往复式压缩机撬装模块振动分析与优化研究

2021-02-25黄志强秦飞虎

噪声与振动控制 2021年1期

黄志强，黄琴，陈振，秦飞虎，杨金，李强

（1.西南石油大学机电工程学院，成都610500；2.中国石油集团济柴动力有限公司成都压缩机分公司，成都610100）

页岩气是蕴藏于页岩层可供开采的天然气资源，中国的页岩气可采储量较大。页岩气开采中后期，当储层压力降低至与管网压力的压力差小于0.7 MPa时，自储层流入井筒的流量会急剧减小，此时通过页岩气压缩机装置减小井口压力，增加自储层和井口的压力差，可以增加流量和加大流速。另一方面，页岩气井井底压力小，且开采中后期压力衰减较快，短时间内便会导致气体因压力低于管网压力而无法正常外输，必须利用压缩机增压外输。同时，由于页岩气气井偏远的特性，页岩气开采用的压缩机组需要具备体积小，整机重量轻，能快速搬迁、重复利用等特性。因此，为提高页岩气开采效率和输送距离，采取撬装往复式页岩气压缩机增压技术，压缩机外观如图1所示。

图1 撬装往复式页岩气压缩机

撬装往复式页岩气压缩机组各部件之间通过管道相互连接，各部件、橇体与基础通过地脚螺栓连为一体，是一个复杂的多自由度振动系统，本文将其称为压缩机撬装模块。当压缩机撬装模块的机械固有频率与激振频率接近时会发生共振，处于共振下运行的压缩机组会发生剧烈振动，这会对压缩机机体本身和与之相连的部件造成严重的冲击，长期高频振动与冲击将对压缩机的机械零件造成破坏，如页岩气开采现场压缩机组出现连接螺栓断裂、分离器内部结构损坏、缓冲罐开裂等现象，图2所示为破损的实例，有的甚至会造成压缩机基础振裂，这将严重影响压缩机组的正常安全运行及页岩气开采效率。

图2 压缩机组的分离器与缓冲罐结构失效

针对压缩机机组振动问题，国内外学者主要围绕压缩机组的管线气流脉动及曲轴扭振两个方面进行了大量研究，而针对压缩机撬装模块整个系统振动的研究还比较少。高宝华等[1]基于平面波动理论，对某往复压缩机的排气管路进行气流脉动计算与分析，采用增设孔板的方法来消减压力脉动幅值。王康[2]研究了不同结构缓冲器的体积、长径比、管口直径对管道气柱固有频率和气流脉动的影响。Zhao等[3]通过数值模拟研究了压缩机出口管道的剧烈振动的原因，通过添加脉动衰减器，添加管道支撑来改善管道系统的整体刚度，以避免结构共振。李艳玲[4]对往复压缩机曲轴系进行模态分析和谐响应分析，分析发现原曲轴系存在扭转振动隐患，通过调整设计参数，改善了曲轴系扭振状。陈涛[5]基于有限元理论，对动平衡高转速曲轴进行了扭振分析与优化设计研究。赵杰等[6]对在役超高压往复压缩机进行了结构模态分析和动力响应分析，找到了压缩机振动的原因，并提出了一套减振方案。刘成武等[7]对压缩机机体进行了模态分析和振动响应分析，获得了机体的固有频率和振型，以及机体在动态工况下的应力、变形云图，找到了机体结构的薄弱环节，为机体的结构设计改进提供理论依据。周厚强[8]对大功率往复式压缩机的曲轴箱和整机进行模态分析，获得了该压缩机曲轴箱的自由模态频率和振型、整机的约束模态频率和振型，并根据模态振型图分析各阶振型的特点，进行了结构改进，为整机的振动控制提供参考和方向。韩韬[9]对压缩机机体进行了动态特性分析，对作用在机体上的气体压力、主轴承载荷等主要激励进行了模拟，计算出了机体的振动响应，获得了机体振动大的区域，从而为机体的结构改进提供了依据。综上所述，目前开展的压缩机振动方面的研究一般从压缩机管线气流脉动、曲轴扭振以及单独对主机机体本身振动进行分析，针对撬装压缩机撬装模块整个系统的振动研究较少。压缩机撬装模块各部件之间通过管道相互连接，各部件、橇体与基础通过地脚螺栓连为一体，是一个复杂的多自由度振动系统。

