大型往復壓縮機主機振動分析與測試研究

黃志強，楊仁松，李 剛，李 濤，黃 琴，葉 闖

（西南石油大學機電工程學院，四川 成都 610500）

頁巖氣是一種具有良好開采前景的非常規油氣資源。加大對頁巖氣的開采可以有效降低我國對常規天然氣的依賴程度［1-3］。在頁巖氣開采過程中，當儲層與井口的壓力差小于0.7 MPa時，流入井筒的流量急劇減小，嚴重影響頁巖氣開采產量和效率［4］。此時運用壓縮機可以增大儲層與井口的壓力差，起到增大流量和加大流速的作用，提高頁巖氣開采產量和效率。另外，井底的頁巖氣因為壓力過小而無法正常外輸，須采用壓縮機進行增壓［5］。

壓縮機的核心部件是主機。在頁巖氣開采過程中，頁巖氣壓力高且波動大，機組轉速快，壓縮機主機氣缸內的頁巖氣在短時間內被急劇壓縮，導致主機承受著多種復雜、周期性激勵載荷的作用，致使主機及其零部件產生復雜振動。若主機長時間劇烈振動，輕則其上的零部件出現連接松動，重則導致零部件損壞，嚴重降低壓縮機的工作可靠性［6］。因此，掌握壓縮機主機的振動特性，評估主機的振動烈度，找到主機結構中的薄弱部位，有利于優化主機結構，降低主機振動，提高主機的工作可靠性。

針對壓縮機振動問題，國內外諸多學者開展了研究。韓韜［7］以K5206NM型壓縮機為研究對象，將氣體力、主軸承載荷、側向力作為機體承受的載荷，開展了機體動力響應分析，確定了機體振動較大的部位。郭麗敏［8］以TA-80型壓縮機為研究對象，采用敲擊試驗法得到了整機的固有頻率及振型，并開展了機體動態響應分析，研究成果為壓縮機的故障診斷提供了參考。Brandeis［9］通過有限元法，在保證計算精度的前提下分析了內燃機機體的振動特性。趙杰等［10］以往復壓縮機主機為研究對象，開展了主機模態和動力響應分析，找到了振動超標的原因。杜青川等［11］以某6V型柴油機機體為研究對象，通過模態試驗得到了機體的固有頻率，研究結果表明機體裙部外側剛度較弱，須要加強。宋加會［12］以ZW-0.8/10-16型壓縮機主機為研究對象，開展了主機機體模態分析，并采用在機體表面涂上阻尼材料的方式來減小主機機體的振動。周厚強［13］以大功率往復壓縮機主機為研究對象，開展了主機模態分析，得到了主機在有約束和無約束條件下的前15階模態，并開展了主機試驗模態的測試，測試結果驗證了仿真結果的正確性。

目前，對壓縮機主機在頁巖氣開采工況下振動的研究較少，且缺乏測試研究。因此，筆者以大型往復壓縮機主機為研究對象，采用瞬態響應分析與實驗測試相結合的方法，開展壓縮機主機振動研究，為進一步減小壓縮機主機的振動及其結構優化提供參考。

1 壓縮機主機振動分析理論及模型構建

1.1 主機瞬態響應分析理論

主機瞬態響應分析即求解主機各部位在各個時刻的位移、速度和加速度響應等［14］。對于有阻尼的彈性機構而言，其振動方程為：

式中：M為質量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；Q（t）為位移向量；?(t)為速度向量；?(t)為加速度向量；F（t）為節點載荷向量。

1.2 主機振動分析有限元模型構建

1）主機三維模型建立。

主機上分布有多種加強筋、凸臺和油道孔等。在不影響仿真計算精度的情況下［15］，將主機結構進行簡化。簡化后主機的三維模型如圖1所示。

圖1 壓縮機主機的三維模型Fig.1 Three-dimensional model of compressor host

2）材料屬性定義。

在ANSYS Workbench軟件的瞬態響應分析模塊中定義各部件的材料參數，如表1所示。

表1 主機各部件材料參數Table 1 Material parameters of each component of host

3）各部件之間接觸形式的設置。

主機各部件之間采用焊接或螺栓連接，因此相鄰部件之間添加固定接觸（bonded）。

4）網格劃分。

網格劃分中實體單元類型有四面體和六面體等。六面體網格的求解精度較高，適用于結構較為簡單的模型，四面體網格則適用于結構較為復雜的模型［16］。考慮到壓縮機主機結構較為復雜，故采用四面體網格。通過網格無關性檢驗后，最大網格尺寸設置為20 mm。采用共享拓撲技術可以使主機各個部件相交處的自由度全部耦合，實現力和力矩的有效傳遞，有效模擬各個部件連接振動時的局部分離與接觸情況［17］。網格劃分后主機有限元模型如圖2所示，共生成345 039個單元、2 213 766個節點。

