往復壓縮機底座結構有限元靜力學分析及優化

2021-02-24 09:47:52李雪婷葉君超黃遠明余小玲

壓縮機技術 2021年6期

李雪婷，葉君超，黃遠明，余小玲，呂倩

(1.中石化石油機械股份有限公司三機分公司，湖北武漢 430000;2.西安交通大學能源與動力工程學院，陜西西安 710049)

1 引言

往復壓縮機因為結構復雜振動較大，往往需要將所有設備安裝在一個全焊接鋼結構底座上，底座的重量往往占機組重量的25%以上。由于常規壓縮機設計經常采用類比設計，對于底座框架設計和型鋼規格的選取偏向保守，容易造成機組機組過重和浪費成本，導致運輸困難；但如果設計偏向激進，也很容易照成底座起吊變形或局部應力過大，導致底座不能很好的起到承載機組的作用。本文通過對底座進行有限元分析研究，選取合適的型鋼來進行底座布局和制造，在保證機組安全的情況下優化機組底座設計，降低制造成本和底座尺寸，以及可能出現的底座形變與應力過大問題[1～3]。

根據ANSI/AISC 360-10Specification for Structural Steel Buildings標準規定[4]，鋼結構設計方法可以采用容許應力設計法(ASD—Allowable Stress Design)或載荷抗力系數設計方法(LRFD—Load and Resistance Factor Design)。容許應力設計法采用一階彈性分析計算內力，通過構件的相關方程考慮幾何非線性的影響；載荷抗力系數設計方法則通過對一階彈性分析進行放大或者直接二階彈性分析來考慮幾何非線性效應，其最大不同之處在于它是一種以概率理論為基礎的極限狀態設計方法，用概率及統計學的方法引入了載荷抗力系數來度量結構的抗力和載荷對結構的綜合效應。

因為壓縮機為振動設備，對安全性要求較高，因此本文采用相對較為保守也相對廣泛的的ASD方法進行設計計算。

2 壓縮機情況簡介

某型海洋壓縮機因為機組零部件多，設計空間小，成撬度要求高，其結構包括：主機總成、工藝氣系統、主電機、水冷器、壓縮機潤滑系統、電動盤車、冷卻水系統、洗滌罐等，均需在一個底撬上完成安裝，并且需要保證在機組起吊時不能發生較大的彈性形變，機組三維布局圖如圖1。

圖1 某型往復式壓縮機三維圖

其中，根據三維模型統計壓縮機各部件重量如表1。

表1 壓縮機參數

3 底座有限元結構靜力學分析

海洋壓縮機組的工況通常包括工作、吊裝和運輸3種工況。工作工況下，壓縮機固定于地面，整個壓縮機底座下底面處于全約束狀態，壓縮機底座形變小，受支撐力分布均勻，進行模態分析后發現其一階固有頻率往往超過250 Hz以上，超過了壓縮機轉速的12倍頻，對壓縮機整機振動影響很小，因此不予進一步的詳細分析。吊裝工況下，壓縮機僅受4個吊耳位置約束，支撐力集中分布在這4個位置，且由于支撐面積小，底座形變較大；運輸工況類似于工作工況，只是在運輸工程中由于車輛的加速度引起的橫向的加速度影響。

相比于工作和運輸2種工況，吊裝工況對壓縮機底座要求更高，本文重點分析壓縮機吊裝的工況。撬體結構的起吊分析包括計算撬體在起吊過程中的最大變形和應力，從而預防撬體結構在起吊過程中的過度變形，以及因此引起的驅動器—聯軸器—壓縮機軸對中時超過允許的公差范圍以及吊耳失效等事故。為了能夠簡便和準確的加載，對模型各部位的重量載荷進行了簡化，簡化原則如下：

