海洋钻采平台往复压缩机气流脉动和管道振动分析

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(1.中海油能源发展股份有限公司采油服务分公司，广东 湛江 524057；2.中海石油(中国)有限公司湛江分公司，广东 湛江 524057；3.海洋石油工程股份有限公司特种设备公司，天津 300451)

螺杆式和往复式压缩机作为海洋钻采平台上重要的增压设备，应用较为广泛和成熟，但其振动控制问题仍是压缩机选型设计中的难点[1]。螺杆式压缩机的振动很大程度上取决于转动动平衡、转子啮合、进排气脉动及轴承支撑等，一般通过优选减振器、进排气口安装金属减振接管、增强机组底座刚度等措施控制机组振动[2]。往复式压缩机管道内的气体随时间作周期性气流脉动，脉动气流遇到弯头、三通、调节阀等将产生随时间变化的激振力，受此激振力的作用，管道会产生一定的机械振动响应[3-4]，生产中遇到的压缩机振动绝大多数是气流脉动引起的[5]。压缩机管道的剧烈振动会降低压缩机的容积效率、减少排气量、增加功率消耗，缩短气阀及控制仪表的使用寿命，更严重的是管道与其附件连接部位易发生松动和疲劳破坏，存在较大的生产安全隐患[6]。因此，考虑分析往复式压缩机进行气流脉动和管道振动，有针对性地采取必要的减振措施。

1 分析方法

管道系统发生共振有2种情况：①气柱共振；②管道机械共振。在设计管道系统时，应使得气柱固有频率和管道系统的固有频率同时远离激发频率，管道系统才能有效避开共振。

气流脉动分析主要包括气柱固有频率、压力降和管道内压力脉动幅值等的计算。由于管道中气流压力脉动值相对于均压平均值是一个小量(按双振幅计，一般在8%以内)，符合平面波动理论的假设[7]，因此，采用以平面波动为基本理论的声学模拟法分析气流脉动；建立声学系统的守恒方程，不同数学模型之间采用矩阵转移法实现数据的传递；忽略高阶小量，使非稳态管内流体的微分方程线性化。依据小波动理论，得到气流运动过程的波动方程如下[8]。

(1)

(2)

式中：ρ为在t瞬时x界面上的气体密度，kg/m3；t为时间，s；c为管道入口端压力波的速度，m/s；x为位置坐标，m；k为气体绝热指数；g为重力加速度，9.18 m/s2；R为气体常数，kg·m/(kg·K)；T为气体温度，K。

进行管道振动分析主要是计算因气流脉动而产生的激振力作用下管道的强迫振动。采用矩阵解析法，利用结构力学的理论来建立管道的力学方程，通过矩阵传递原理形成关联方程组，并将方程组的求解转化为矩阵的求解[9]。管道振动分析需完成：①模态分析，即管道系统固有频率及振型计算；②激发响应分析，即分析气流脉动激发力作用下管道系统的动态响应。

2 气流脉动分析

以海上某气田群开发工程项目所应用的往复式天然气压缩机为例。该压缩机橇块底座与平台甲板主结构梁直接焊接，电机采用变频电机，功率2 240 kW；压缩机采用对称平衡型机组，型号为Ariel JGC/4，单级压缩，进气量(77.8～168.0)×104m3/d，转速500～990 r/min，入口压力5.5 MPa，入口温度22.1～28.6 ℃，出口压力6.34～12.6 MPa。

2.1 模型建立

气流脉动分析采用MAPAK软件。声学分析模拟完整的压缩机系统，包括压缩机本体、管线、洗涤罐、缓冲罐及换热器等。首先建立压缩机管道系统的数学模型和网络传递分析模型，将管道系统的几何模型分为进气和排气2个管路系统。其中，进气管路的气流从洗涤罐经三通分别进入进气缓冲罐和压缩机的一级双作用气缸，排气管路的气流从气缸进入排气缓冲罐再进入换热器，模型见图1。

