機組系統(tǒng)機械特性（即實施上面所敘的機械振動控制設(shè)計優(yōu)化），達到降低機組振動響應(yīng)幅值以及動態(tài)應(yīng)力到API618標準允許值范圍內(nèi)的目的。

圖20和圖21分別顯示了機組設(shè)計優(yōu)化前后的管道柔性分析結(jié)果。實施機械振動控制設(shè)計優(yōu)化后，機組系統(tǒng)在壓力、重力和熱膨脹載荷作用下的管道應(yīng)力、冷卻器管嘴載荷等都滿足ASME B31.3允許值要求。

圖19 計算的機組設(shè)計優(yōu)化后的振動位移響應(yīng)

圖20 機組設(shè)計優(yōu)化前在運行狀態(tài)下的標準應(yīng)力比

圖21 機組設(shè)計優(yōu)化后在運行狀態(tài)下的標準應(yīng)力比

4 結(jié)論

高壓注氣大功率往復(fù)壓縮機組的振動控制設(shè)計直接影響到高壓注氣系統(tǒng)的安全運行，因而具有十分重要的意義。本文以新疆塔里木油田牙哈國產(chǎn)電驅(qū)注氣DTY4500壓縮機組振動控制設(shè)計改進為例，說明如何實施壓縮機組的振動控制優(yōu)化設(shè)計。優(yōu)化設(shè)計后的機組在現(xiàn)場運行良好，這為提高高壓注氣大功率往復(fù)壓縮機組的運行安全性提供了技術(shù)參考。