27 500 m3LEG船壓縮機室振動故障診斷

，，

(上海繹凱船舶設計有限公司，上海 200030)

液化乙烯船(LEG船)為高技術、高附加值船型，目前我國對于其船體和液罐部分的設計與制造有長足的進步，但對其另一核心部件、即液貨系統的再液化裝置(以下簡稱模塊)的設計和制造主要依賴進口。27 500 m3LEG船采用進口設備國內組裝的半冷半壓式再液化裝置，系統設計和布置均由瓦錫蘭負責。該船型有較大振動問題，由于系統結構復雜，僅通過振動測試無法判斷振動超標的原因。

海上模塊振動故障的研究較少，陸地上的石油化工行業對此研究較充分，氣體機械研究委員會(GMRC)發布的相關研究[1-2]和低速往復式壓縮機設計的主要標準API618[3]表明，管道設計缺陷可能導致進、排氣管內氣體脈動壓力共振或氣體與管道間的共振，并可通過管道和結構遠距離傳遞，是系統振動故障的主要原因。但海上模塊與陸地模塊的工作環境有很大區別，陸地模塊的基礎一般為混凝土結構，剛度、重量大，不易振動；而船體為鋼結構，主甲板等基礎結構的剛度和重量相比陸地小得多，在陸地上作用較小的壓縮機不平衡力在海上就有可能與船體結構發生低頻共振，從而產生大范圍的結構高振。同時，模塊空間緊湊導致管架結構剛度偏弱[4]1、管道支撐工藝存在薄弱環節等都可導致局部高振[5]，因此海上的故障表現形式更加復雜。

機械波和氣體力均可遠距離傳播，但振動頻段和傳播范圍存在差異；結構整體振動和局部振動的振型存在差異。因此，可以根據這些動力學特性的差別來分辨高振原因。有些海上結構物的文獻基于模態法計算了強迫振動響應[6]，但該算法對復雜結構比較容易失真[7]，而且無法模擬載荷相位差的影響，計算結果中波的傳播路徑和振動相位等動力學特性也不太直觀。改用瞬態法與頻譜分析相結合的方法，先通過振動測試確定載荷頻段和主要成份，再將相應載荷輸入有限元瞬態計算模型進行穩態時間歷程分析，了解振動波的傳遞路徑、相位關系、整體與局部振型、振幅等關鍵特征，并與測試結果對比，從而做出診斷結論及相應減振措施。

1 壓縮機室結構特點

27 500 m3液化氣船壓縮機室整體位于第3貨艙主甲板上，壓縮機室縱向跨距16.8 m、橫向跨距17.2 m，跨距較大。盡管縱向外圍壁與頂邊艙縱壁對齊、支撐較好，但壓縮機距離貨艙橫艙壁較遠、且甲板下強橫梁較矮，甲板板架剛度較弱。

室內有8根結構支柱及大量管架小柱，當這些立柱，主要是上下連續的結構支柱足夠多時，可將壓縮機室甲板與屋頂并聯，見圖1。

圖中，[K1,C1,M1]為主甲板橫向彎曲剛度，主甲板阻尼，主甲板及附連質量；[K2,C2,M2]為屋頂橫向彎曲剛度，屋頂阻尼，屋頂及附連管系質量；[K3,C3,M3]為支柱拉壓剛度，管架剪切和彎曲變形阻尼，支柱、管架及附連設備質量。由于K3>K1、K3>K2，因此支柱兩端的甲板和屋頂節點的位移近似相等，K1、K2可近似為并聯彈簧，C3與C1、C2也近似并聯。振動系統的總剛度K、總質量M、總阻尼C有如下關系。

K=K1+K2

M=M1+M2+M3

(1)

C=C1+C2+C3

船上裝有2套挪威Hamworthy再液化模塊，設備基本對稱布置于左右兩舷，貨物壓縮機及驅動電機的共同基座單獨安裝于主甲板上，其余大多數設備及管系安裝于一個雙層平臺共同管架上。

2 現場故障

1)室內主甲板和屋頂振動強烈，導致多個儀表損壞；屋頂振幅甚至超過甲板。

2)距壓縮機較遠的甲板測點發現振動放大。

3)外圍壁局部振動，割斷管架撐桿后有緩解。

4)雙機工況下，每次重起機器，船體振動強度隨機且差值大，有時幾乎感覺不到任何振動。

5)駕駛室某些支架有較大振動。

6)二層平臺上的制冷壓縮機有較大振動。

7)壓縮機室后方露天管系局部較大振動。

8)氣液分離器和貨物中冷器頂端振動較大。

9)室內低頻噪聲大、高頻噪聲不明顯。

3 頻譜分析

3.1 載荷的理論分析

貨物壓縮單元通常采用往復式無油密封壓縮機，壓縮系統動載成份主要包括不平衡力、氣體脈動壓力和缸內氣體力[8]，當模塊設計符合API618標準的DA3流程，即聲學、管道支撐及零件最小固有頻率設計時，脈動壓力及氣體力可被準確控制[9]，因此不平衡力成為主要載荷。