圖2 壓縮機主機有限元模型Fig.2 Finite element model of compressor host

2 壓縮機主機振動分析

2.1 主機位移約束設置

主機基座通過螺栓連接固定于底部撬板，底部撬板通過混凝土澆注固定于地基上。由于地基的剛度較大，振動較小，主機基座的位移忽略不計。主機機體兩側各分布2個氣缸，其上端與進氣緩沖罐相連，下端與排氣緩沖罐相連，排氣緩沖罐下部由支墩進行支撐。因此，對主機基座底部、緩沖罐支墩與底部撬板的連接位置施加固定約束A，對緩沖罐進出口與管道相連處施加固定約束B，如圖3所示。

圖3 主機位移約束示意Fig.3 Schematic of host displacement constraint

2.2 主機激勵載荷確定

為了準確預測壓縮機主機在頁巖氣實際開采工況下的振動響應，施加在主機機體上的激勵力應盡可能接近壓縮機在實際工況下的受力。主機機體受到的激勵載荷主要有高壓氣缸內的氣體壓力、氣體壓力和往復慣性力通過導向軸承作用于活塞桿上的側向力、曲軸高速旋轉產生的離心力傳遞至主軸承上的載荷［18］。

2.2.1 氣體壓力計算

壓縮機在吸、排氣時，氣體壓力在垂直方向上對氣缸內壁產生較大的沖擊作用，因此主要考慮氣體壓力在垂直方向上對氣缸蓋和機體的作用。本文研究的壓縮機為雙作用式，氣體壓力可分為軸側氣體壓力和蓋側氣體壓力。在2個運行周期內各壓縮缸蓋側和軸側氣體壓力隨時間的變化曲線如圖4所示。

圖4 各壓縮缸蓋側和軸側氣體壓力隨時間的變化曲線Fig.4 Varying curve of gas force on cylinder head side and shaft side of each compression cylinder with time

2.2.2 側向力計算

側向力的大小等于氣體壓力和往復慣性力合成的綜合活塞力在垂直方向的分力。側向力的作用點和作用方向有規律地變化，且活塞桿與導向軸承之間有一定的間隙，導致活塞桿在移動過程中會敲擊導向軸承和缸體，引起主機機體振動。在2個運行周期內各壓縮缸側向力隨時間的變化曲線如圖5所示。

圖5 各壓縮缸側向力隨時間的變化曲線Fig.5 Varying curve of lateral force of each compression cylinder with time

2.2.3 主軸承載荷計算

曲軸對主軸承產生的撞擊力具有沖擊作用，會引起主軸承振動，并通過與主軸承相連的腹板和加強筋傳遞至曲軸箱，從而造成主機機體振動。在2個運行周期內各壓縮缸主軸承載荷隨時間的變化曲線如圖6所示。

圖6 各壓縮缸主軸承載荷隨時間的變化曲線Fig.6 Varying curve of bearing load of main shaft of each compression cylinder with time

2.3 主機激勵載荷施加

在ANSYS Workbench軟件中施加載荷的方式有3種：第1種是以恒定載荷的形式加載，適用于載荷恒定不變的情況；第2種是以函數形式加載，適用于載荷變化具有一定規律的情況；第3種是以數據表形式加載，適用于載荷變化且加載的數據量較大的情況。由于加載到主機機體上的氣體壓力、側向力和主軸承載荷為周期性交變載荷，且載荷數據較多，因此采用以數據表導入的形式加載。加載時須注意激勵力的作用方向及相位差。主機激勵載荷施加如圖7所示。

