在用往复压缩机组改造过程中的振动控制设计优化.docx

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1、1引言随着天然气能源的广泛应用，作为天然气采集、输送及应用等过程中关键设备的天然气往复式压缩机组的市场需求也日益增加。除不断设计新增的往复式压缩机组以保证不断扩大的市场需求外，改造在用往复压缩机组以适用不断变化的应用环境的需求也越来越多。这些改造包括更换压缩机组的驱动设备如由发动机驱动改变为电机驱动；改变运行工况如增加或减少机组的进气压力、排气压力或流量等多种情况。与设计新压缩机组的要求一样，对在用往复压缩机组的改造也需要对其按API618规范要求进行设计分析。根据改造要求的机组配置和工况应用情况，进行气流脉动、机械振动以及扭转振动分析，以相应的调整修改机组的原脉动和扭振控制措施，以避免机组在

2、改造后发生振动事故。但由于受到现场空间以及改造成本等多种因素的限制，改造机组的脉动和扭振控制措施修改不可能做到像新机组成撬设计时那样只以有效控制振动为主要目标，还必须考虑到机组已经制造安装的事实，需要充分利旧，即尽量不改动原机组的容器结构设计、管道布置走向以及更换联轴器等。既要尽量减少改动的工作量，又要保证改造后的机组满足API618规范的振动控制要求，这就使得改造机组的脉动和扭振控制设计在一定程度上比设计新机组的振动控制设计难度更高、更具技术挑战性。本人根据长期工程实践经验，提出了关于在用往复式压缩机组改造过程中振动控制修改设计的一般优化做法，包括尽量通过增加孔板等气流脉动控制措施，来减少机

3、组缓冲罐容器的改造；通过优化支撑位置和类型的设计，来替代管道布置走向改变；通过优化惯量盘安装使用，来替代联轴器更换等多种有效做法。以在尽量极小化改变原机组配置的前提下，保证改造后的机组在各种新工况的使用要求下仍能满足振动控制要求，不会发生振动事故。并以某实际机组改造项目为例，说明在用往复压缩机组改造过程中振动控制修改设计优化的具体过程，为有效改造在用往复压缩机组、优化机组振动控制措施提供技术参考。2改造项目机组介绍本项目压缩机组需要进行改造，该机组改造后的主要技术参数如下：型式：卧式四列对称平衡型功率：2240kW流量：210-418104m3/d进气压力：4045MPa(G)排气压力：528

4、63MPa(G)进气温度：3O4IC排气温度：W55C压缩机转速：750994r/min本项目机组改造前为4个气缸对称平衡式布置在压缩机身两侧，驱动机采用12V-AT27G1燃气发动机。业主反映此燃气发动机故障率高，维护时间和经济成本高，且现场管线振动较大，故要求将此燃气发动机驱动改为高压变频电机驱动，并且重新进行机组的气流脉动、机械振动和扭转振动分析；并在此基础上，提出合理的控制振动措施整改建议，以到达减小现场振动的目的，保证机组的稳定运行。3改造机组的脉动扭振分析及振动控制措施设计优化如前所述，由于机组配置和运行工况发生了显著的改变，轴系扭转固有频率与原机组相比也发生了变化，因此原机组的气

5、流脉动、机械振动和扭转振动控制措施已经不再适用，需要重新进行脉动和扭振分析；并在此基础上，提出合理的控制振动措施，以到达减小现场振动的目的，保证机组的稳定运行。3.1气流脉动分析和脉动控制措施优化由于往复压缩机的周期、间歇性吸排气的工作特性，导致其系统内产生气流脉动是无法避免的。气流脉动引起的振动不但会导致压缩机的工作性能降低，并且其产生的气柱共振会引起管道的剧烈振动。因此，往复压缩机组进行气流脉动分析、优化脉动控制措施，以从源头上消减引起系统振动的激振力是十分必要的。新压缩机组成撬设计进行气流脉动分析时，可按API618规范要求，根据机组的运行工况和机组配置，在分析设计阶段优化各级容器外形尺