大多數往復式壓縮機的不平衡力主要成分為一、二次軸頻[4]8；脈動壓力及氣體力的主要成分為一階力，其頻率為[10]

fc=nmk/60

(2)

式中：n為曲軸轉速，r/min，m為氣缸數，k為氣缸作用系數。以布克哈德壓縮機為例，往復式迷宮密封機型為雙作用，k=2；機器有2～3個氣缸，但氣缸間為串聯、用于多級壓縮，且各機器進、排氣管不并聯，故氣缸數m=1，fc等于2倍軸頻。

該船壓縮機曲軸轉速為710 r/min，則一、二次不平衡力頻率為11.83 Hz和23.67 Hz；根據式(2)，一階氣體載荷的頻率為23.67 Hz。

3.2 測試驗證

基于載荷頻段和作用點的區別，通過振動測試和頻譜分析初步分辨主要載荷。對貨物壓縮機機蓋、機腳及機蓋附近立柱、機腳附近主甲板做1/3倍頻程頻譜測量，測量結果見圖2。

其中振動速度級Lv=20 lg(v/v0)，v為振動速度，參考值v0=5×10-8m/s。由測量結果可見：

1)各測點低頻區域響應突出，30 Hz以上區域基本可以忽略。

2)中心頻率點10.0，12.5，25.0 Hz附近有明顯的響應峰值，通過窄譜分析確定峰值對應頻率為11.8、23.7 Hz，即一、二次軸頻。

3)中心頻率點315 Hz附近出現響應峰值，數值明顯小于一、二次軸頻峰值，頻率接近氣柱三階共振頻段[11]，由于振動主要發生在機蓋處，機腳處響應很小，且機蓋在315 Hz的響應峰值高于其25 Hz的響應峰值，由此判斷為氣柱三階共振，并通過機蓋、氣管傳遞到管架立柱、再傳遞到相連主甲板上。

可見載荷主要頻段為一次軸頻，成分為不平衡力；次要頻段為二次軸頻，成份包括不平衡力和氣體載荷，扣除其中二次不平衡力引起的響應，由氣體載荷引起的響應不大、可暫不考慮。

4 有限元計算

4.1 模態計算

使用FEMAP建立有限元模型，通過NX.Nastran求解器進行計算。

模型范圍取壓縮機室向前、后各延伸一個艙段至貨艙橫艙壁處、向下延伸至頂邊艙下縱壁處。網格尺寸設為肋距×縱骨間距。為避免過多的模態干擾，管系及設備簡化為質點，附連到相近的網格節點上。對縱向連續構件在前、后橫艙壁上的端部節點、以及縱、橫艙壁的下端所有節點施加簡支約束。

計算結果表明，二階軸頻的±20%、即19.0～ 28.5 Hz范圍內的振型均為高階振型，可以忽略。一階軸頻的±20%范圍、即9.5～ 14.2 Hz范圍內，露天甲板一、二階垂向振動振型有共振風險，固有頻率為9.3、11.3 Hz；壓縮機室結構二、三階垂向振動振型有共振風險，其頻率分別為11.7、13.0 Hz，振型分別為縱向三節線、橫向三節線。

原設計主甲板下方每2～4檔肋位設置強橫梁，靠加密強橫梁對提升結構固有頻率效果有限[12]。由于主甲板與屋頂為并聯結構，在屋頂上方只需增設4道高強橫梁和3道縱桁，并對齊結構柱，即可將室內一階固有頻率從8.0 Hz提升到8.8 Hz，二、三階固有頻率分別提高到12.5和13.1 Hz，頻率提升不多，但振幅有明顯改善，參考響應計算結果。

4.2 響應計算

為擺脫目前的常規響應算法對模態解完整度的依賴[13]，采用直接瞬態法進行計算。由于抗干擾能力強，對系統進行詳細模擬，見圖3、4。

借助壓縮機作動力源，對同一型姐妹船進行阻尼測試及統計、并與直接計算結果作對比，獲得系統結構阻尼G≈0.03。將阻尼值輸入模型進行響應計算，結果見表1、2。

表1 左舷單機工況速度幅值的計算與實測對比 mm/s

表2 結構修改前后左舷單機工況速度幅值對比 mm/s

4.3 誤差分析

在主甲板上布振動測點見圖5。

設計整改后左舷單機滿負荷工況下，峰值速度計算值與實測值對比見表1。大多數測點兩值較吻合，壓縮機附近測點3、5、12誤差較大，最大相對誤差接近15%，都是正誤差，可能是建模誤差造成的。