由此，本文以某型号大功率往复式页岩气压缩机为研究对象，基于振动理论，建立压缩机撬装模块振动模型，利用有限元分析软件ANSYS，开展压缩机撬装模块振动特性研究，确定其在1、2 阶激振频率范围内的各阶固有频率和振型，掌握压缩机撬装模块振动响应规律。并基于振动分析结果，结合API618 设计标准，对易振部位进行了结构优化设计，为减小机组共振风险和振动控制提供理论指导。

1 压缩机撬装模块振动理论

1.1 压缩机撬装模块振动有限元分析理论

模态分析是振动分析的基础，模态是结构的固有振动特性，其参数包括固有频率、阻尼比和模态振型，求解模态参数的过程就是模态分析过程。而模态分析的本质就是求解结构系统的固有频率和系统内各节点的振幅值的问题[10]。

压缩机撬装模块是一个包含有主机、缓冲罐、电机、管线的复杂振动系统，由很多阶的模态叠加而成，不同模态对撬装结构产生的影响不同。本文采用有限元模态分析的方法，确定压缩机撬装模块结构振动时主要模态，以掌握结构振动特性。

1.2 API618标准对固有频率的规定

（1）共振区范围原则

根据美国API618 石油化工和天然气工业用往复式压缩机对机械结构固有频率限制规定要求[11]：计算的机械结构固有频率与各阶激振频率应满足20%的频率分隔区，即共振区为各阶激发频率的±20%范围内。

由压缩机产生的激振频率：

式中：m表示压缩机气缸作用方式的一个数，考虑到常用工况下气缸采用双作用方式，即m=2；n为曲轴转速，n=1486 r/min。

计算可得激振频率：

（2）管线最小固有频率原则

根据美国API618 石油化工和天然气工业用往复式压缩机对管线系统的机械固有频率限制规定要求[11]：保证管线系统的机械固有频率大于压缩机在额定转速下产生激振频率的2.4倍，即：

2 压缩机撬装模块振动分析

2.1 压缩机撬装模块有限元模型建立

（1）三维模型建立及简化

由于压缩机撬装模块各部件的结构复杂，在分析过程中，如保留全部细节特征，会出现网格过密的现象，导致计算量增大甚至不能求解的结果，因此在有限元计算前的实体建模过程中，根据有限元模型简化原则，对压缩机撬装模块模型简化如下[12]：

（1）忽略部分细小特征。如主机部件上一些倒角、润滑油孔和小的螺栓孔等予以忽略，将螺栓连接简化为焊接；

（2）简化对撬装模块结构强度和刚度影响不大的几何特征。如控制面板与按钮等；

（3）保留对于影响较大的结构。否则将严重改变系统的质量、刚度矩阵，因而影响计算结果，故将空冷器、电机、主机、缓冲罐等较为复杂的结构简化为形状相似的当量质量块。简化后压缩机撬装模块模型主要包括空冷柜、主机、电机、缓冲罐、分离器、高位油箱、循环加热器、管道等部件，压缩机撬装模块几何模型建立完成如图3所示。

图3 压缩机撬装模块几何模型建立

（2）主要材料参数设置

在线性静力结构分析中，因为不考虑热载荷的影响，所以材料属性只需要定义杨氏模量以及泊松比。因为考虑重力场的作用，即考虑系统的惯性载荷，所以必须要定义材料的密度。查阅《钢结构设计规范》手册可知各部件具体材料参数[13]。

（3）模型网格划分

当生成模型时，典型地是用单元去连接节点以建立不同自由度间的关系，但是有时需要能够刻划特殊细节，如刚性区域结构的铰接连接、各部件之间特殊内节点连接等，这些用单元不足以表达。因此可以用耦合和约束方程来建立节点间、自由度间的特殊关系，利用共享拓扑技术，能进行单元做不到的自由度连接难题。要解决自由度耦合难题，本文采取共享拓扑技术，共享拓扑后，对压缩机撬装模块振动模型进行网格划分，各个部件在相互接触的位置就可以很好地实现节点共享。