6、寸，以尽可能在设计阶段减少由于容器尺寸不合理造成的气柱共振或系统脉动峰一峰值过高。但改造机组进行气流脉动分析和脉动控制设计时，往往受限于缓冲罐容器尽量不改的要求，没有新机组的脉动控制措施灵活。通过BentIeyPU1S脉动分析软件模拟机组模型，由于活塞在气缸中往复运动产生脉冲，当气缸中相应的阀门开启时，脉冲就通过阀门传递到管道(比如进气系统，脉冲是通过开启的进气阀门而传到进气系统的)。为了有效的压缩，进气阀门和排气阀门不能同时开启，所以脉冲不能通过气缸从进气系统传到排气系统，反之也不行，气缸就是脉动系统的分界点，每个脉动系统互不干涉，可独立进行分析。因此以该改造机组一级进气系统为例，建立系统脉

7、动分析模型。图1原机组一级进气脉动系统模型图2原机组一级进气缓冲罐脉动不平衡力如图1和图2所示，机组在原振动控制措施下一级进气系统最大脉动峰一峰值为API618规范允许值的3.98倍，一级进气缓冲罐上将会出现超过28OON的脉动不平衡力。显然，工况改变后，机组的运行已经不能满足API618规范要求，必须重新进行气流脉动分析，修改气流脉动振动控制措施。在BentIeyPU1S脉动分析软件中模拟若改变现有容器的尺寸的情况，一级进气脉动系统在改变缓冲器尺寸且不增加其它脉动控制措施时，如图3和图4所示，系统的最大脉动峰峰值已经显著下降为API618规范允许值的18倍且一级进气缓冲罐的脉动不平衡力也明显

8、降低到1400N左右，满足振动控制要求。此气流脉动控制方案虽然振动控制效果理想，但考虑到改造机组更换容器的制造成本和工作量等其它因素，往往采纳率不高。因此在改造项目中更多是利旧，利用现有的容器，配合实施新的气流脉动振动控制措施。新机组设计一级进气脉动系统模型ShiikingFS1agIS1imBoti1rIOO200300频率/Hz图4新机组设计一级进气缓冲罐脉动不平衡力图5利旧设计一级进气脉动系统模型在不改变一级进气缓冲罐尺寸的基础上，调整气流脉动控制措施为在2个一级气缸进气法兰处增加两个孔板以进行振动控制。如图5和图6所示，系统最大脉动峰峰值相比原措施下的系统最大脉动峰峰值也有明显下降到A

9、PI618规范允许值的1.89倍；一级进气缓冲罐脉动不平衡力可降低至1500N左右，也有效控制了气流脉动振动。虽然此方案的一级进气缓冲罐的脉动不平衡力略高于更换容器后的脉动不平衡力，而且由孔板造成的功率损耗超过API618规范允许值的1%；但在改造机组中，此优化方案的脉动损耗在可接受范围内，且改造成本低，实施性高，更为满足业主需求。ShakingForceStage1SuctionBott1e频率h图6利旧设计一级进气缓冲耀脉动不平衡力图8机组振型5-39.6HZ前六阶运行瓠率范闱转速a4rnin(2O%避开度)API618,UHNig=3,().020.04().06().080.()100

10、。120.0频率恤翼冬君倒冢至蛭三图9机组固有频率与激振力激励频率之间的干涉3.2机械振动分析和机械振动控制措施优化由于气流脉动产生的激振力是无法完全消除的，因此需要对系统进行动态响应分析以确定系统是否满足振动标准要求。机械振动分析是利用有限元分析软件建立机械分析模型，将气流脉动引起的脉动不平衡力输出加载到模型上，计算系统的动态响应，通过对系统进行合理支撑设计以达到将机组振动控制在允许范围内的目的。新机组成撬时，会在设计阶段尽可能合理进行机组布局和管道走向以降低机组振动风险。在本改造项目机械振动控制设计过程中因为机组已经完成成撬，布局结构改变受限，因此机械振动设计方案应最大限度利旧，采用改造现