图1 进、排气管路系统几何模型

2.2 分析结果

针对不同年份共分为30种操作工况，利用MAPAK软件对图1的模型分别进行求解计算。

2.2.1 系统优化与激发频率和气柱固有频率

设气柱固有频率为f1，激发频率为f2，当f2=0.8f1～1.2f1时，即认为发生气柱共振。该压缩机的转速范围是500～990 r/min，活塞双作用，激发频率f2的计算结果见表1。

表1 管道系统激发频率

气柱固有频率的计算采用转移矩阵法。将压缩机管道系统离散成各个元件转移矩阵乘积的形式，压缩机端采用闭端边界条件，出口端采用开端边界条件。为了抑制气柱共振，在入口和出口缓冲罐内部分别增加隔离板和滤波管，修改入口洗涤罐与入口缓冲罐之间的管线尺寸，在气缸出口与缓冲罐之间增加限流孔板，调整管道布置和走向等[10]，计算得到管道系统设计优化后的气柱固有频率，见表2。

表2 气柱固有频率计算值

分析比较表明，管道系统的气柱固有频率远离80%～120%倍的压缩机激发频率，避开了共振区，因而不会发生气柱共振现象。

2.2.2 压降计算

压降计算的目的是确保压缩机更高效地运行。API618中除了要求对静态压降进行计算外，还要求对总的压降(静态压降和动态压降之和)进行计算。为了便于对分析结果进行评估，将压降计算数值转化为功率消耗，总的压降引起的功率消耗见图2。

图2 管道系统功率消耗

由图2可见，仅有个别操作工况下的压降值超出了API618标准允许值，但所选用的驱动电机功率有较大富裕量，因此不会对压缩机的运行性能产生影响。

2.2.3 压力脉动幅值计算与控制

通过对压缩机不同年份运行工况的模拟分析，得到不同节点处的压力脉动幅值。分析结果表明，除了压缩机回流管线侧因激振力引起的的压力脉动幅值超出容许值的300%外，其余管道系统各组成元件(如气缸通道、气阀、进出管线等)的压力脉动幅值均控制在API618标准范围内。为了降低回流管线侧的压力脉动幅值，在脉动幅值超标管线上增加相应的管卡进行支撑，实现了振动控制，使管道振动指标满足规范要求。

3 机械振动分析

3.1 模型建立

运用CAESARⅡ建立改进后的管道系统有限元模型见图3。

图3 管道系统有限元模型

图3中压缩机作为无质量的刚体处理，阀门按相应的质量刚性单元处理，管卡及支撑位置施加相应的约束边界。

3.2 结果分析与振动控制

对管道模型进行模态计算，求得管道系统前10阶固有频率f3数值见表3。

表3 管道系统前10阶固有频率计算值

对比表1和表3可知，管道系统的各阶机械固有频率均远离8%～120%倍的压缩机激发频率，因此管道系统结构不会发生共振。

通常对于共振问题，主要以低频为主，只考虑前2阶共振区相互避开[11]。管道系统前2阶固有频率为12.5 Hz和13.8 Hz时的振型见图4和图5。

分析结果表明，换热器的机械固有频率在水平方向(活塞运动方向)和轴向(曲轴方向)上不满足API618的标准允许值。

图4 固有频率12.5 Hz时的管道系统振型

图5 固有频率13.8 Hz时的管道系统振型

为了提高换热器的固有频率，在换热器的法兰处增加了额外的结构支撑、对鞍座支撑及基础大梁进行了结构加强，见图6。

对管道系统进行强迫响应分析表明，换热器的振动水平在可接受的范围内，从而实现了系统的振动控制。

图6 换热器结构支撑加强

4 结论

往复式天然气压缩机在平台上的实际运行状况表明，机组带载运行振动较小，运转平稳可靠，与数值计算结果相比差异不大，从而验证了利用平面波动理论和转移矩阵法可以比较准确地模拟计算往复式压缩机管道系统气流脉动和管道振动。应用上述数值模拟计算方法，不仅摆脱了对国外公司的依赖，而且降低了投资成本，缩短了压缩机橇块的设计建造周期。

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