采用共享拓扑技术可以使面体之间生成相交线，在线体之间生成相交点，使压缩机撬装模块各个部件相交处的节点自由度全部耦合，从而实现力和力矩的有效传递，有效地模拟各个部件联接振动时的局部分离与接触情况，并能提高计算效率和计算精度。考虑到压缩机撬装模块结构较为复杂，采用四面体网格自动划分，最大网格尺寸50 mm。压缩机撬装模块模型网格划分后，生成节点2 212 400个，生成单元1 474 357个，见图4所示。

（4）边界条件设置

压缩机撬装模块各部件之间无相对滑动，通过螺栓或焊接的方式固定于底部撬板，底部撬板由混凝土浇注固定于地面，故对底部撬板施加固定约束。

图4 压缩机撬装模块三维模型

2.2 压缩机撬装模块振动模态结果分析

在压缩机撬装模块机械振动中，1、2阶激振频率的激振力将作为系统受迫振动的主要能量贡献者[14]。结合实际工程分析，求解了压缩机撬装模块处于1、2 阶激振频率范围内的各阶频率及振型结果，共30阶模态结果总结如表1所示。

压缩机撬装模块发生共振时各部件主要振型如图5所示。

由压缩机撬装模块振动模态结果分析可知：

（1）第11、13、14、23、24、25、26、27、28、29、30阶，共11 阶对应的固有频率落在1、2 阶激振频率共振区范围内，主要共振部位为管道、循环加热器结构、分离器结构、主机及其附属结构，因此这些部位有发生共振的风险。

（2）循环加热器结构、分离器结构主要处于低阶共振；管道结构、主机及其附属结构主要处于高阶共振。

（3）管道、循环加热器结构的振型主要为沿长、短轴方向的扭转摆动。分离器结构、主机及其附属结构的振型主要为沿长、短轴方向的摆动。

图5 压缩机撬装模块发生共振时各部件主要振型

表1 原压缩机撬装模块处于1、2阶激振频率范围内的各阶频率及振型

3 压缩机撬装模块振动控制优化研究

由振动理论可知，增大结构的刚度可以提高其固有频率，故对各结构部件采用结构优化的理念，提高各部件的刚度和稳定性，以增大结构的固有频率，使各部件尽量避开1、2 阶激振频率共振带，减小共振风险，从而降低因长期高频振动带来的危害。基于压缩机撬装模块的模态分析结果，对处于激振频带的各部件进行结构优化，包括管道、循环加热器结构、分离器结构、主机及其附属结构，以减小共振带来的危害，增加其可靠性。

3.1 关键结构优化

（1）管道结构优化

由第23、24、26、28 阶与第27、30 阶模态计算结果可知，分离器的接管管道、缓冲罐的接管管道结构的振型主要为沿长、短轴方向摆动，其均处于2阶激振频率共振区内。改变管路结构和增加管路约束即增大管路阻尼与刚度，考虑到对于投产运行中的管道系统改变管路结构这种方法不切实际，因此只考虑在原来已有关卡之间增加管路约束，约束其上下、左右方向的振动。采用加设不同约束位置的防震管托，并进行模态分析，对比找出最合理的约束位置，间隔压缩机激发频率的落点，以消除共振。

（2）循环加热器结构优化

由第5、8、11、14 阶模态计算结果可知，其中第11、14阶处于共振频率范围，循环加热器挡板两边支撑架跨度较大，为1 066 mm，且上部结构较重，重心高，而下部结构较轻，出现了较大的扭转振动。结合其结构特点分析：两边支架稳定性及刚度、挡板刚度不足，应加强其刚度。为减小支撑架间的跨距，在中间部位增加一个支撑架，同时支撑架之间用型钢进行焊接，以增加挡板及支撑架的刚度和稳定性，从而减小结构的扭转摆动见图6所示。

图6 循环加热器结构优化

（3）分离器结构优化

由第6、7、9、13阶模态计算结果可知，分离器结构振型主要沿长、短轴方向摆动，其中第13阶处于1阶共振频率带范围内，振动较为剧烈的部位为一级、二级进气分离器顶部位置，结合模态结果与结构特点分析：分离器底部固定端与上部自由端的垂直间距较大，上部又连有管道，须加强分离器下部结构的刚度。故在分离器外表面添加以结构钢为材料的补偿圈，以增加其刚度，如图7所示。