1)RBE2型MPC模擬壓縮機本體導致剛度過大，可能導致測點5和12的計算值偏大；

2)彈性聯接的壓縮機驅動軸簡化為梁單元，可能是造成測點3計算值偏大的原因。

設計整改前后，部分測點的響應對比見表2，其中測點1B、2B、5B分別為測點1、2、5上方的屋頂測點。可見，主甲板最大響應約減少20%，屋頂最大響應減少約50%。

5 振動標準及數值換算

5.1 可靠性相關標準

不少歐洲船東要求壓縮機基礎結構(含基座)的振動需符合《往復式壓縮機系統的振動指南.第4版》(簡稱《EFRC指南》)A級指標，即10～200 Hz頻段內的振動速度總均方根值小于2 mm/s[14]。

有時不同船東要求的信號類型不同，既有速度值與加速度值之分、又有幅值與均方根(RMS)值之分，需要進行換算。前者對諧振而言比較容易換算，不難得到對單一頻率f，位移x、速度v和加速度a之間關系為

v=2πf·xa=2πf·v

(3)

因RMS值淘汰了信號本身，使用的是信號能量級[15]

(4)

對于非共振情形的RMS換算，可將積分公式(4)化為求和式(5)，代入響應計算最后一個整周期的結果來換算，式中N為樣本數。

(6)

5.2 舒適性相關標準及船級社規范

DNV、ABS等船級社關于航行安全或舒適性的指標基本參考ISO 20283-5的標準，均要求1～80 Hz頻域內振動速度的加權RMS值小于6 mm/s[16]：

(6)

式中：vwi為i次加權值。或簡化計算如下。

(7)

其中vMRA為最大重復值，CF為轉換因數，假定一般情形CF=1.8[17-18]，共振情形CF=1。則測點6的全頻加權RMS值約9.2 mm/s，超出ISO指標。

6 動力學特性分析和故障診斷

1)壓縮機振動能量向船體結構的傳遞路徑：一是通過基座傳遞給相連主甲板，并終止于艙壁、外圍壁等強支撐結構；二是通過支柱向上方傳遞到屋頂、并終止于外圍壁；主甲板和屋頂上下對應位置的振動接近同步。由于原設計屋頂剛度比主甲板小得多，因此振幅更大。

2)單機工況下，測點5、6、7的響應特別大，船體結構發生對角線型、即縱向三節線和橫向三節線耦合共振，故出現遠端振動放大的情況。

3)撐桿全部取消后，室內管架的二層平臺沿水平方向發生剪切型振動，因此至少設置2縱、2橫的撐桿連到外圍壁以止晃；相連的外圍壁扶強材放大為垂直桁，可解決外圍壁局部振動問題。

4)響應隨雙機曲軸轉角相位差而不同，雙機同步時，響應幅值最大，接近單機時的2倍；雙機反相時響應幅值最小，但不趨向零。由于測點到2個振源的距離不同，2列振動波抵達測點時相位差發生了變化，故不能完全疊加或抵消。

5)駕駛室支架振動原因不明。

6)制冷壓縮機響應計算值小，現場再次調查確認為共同基座工藝缺陷導致局部振動。

7)露天甲板區響應計算值小，現場再次調查確認為薄弱環節引起；局部加強即可解決。

8)氣液分離器和貨物中冷器頂部響應計算值大，分析發現為頂部撐桿數量不足引起罐子搖晃、并帶動屋頂局部振動；每個罐子上、下各設3根撐桿以完全約束6個自由度，振動基本解決。

9)室內低頻噪聲為結構共振引起。

7 結論

結合振動試驗、頻譜分析、模態計算和瞬態響應計算，是有效的振動故障診斷方法，且可以快速預報減振方案的效果，對保障產品質量、提高安裝工藝和改進產品設計有重要意義。與多數壓縮機振動故障的研究結論不同的是，海上模塊高振主因為壓縮機不平衡力與船體結構共振引起；后期應改進模塊布置及船體結構設計，或加裝一次不平衡力補償器。

不平衡力的振動能量傳播范圍局限在壓縮機室外圍壁及其下方縱、橫艙壁圍成的強支撐邊界內，壓縮機室以外的管系振動與不平衡力基本無關。但駕駛室內支架振動原因并未確診，是否由聲學方面的原因引起，還需進一步研究。

由于雙機工況下振動響應具有很強的隨機性，現場測試及模擬計算均應重點針對單機工況，通過疊加所有單機滿負載響應值來保守估計多機工況下最惡劣響應。并需要注意阻尼對強迫振動、尤其是共振響應的影響，文中實測阻尼值比大多數鋼結構相關文獻中提到的阻尼值小。

文中響應計算值比實測值略大，后續可修正模型中壓縮機、電機及驅動軸的網格模型；當氣體力為主要載荷時，需修正管系模型。此外，直接瞬態法不支持模態阻尼，當多個頻段的載荷同時起主導作用時，需進一步研究阻尼的解決方法。