海洋鉆采平臺往復壓縮機氣流脈動和管道振動分析

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(1.中海油能源發展股份有限公司采油服務分公司，廣東 湛江 524057；2.中海石油(中國)有限公司湛江分公司，廣東 湛江 524057；3.海洋石油工程股份有限公司特種設備公司，天津 300451)

螺桿式和往復式壓縮機作為海洋鉆采平臺上重要的增壓設備，應用較為廣泛和成熟，但其振動控制問題仍是壓縮機選型設計中的難點[1]。螺桿式壓縮機的振動很大程度上取決于轉動動平衡、轉子嚙合、進排氣脈動及軸承支撐等，一般通過優選減振器、進排氣口安裝金屬減振接管、增強機組底座剛度等措施控制機組振動[2]。往復式壓縮機管道內的氣體隨時間作周期性氣流脈動，脈動氣流遇到彎頭、三通、調節閥等將產生隨時間變化的激振力，受此激振力的作用，管道會產生一定的機械振動響應[3-4]，生產中遇到的壓縮機振動絕大多數是氣流脈動引起的[5]。壓縮機管道的劇烈振動會降低壓縮機的容積效率、減少排氣量、增加功率消耗，縮短氣閥及控制儀表的使用壽命，更嚴重的是管道與其附件連接部位易發生松動和疲勞破壞，存在較大的生產安全隱患[6]。因此，考慮分析往復式壓縮機進行氣流脈動和管道振動，有針對性地采取必要的減振措施。

1 分析方法

管道系統發生共振有2種情況：①氣柱共振；②管道機械共振。在設計管道系統時，應使得氣柱固有頻率和管道系統的固有頻率同時遠離激發頻率，管道系統才能有效避開共振。

氣流脈動分析主要包括氣柱固有頻率、壓力降和管道內壓力脈動幅值等的計算。由于管道中氣流壓力脈動值相對于均壓平均值是一個小量(按雙振幅計，一般在8%以內)，符合平面波動理論的假設[7]，因此，采用以平面波動為基本理論的聲學模擬法分析氣流脈動；建立聲學系統的守恒方程，不同數學模型之間采用矩陣轉移法實現數據的傳遞；忽略高階小量，使非穩態管內流體的微分方程線性化。依據小波動理論，得到氣流運動過程的波動方程如下[8]。

(1)

(2)

式中：ρ為在t瞬時x界面上的氣體密度，kg/m3；t為時間，s；c為管道入口端壓力波的速度，m/s；x為位置坐標，m；k為氣體絕熱指數；g為重力加速度，9.18 m/s2；R為氣體常數，kg·m/(kg·K)；T為氣體溫度，K。

進行管道振動分析主要是計算因氣流脈動而產生的激振力作用下管道的強迫振動。采用矩陣解析法，利用結構力學的理論來建立管道的力學方程，通過矩陣傳遞原理形成關聯方程組，并將方程組的求解轉化為矩陣的求解[9]。管道振動分析需完成：①模態分析，即管道系統固有頻率及振型計算；②激發響應分析，即分析氣流脈動激發力作用下管道系統的動態響應。

2 氣流脈動分析

以海上某氣田群開發工程項目所應用的往復式天然氣壓縮機為例。該壓縮機橇塊底座與平臺甲板主結構梁直接焊接，電機采用變頻電機，功率2 240 kW；壓縮機采用對稱平衡型機組，型號為Ariel JGC/4，單級壓縮，進氣量(77.8～168.0)×104m3/d，轉速500～990 r/min，入口壓力5.5 MPa，入口溫度22.1～28.6 ℃，出口壓力6.34～12.6 MPa。

2.1 模型建立

氣流脈動分析采用MAPAK軟件。聲學分析模擬完整的壓縮機系統，包括壓縮機本體、管線、洗滌罐、緩沖罐及換熱器等。首先建立壓縮機管道系統的數學模型和網絡傳遞分析模型，將管道系統的幾何模型分為進氣和排氣2個管路系統。其中，進氣管路的氣流從洗滌罐經三通分別進入進氣緩沖罐和壓縮機的一級雙作用氣缸，排氣管路的氣流從氣缸進入排氣緩沖罐再進入換熱器，模型見圖1。