圖7 主機激勵載荷施加示意Fig.7 Schematic of host excitation load application

2.4 主機振動結果和振動烈度分析

2.4.1 主機振動結果分析

壓縮機的驅動裝置為三相異步電機。電機轉速為1 486 r/min，運行1個周期的時間為0.04 s。求解主機在1個運行周期內的振動響應，得到主機的整體振動變形、應力分布以及各關鍵部位在x向（往復方向）、z向（曲軸軸線方向）和y向（垂直于前2個方向）的振動速度響應。

主機振動變形云圖如圖8所示，應力分布云圖如圖9所示。由圖8可知，主機振動變形較大的部位主要為三缸和四缸的端部、三缸和四缸與緩沖罐的連接部、三缸和四缸的中體連接部以及曲軸箱自由端的上部，其中最大變形出現在四缸端部，為0.09 mm。由圖9可知，主機應力集中的部位主要為各氣缸與緩沖罐的連接部、主機基座支撐部、緩沖罐支墩與底部撬板的連接部，最大應力出現在一級進氣緩沖罐與四缸的連接部，為29.66 MPa。

圖8 主機振動變形云圖Fig.8 Host vibration deformation nephogram

圖9 主機應力云圖分布Fig.9 Host stress distribution nephogram

根據GB/T 7777—2003《容積式壓縮機機械振動測量與評價》［19］，對往復壓縮機在x、y和z向的振動速度進行分析。為便于分析振動速度響應規律，擬合了主機各關鍵部位在5個運行周期內的振動速度響應曲線。現以振動變形最大的四缸端部為例進行分析。四缸端部振動速度響應曲線如圖10所示。

由圖10可知，四缸端部振動速度大致呈周期性變化，振動速度約在0.04 s或其倍數時刻出現峰值。原因是主機完成氣體壓縮的周期約為0.04 s，此時活塞處于內/外止點，氣腔的壓力最大，使得氣缸內壁受到的氣體載荷沖擊作用最大。

圖10 四缸端部振動速度響應曲線Fig.10 Response curve of vibration speed at the end of the fourth cylinder

2.4.2 主機振動烈度分析

在工程實際應用中，往復壓縮機振動的評價指標為振動烈度［19］，即振動速度均方根值的最大值。振動速度均方根的計算公式為：

式中：vrms為振動速度均方根；v1、v2、…、vn為n個瞬時振動速度。

由各部位的振動速度響應值及式（2），計算得到壓縮機主機振動較大部位的振動烈度，如表2所示。

由表2可知：主機振動烈度較大的部位主要為各緩沖罐自由端、氣缸端部和中體連接部，其中二級進氣緩沖罐自由端x向的振動烈度最大，為14.75 mm/s；緩沖罐自由端和氣缸端部x向的振動烈度大于y向和z向，原因是x向為壓縮氣體產生氣體爆發力的方向，緩沖罐自由端和氣缸端部在x向的受力較大。

表2 壓縮機主機振動較大部位的振動烈度Table 2 Vibration intensity of parts with large vibration of compressor host

根據GB/T 7777—2003《容積式壓縮機機械振動測量與評價》［19］，往復壓縮機振動烈度應符合表3所示的規定。本文所研究的壓縮機為四列對稱平衡型，其底部撬板固定于地面，其振動烈度小于18.0 mm/s。由此可知壓縮機主機各部位的振動烈度均符合國標的規定。

表3 GB/T 7777—2003中對往復壓縮機振動烈度的要求Table 3 Vibration intensity requirements for reciprocating compressors in GB/T 7777—2003

3 壓縮機主機振動測試實驗

3.1 實驗目的及測試布點

為了得到主機各關鍵部位在載荷激勵下的振動響應情況，測試并計算得到主機各部位的振動烈度。根據主機振動特性分析結果，確定在主機各氣缸端部、一級和二級緩沖罐的自由端、中體連接部、曲軸箱自由端上部和下部、主機基座支撐部等振動較大的部位進行測試布點，如圖11所示。

圖11 主機振動實驗測試布點示意Fig.11 Schematic of host vibration test points

3.2 實驗設備

所采用的Leonova設備狀態分析儀的采集頻率范圍為0～20 kHz，轉速測量范圍為1～1 500 000 r/min，符合實驗設計的頻域范圍及壓縮機工作轉速（1 468 r/min）要求。SLD144S-M8型振動傳感器是壓縮型壓電加速度計，用于寬頻帶振動測量。SLD144S-M8型振動傳感器結合帶有ISO 10816光譜的Leonova設備，可以測量2～10 Hz之間的低頻以及1 000 Hz以內的較高頻率。

