淺談往復壓縮機變轉速調節對減振設計的影響

2019-06-18 08:13:26席少鋒

壓縮機技術 2019年2期

羅濤，席少鋒

（北京杰利陽能源設備制造有限公司，北京101500）

1 引言

對于大部分油田井口輸氣壓縮機，工況條件較為復雜，其上游氣源條件及下游管網條件都是變化的，導致進氣壓力、排氣壓力及處理量都有較大的波動范圍，壓縮機需要配置各種氣量調節手段，以滿足實際輸氣量的需求。其中，變轉速調節是一種直觀、準確的氣量調節手段，其調整范圍寬、連續性好，并且能夠節能降耗，易被用戶所接受。但變轉速涉及到復雜的扭轉振動及機械振動分析過程，不合適的結構設計將可能導致在整個調節轉速區間內存在某些運轉工況，使得壓縮機組的振動值超過允許的上限而發生機械故障；當這些不好的運轉工況剛好是設計壓縮機組所期待的工況時，機組將無法正常使用。所以，當壓縮機轉速調節成為機組調節的主要手段時，進行振動分析，以確定其結構設計的合理性十分必要。

2 變轉速調節對扭轉振動的影響

對于恒定轉速運行的壓縮機，其激振力頻率是恒定的，整個驅動機-壓縮機系統（包括聯軸器和傳動機構）的扭轉自然頻率避開軸轉速及其倍頻相對容易。初步選擇聯軸器型號，對由壓縮機曲軸、膜片聯軸器及電機軸組成的軸系建立當量系統模態圖，進行當量系統計算，得到系統的各階固有頻率及振型。通過改變飛輪或聯軸器轉動慣量，來調節軸系的固有頻率，從而輕易避開共振的發生。

對于變轉速運行的壓縮機，激振力頻率隨轉速而改變，根據API618提出的指導原則，軸系的扭轉自然頻率不得位于旋轉系統中運行軸轉速激振頻率10倍以內（包括10倍）任何倍數的5%范圍內。當工作轉速范圍較寬時，總會存在某些工況點，軸轉速激振力頻率及其倍頻與軸系的一階和（或）二階固有頻率重合，軸系在共振點附近運轉時，交變峰值扭矩值極有可能超過允許最大值，而發生疲勞破壞。

以我公司為中石化大牛地氣田提供的多臺變頻驅動往復壓縮機為例，壓縮機型號為JGC4（4拐曲軸），變頻驅動轉速為900～1500 r/min，額定驅動功率為560 kW，初選金屬膜片聯軸器型號為Altra HSH50（最大持續扭矩14462 N·m，峰值過載扭矩21692 N·m）。

建立復雜的扭振分析模型，該模型把軸系簡化為17個具有轉動慣量的質量塊，各質量塊之間使用扭轉彈簧連接。其中電機由5個轉盤構成，標有“FRT”到“MN0”；聯軸器由2部分構成，標有“CP1”到“CP2”，與電機相鄰部分和電機軸端合成一個質量塊（轉動慣量為聯軸器中間傳動段的轉動慣量的一半，聯軸器電機側輪盤的轉動慣量和電機軸前端部分的轉動慣量之和），與壓縮機相聯部分和壓縮機軸端合成另一個輪盤（轉動慣量為聯軸器中間傳動段的轉動慣量一半，聯軸器壓縮機側安裝盤的轉動慣量和壓縮機軸前端部分的轉動慣量之和）；壓縮機部分由10個轉盤構成，標有“MN1”到“AUX”，定義軸系各部位的轉動慣量、剛度、阻尼以及相位等，利用頻域分析法計算軸系的固有頻率（臨界轉速頻率）。軸系的扭振分析模型及機組的前三階固有振型結果如圖1所示。

當機組在運行轉速900～1500 r/min的上、下限10%范圍內，即轉速810～1650 r/min范圍內，有10個共振點（見圖2）；其中一階固有頻率下有5個明顯的共振點，分別發生在888 r/min、999 r/min、1142 r/min、1332 r/min和1598 r/min；理論數據顯示，機組在這些轉速下運行，交變扭矩明顯變大。

3 共振轉速下扭振疲勞應力破壞的安全性評估

以上實例通過頻域法確定了在工作轉速區間內存在10個共振點，如果考慮理論分析存在10%的誤差，避開共振轉速區間，則壓縮機許用的工作轉速區間會大大縮小，這往往是用戶所不能接受的結果。考慮到一階固有頻率區間內的共振點是引起機組振動的主要因素，仍需要對5個共振點進行精確的力響應分析，確認共振對整個驅動機-壓縮機系統是否有不利影響。

我們與加拿大某振動分析機構合作，通過時域強迫振動分析，模擬機組自啟動到穩定運行狀態的全過程；根據各不同的運行工況，對電機軸施加驅動扭矩，和對壓縮機軸施加負載扭矩，并考慮阻尼及相位等參數影響，計算聯軸器、壓縮機和電機軸上的瞬時動態扭矩。以圖3為機組在其中一運行工況下，轉速從0到1500 r/min間聯軸器上扭矩相對運行時間的動態響應曲線（橫軸表示響應時間s，縱軸表示峰值扭矩N·m），從中可以看到，盡管在888 r/min、999 r/min、1142 r/min 3個轉速下聯軸器扭矩峰值有波動，但遠小于許用值；而在1332 r/min這個點上，聯軸器上的扭矩響應在啟動過程中出現一個明顯的峰值，即發生共振。

在900～1500 r/min范圍內發生一個扭轉共振點，這是可以接受的，但如果發生共振點的轉速落在壓縮機設計期待的常用工況范圍內，則需要對軸系作適當的設計調整，即通過改變軸系分析模型中的質量塊轉動慣量來改變固有頻率（臨界轉速頻率），如更換更大許用峰值扭矩的聯軸器、改變飛輪結構及增加電機軸的直徑等。

4 變轉速調節對管道氣流脈動的影響

管道系統機械振動誘發的因素之一是氣流脈動，根據赫爾姆霍茲（Helmholtz）聲學原理，只有設計的赫爾姆霍茲濾波器的聲學頻率基頻小于設備的最低激振力頻率基頻，頻率才有疊加削弱的可能，達到減小氣流脈動的目的。對于變轉速壓縮機，激振力頻率與轉速成正比，最低激振力頻率應按壓縮機的最低假定速度來確定。

赫爾姆霍茲頻率（亦稱截至頻率）公式如下

式中A——阻尼管的內截面積

L——阻尼管長度

V——緩沖室容積

由于壓縮機在最高轉速時的流量最大，故阻尼管的內截面積A應按最高轉速時的流量確定；而阻尼管長度L及緩沖室容積V如果也按最高轉速確定尺寸的話，在壓縮機轉速降低時，濾波器的聲學頻率會大于激振力頻率，從而使濾波器失去抑制氣流脈動的效果。

然而，即便按照最低假定速度來確定緩沖室容積，使得緩沖容積變得很大，也不一定能完全達到預期的效果。對于已設計完成的阻尼結構，氣流在通過該裝置時，會產生一階及多階帶通頻率，當工作轉速范圍較寬時，總會存在某些工況點，激振力頻率及其倍頻與第一和（或）第二帶通頻率重合，氣流脈動能無法衰減，見赫爾姆霍茲濾波器脈動能衰減示意圖，如圖4所示。