圖1 進、排氣管路系統幾何模型

2.2 分析結果

針對不同年份共分為30種操作工況，利用MAPAK軟件對圖1的模型分別進行求解計算。

2.2.1 系統優化與激發頻率和氣柱固有頻率

設氣柱固有頻率為f1，激發頻率為f2，當f2=0.8f1～1.2f1時，即認為發生氣柱共振。該壓縮機的轉速范圍是500～990 r/min，活塞雙作用，激發頻率f2的計算結果見表1。

表1 管道系統激發頻率

氣柱固有頻率的計算采用轉移矩陣法。將壓縮機管道系統離散成各個元件轉移矩陣乘積的形式，壓縮機端采用閉端邊界條件，出口端采用開端邊界條件。為了抑制氣柱共振，在入口和出口緩沖罐內部分別增加隔離板和濾波管，修改入口洗滌罐與入口緩沖罐之間的管線尺寸，在氣缸出口與緩沖罐之間增加限流孔板，調整管道布置和走向等[10]，計算得到管道系統設計優化后的氣柱固有頻率，見表2。

表2 氣柱固有頻率計算值

分析比較表明，管道系統的氣柱固有頻率遠離80%～120%倍的壓縮機激發頻率，避開了共振區，因而不會發生氣柱共振現象。

2.2.2 壓降計算

壓降計算的目的是確保壓縮機更高效地運行。API618中除了要求對靜態壓降進行計算外，還要求對總的壓降(靜態壓降和動態壓降之和)進行計算。為了便于對分析結果進行評估，將壓降計算數值轉化為功率消耗，總的壓降引起的功率消耗見圖2。

圖2 管道系統功率消耗

由圖2可見，僅有個別操作工況下的壓降值超出了API618標準允許值，但所選用的驅動電機功率有較大富裕量，因此不會對壓縮機的運行性能產生影響。

2.2.3 壓力脈動幅值計算與控制

通過對壓縮機不同年份運行工況的模擬分析，得到不同節點處的壓力脈動幅值。分析結果表明，除了壓縮機回流管線側因激振力引起的的壓力脈動幅值超出容許值的300%外，其余管道系統各組成元件(如氣缸通道、氣閥、進出管線等)的壓力脈動幅值均控制在API618標準范圍內。為了降低回流管線側的壓力脈動幅值，在脈動幅值超標管線上增加相應的管卡進行支撐，實現了振動控制，使管道振動指標滿足規范要求。

3 機械振動分析

3.1 模型建立

運用CAESARⅡ建立改進后的管道系統有限元模型見圖3。

圖3 管道系統有限元模型

圖3中壓縮機作為無質量的剛體處理，閥門按相應的質量剛性單元處理，管卡及支撐位置施加相應的約束邊界。

3.2 結果分析與振動控制

對管道模型進行模態計算，求得管道系統前10階固有頻率f3數值見表3。

表3 管道系統前10階固有頻率計算值

對比表1和表3可知，管道系統的各階機械固有頻率均遠離8%～120%倍的壓縮機激發頻率，因此管道系統結構不會發生共振。

通常對于共振問題，主要以低頻為主，只考慮前2階共振區相互避開[11]。管道系統前2階固有頻率為12.5 Hz和13.8 Hz時的振型見圖4和圖5。

分析結果表明，換熱器的機械固有頻率在水平方向(活塞運動方向)和軸向(曲軸方向)上不滿足API618的標準允許值。

圖4 固有頻率12.5 Hz時的管道系統振型

圖5 固有頻率13.8 Hz時的管道系統振型

為了提高換熱器的固有頻率，在換熱器的法蘭處增加了額外的結構支撐、對鞍座支撐及基礎大梁進行了結構加強，見圖6。

對管道系統進行強迫響應分析表明，換熱器的振動水平在可接受的范圍內，從而實現了系統的振動控制。

圖6 換熱器結構支撐加強

4 結論

往復式天然氣壓縮機在平臺上的實際運行狀況表明，機組帶載運行振動較小，運轉平穩可靠，與數值計算結果相比差異不大，從而驗證了利用平面波動理論和轉移矩陣法可以比較準確地模擬計算往復式壓縮機管道系統氣流脈動和管道振動。應用上述數值模擬計算方法，不僅擺脫了對國外公司的依賴，而且降低了投資成本，縮短了壓縮機橇塊的設計建造周期。

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