(1)各系統均不列入分析模型，僅將底座作為分析對象，各系統的重量載荷作為外部力加載在底座上；

(2)各系統的重量載荷按照安裝支座的面積均布加載；

(3)優先考慮重量大的系統，重量小且支撐小的系統合并至相鄰的系統中；

(4)管匯類系統分布廣泛，且支撐眾多，其重量載荷視為均布在其通過的梁上；

(5)忽略焊接因素和制造誤差影響。

按照以上原則簡化后，模型如圖2。

圖2 壓縮機底座三維加載圖

其中黃色區域各系統支座在底座上的所在位置和占用面積，加載時按這個區域對應加載各系統的重量載荷。

本文采用ANSYS Workbench的結構件模塊進行分析，對采用30 mm單元進行自由劃分模型得到網格如圖3。

圖3 底座網格模型圖

底座整體使用Q235型材，常溫下屈服強度為235 MPa，厚度小于等于16 mm時，抗彎強度為215 MPa。本文模擬的是吊裝工況，吊裝時吊繩套在4個吊耳上，通過吊繩起吊。吊繩在吊耳上可以轉動，但不能脫離，因此對吊耳圓柱面添加圓柱約束，使之可以軸向轉動，但徑向和軸向不能移動。壓縮機底座所受載荷，主要為壓縮機底座上的各個系統部件的重量和底座本身的重量[5]。因此添加載荷有：重力加速度和表2中所示的各系統重量載荷，加載求解后位移云圖和應力云圖如圖4～7。

表2 簡化后壓縮機各系統載荷表

從位移云圖4中可以看出最大形變位移出現在主機和電機支座處，其次是最前端分布工藝氣管線的橫梁，最大形變為1.87 m，小于裝配要求的5 mm范圍，屬于正常范圍。從應力云圖5中可以看出最大應力出現在4個吊耳處及連接處，其次是電機支座和水冷器支座處。從圖6吊耳的應力云圖中可以看出，吊耳上最大應力主要集中在局部邊角上，而整體應力水平在59 MPa以下。從圖7中可以看出主梁的最大應力出現在吊耳附近，以及主機、主電機和水冷器支座位置，且除了應力集中處，整體水平均在52 MPa以下。計算各部分的安全系數分別為n1=235/59=3.98，n2=235/52=4.52，遠遠大于ANSI/AISC 360中要求的1.67的安全系數。最大形變位移是1.87 mm，小于推薦數值的5 mm，由此可以判斷，底座有很大的優化空間。

圖4 底座位移云圖

圖5 底座應力云圖

圖6 吊耳應力云圖

圖7 主梁應力云圖

壓縮機組底座的橫梁對應于各系統的支座，起到支撐各系統的作用，因此不能隨意調整橫梁的位置和數量。此外為了加強型材通用性，減少材料庫存，盡量減少底座上使用的型材規格。綜上所述，底座優化采用統一更換型材的方式。

根據這種方式設置了2個優化方案，如表3所示。

表3 優化方案

采用同樣設置，分析CASE1結果有：

從圖8～11中，可以看出最大形變位移出現在最前端分布工藝氣管線的橫梁，其次是主機和電機支座處，最大形變為2.37 mm。最大應力出現在4個吊耳處及連接處，其次是電機支座和水冷器支座處；吊耳上最大應力主要集中在局部邊角上，而整體應力水平在83 MPa以下，主梁的最大應力出現在吊耳附近，以及主機、主電機和水冷器支座位置，且除了應力集中處，整體水平均在75 MPa以下。安全系數分別為n吊耳=235/83=2.83，n主梁=235/75=3.13，大于1.67的安全系數要求，滿足規范要求。

圖8 CASE1位移云圖

圖9 CASE1應力云圖

分析CASE2結果有：

從圖12～15中，可以看出最大形變位移出現在最前端分布工藝氣管線的橫梁，其次是主機和電機支座處，最大形變為3.88 mm。最大應力出現在4個吊耳處及連接處，其次是電機支座和水冷器支座處；吊耳上最大應力主要集中在局部邊角上，而整體應力水平在127 MPa以下，主梁的最大應力出現在吊耳附近，以及主機、主電機和水冷器支座位置，且除了應力集中處，整體水平均在85 MPa以下。安全系數分別為n吊耳=235/127=1.85，n主梁=235/85=2.76，大于1.67的安全系數要求，滿足規范要求。