3.3 實驗結果及其與仿真結果的對比

3.3.1 振動速度的對比

采集了主機關鍵部位各測點在運行工況下的振動速度，采集時間為1.6 s。將振動變形最大的四缸端部振動速度的仿真結果與測試結果進行對比，如圖12所示。

由圖12可知：

圖12 四缸端部振動速度仿真結果與測試結果的對比Fig.12 Comparison of simulation results and test results of vibration velocity at the end of the fourth cylinder

1）四缸端部仿真與測試振動速度整體變化趨勢相同，均呈周期性變化，振動速度峰值約出現在0.04 s或者其倍數時刻。此時活塞處于內/外止點，氣腔的壓力最大，氣缸內壁受到的氣體載荷沖擊作用最大。

2）測試得到的四缸端部在x、y和z向的振動速度峰值分別為12.58，7.87和9.67 mm/s，仿真得到振動速度峰值分別為12.33，6.21和8.05 mm/s，測試值大于仿真值。這可能是由于仿真分析時僅考慮了氣體載荷對氣缸內壁的沖擊作用，而在實際運行工況下主機受到壓縮氣體的沖擊載荷與氣流脈動的復雜耦合作用。

3.3.2 振動烈度的對比

根據仿真與測試得到的主機各關鍵部位的振動速度，計算得到主機各測點的振動烈度，如表4所示。

由表4可知：

表4 主機各測點振動烈度的仿真結果和測試結果Table 4 Simulation results and test results of vibration intensity at each host test point

1）主機振動較大的部位為各緩沖罐自由端、各氣缸端部和中體連接部，其中二級進氣緩沖罐自由端x向振動烈度的測試值最大，達到12.52 mm/s，滿足GB/T 7777—2023規定的小于18.0 mm/s的要求，主機振動安全。

2）大部分測點x向振動烈度的仿真和測試值比y向和z向的大。原因是x向為壓縮氣體產生爆發力的方向，主機在x向上受到的激勵力更大，這符合壓縮機實際受力情況。

3）在x、y和z向，各測點振動烈度仿真值與測試值的最大誤差分別為11.16%、11.8%和12.7%，在工程誤差允許范圍內，驗證了仿真方法的合理性和正確性。

4）為了進一步減小機組振動，建議在排氣緩沖罐自由端增設U形抱箍圈，在氣缸端部增設A形支撐，在中體連接部增大支撐剛度以及在主機基座增設加強筋，以提高機組的工作可靠性。

4 結論

考慮了壓縮機主機氣體壓力、側向力及主軸承載荷對主機的動態作用，建立了主機振動分析模型，開展了主機振動研究，分析了主機整體變形、應力分布情況，得到了主機振動較大部位的振動速度和振動烈度，進行了主機關鍵部位的振動速度測試實驗，并將測試結果與仿真結果進行了對比。得到如下結論：

1）主機振動分析結果表明，主機振動變形較大的部位主要有三缸和四缸端部、三缸和四缸的中體連接部以及曲軸箱自由端上部等，其中四缸端部振動變形最大，為0.09 mm。主機應力集中部位主要為各氣缸與緩沖罐連接部、主機基座支撐部、緩沖罐支墩與底部撬板的連接部，其中一級進氣緩沖罐與四缸連接部的應力最大，為29.66 MPa。

2）主機各部位的振動速度均呈周期性變化，振動速度約在0.04 s或其倍數時刻出現峰值。原因是主機完成氣體壓縮的周期約為0.04 s，活塞處于內/外止點，氣腔的壓力最大，使得此時氣缸內壁受到的氣體載荷沖擊作用最大。

3）主機上振動烈度較大的部位主要是各緩沖罐自由端、各氣缸端部和中體連接部，其中二級進氣緩沖罐自由端振動烈度最大，為14.75 mm/s，滿足GB/T 7777—2003規定的小于18.0 mm/s的要求，主機振動處于安全狀態。

4）在往復方向、垂直方向和軸向，各測點振動烈度仿真值與測試值的最大誤差在工程誤差允許范圍內，驗證了仿真方法的合理性和正確性。