11、有底撬结构、增强气缸和中体支撑结构并合理安装管夹等方法控制脉动不平衡力引起的机械振动。Bent1eyAutOPIPE软件建立改造机组的机械振动模型，在不改变机组布局的基础上进行分析。机组主要系统固有频率和振型如图7和图8所示，图9显示了机组固有频率与激振力激励频率之间的干涉，由模态分析结果可知，系统的最低机械固有频率并不在24倍压缩机运行频率之上，其它固有频率也与压缩机运行频率倍频数范围（即激振力频率范围）发生干涉，因而需要进行力响应分析。分析结果表明还需要采取下列措施以控制系统机械振动：如适当增加机组撬内和撬间管道的支撑设计；在电机和压缩机安装机脚处的小底座和大底座的梁结构安装筋板；同时在底

12、座梁结构局部范围内（压缩机、驱动器和中体支撑下方）灌浆以增加底座结构的稳定性；气缸外侧安装A型缸头支撑等。图1O显示了在运行工况1时，机械分析模型计算得出的机组各主要部位最大动态位移响应情况，在机组进行整改后，计算的位移，加速度及应力均在允许极限值内。图10机组系统的计算动态位移响应（运行工况1）图11机组的前三阶固有振型图12系统的Campbe11图3.3扭转振动分析和扭振控制措施优化在本项目的扭转振动控制中，由于压缩机驱动方式的改变，轴系扭转固有频率与原机组相比也发生了变化，原扭转振动措施已无法满足扭矩响应的要求，必须通过重新进行扭振分析设计采取相应的扭振控制措施，从而达到扭转振动控制的目

13、的。在新机组成撬设计进行扭振分析时，会重新选型满足扭矩响应的联轴器以达到振动控制标准。更换联轴器虽然是控制扭转振动最为理想的方案，但考虑到在改造项目中的成本和改造工作量等因素，在扭振设计分析时应尽可能利用惯量盘的安装等方法代替更换新的联轴器。图13机组系统的总体谐振分析图（运行工况1图14联轴器扭矩动态响应（运行工况1）使用扭振分析模型采用频域分析方法时，机组的前三阶固有振型如图11所示。图12中所示为前三阶系统固有频率绘制的CamPbe11图，其中运行频率用竖实线表示。从图中可以看出系统固有频率与机组运行频率倍频之间的关系。根据API618规范要求，仅考虑1O倍频及以下的共振点。在运行转速7

14、50-994r/min的下、上限10%范围内，即转速6751093r/min范围内，有6个共振点，对应的运行转速为678r/min、775r/min、887r/min、904r/min、986rmin和1084r/min；机组在这些转速下运行，交变扭矩明显变大，如图13所示。当对电机轴施加驱动扭矩和对压缩机轴施加负载扭矩，采用时域强迫振动分析时,该分析能够模拟机组自启动到稳定运行状态的全过程，是一种精确的力响应分析方法、也是能够进行启动等瞬态过程分析的有效方法。图14显示了在运行工况1下，机组自启动到稳定运行状态过程中，联轴器上扭矩的动态响应变化。从中可以看到，联轴器上的扭矩响应在启动过程中没

15、有出现明显的峰值（即发生共振）,可以保证机组的安全运行。进行扭振分析后，采用在联轴器上加装转动惯量3Okg-m3飞轮、在压缩机曲轴上加装4个惯量盘等的方案来代替更换联轴器。此方案对联轴器进行了利旧，节约了改造成本。扭振分析过程和计算结果如上所述，结果表明机组现有联轴器所承受的最大、最小交变扭矩等均在其允许范围值内。4结论随着往复压缩机组改造项目的日益增多，改造后的机组在原有的脉动和扭振控制措施下往往不能满足API618规范的要求，必须根据改造后的机组配置和新运行工况在尽量不改变机组布局和更换容器等多种限制下重新对机组进行气流脉动、机械振动和扭转振动分析，使改造后的机组满足API618规范要求。经过改造优化后的机组可以节约改造成本，尽量减少改造工作量，还可以降低机组的振动风险，保证改造后的机组的稳定运行。