图7 进气分离器添加补偿圈结构

（4）主机及其附属结构优化

由第20、22、25、29 模态计算结果可知，其中第25 阶、29 处于共振频率带，振型表现为主机结构沿短轴、长轴方向的摆动。结合模态结果与结构特点分析：主机结构体积庞大，结构较为分散，具体表现为中体和气缸的伸出较长，主机及其附属结构沿曲轴径向、轴向的刚度和沿机身高度方向的刚度不足，应当在这三个方向采取加强措施。

考虑到原气缸结构与曲轴箱的支撑跨距长，此时气缸的系统刚度低，各列气缸处容易出现沿曲轴径向、轴向的振动。因此在沿曲轴径向和轴向的方向上添加支撑结构，这样就限制了气缸沿曲轴径向和轴向的振动，从而提高气缸部件的刚度，支撑架构与气缸及底部撬板均采用螺钉联接方式，如图7所示。

原一、二级出气缓冲罐与其下部的支墩结构为面与线的接触，在受到复杂激励载荷的情况下，缓冲罐与支墩结构不能很好地接触，容易产生较大振动。优化后的支墩结构为面与面之间的接触，限制了缓冲罐沿曲轴轴线和机身高度方向的振动，缓冲罐下部支墩结构优化如图8所示。

图8 主机及其附属结构优化

3.2 优化前后压缩机撬装模块各部件模态结果对比分析

（1）管道结构优化前后对比分析

优化前分离器接管管道的第23、24、26、28阶固有频率均处于2 阶激振频率范围内；优化后的排气管道、分离器出口管道在1、2 阶激振频率范围内未出现振动，且满足API618 管线最小固有频率原则，对预防管道结构发生机械共振有重要的意义。

（2）循环加热器结构优化前后对比分析

循坏加热器结构优化前后的频率及振幅变化对比如表2所示。

整体上，循环加热器结构优化后相比于原结构，固有频率提高，最大振幅减小；其中优化前循环加热器结构的第3 次起振频率为51.369 Hz，处于1 阶共振频率范围内，优化后的循环加热器结构的第3 次起振频率为91.63 Hz，频率提高，振幅相对减小；优化后的循环加热器结构相比于原结构，在1、2 阶共振频率范围内未出现第4次起振。

（3）分离器结构优化前后对比分析

分离器结构优化前后的频率及振幅变化对比如表3所示。

通过分析可知，整体上，压缩机撬装模块一、二级进气分离器结构优化后相比于原结构，固有频率提高，最大振幅较小；优化前二级进气分离器结构的第1 次起振频率为55.453 Hz，处于2 阶激振频率共振区范围内，优化后的结构未落在1 阶共振频率范围内，减小了分离器结构共振风险。

（4）主机及其附属结构结构优化前后对比分析

主机及其附属结构优化前后的频率及振幅变化对比如表4所示。

通过分析可知，整体上主机及其附属结构优化后相比于原结构，固有频率提高，最大振幅整体上降低。其中第2 次起振时，优化后的振幅相比于优化前有所增大，分析其原因为优化后结构的固有频率提高，但更接近2阶共振区范围，导致其对应的振幅有所增大。第4次起振时，优化后相比于优化前，其对应振幅降低了17.9%。

原主机及其附属结构第2 次起振频率为114.38 Hz，处于2倍激振共振区频率范围内，优化后的结构第2 次起振频率为119.28 Hz，优化后主机及其附属结构在2 倍激振频率范围内未出现共振，减小了主机及其附属结构共振的风险，提升了整机系统的可靠性、安全性。

优化后的压缩机撬装模块处于1阶、2阶激振频率范围内的各阶频率及振型结果共18阶，其模态结果总结如表5所示。

综上，优化后的压缩机撬装模块各阶固有频率提高，振幅减小。原压缩机撬装模块共有11阶于共振频率带范围内，优化后有6 阶，与优化前相比，落在共振频率带的共振阶数减少，大大降低了压缩机组共振风险。