往复式压缩机缓冲罐振动分析与控制

禹贵成，严映华，黎 明，尹爱军

（1.中国石油西南油气田分公司 储气库管理处，重庆 401147；2.重庆大学 机械与运载工程学院，重庆 400044）

往复式压缩机由于其较强的容量和压力范围适应性，被广泛应用于天然气增输和油气开采等领域[1]。然而往复式压缩机间歇性、周期性的吸排气方式导致管系内产生气流脉动，在拐弯处、折角点、管径变化等不规则元件处过大的气流脉动会引起管道及附属设备的强烈振动，从而降低压缩机工作效率且严重影响压缩机组的安全运行[2－4]。

压缩机管道振动是一个典型的气固耦合振动问题[5]，目前对管道振动的研究主要集中在振动理论与分析、振动诊断与识别技术以及振动控制方法等3个领域。振动理论与分析研究包括模态分析[6－7]、流固耦合振动响应分析[8－9]以及声学和脉动分析[10－11]等。振动控制方法研究旨在提出适当的设计或修改方案，将机械振动和压力脉动降到最低限度，往复式压缩机组常用的振动控制方法包括增加缓冲罐、缩短管道长度、安装孔板以及增加支架等[12－13]。缓冲罐是一种能有效抑制往复式压缩机管系压力脉动的压力容器，然而缓冲罐长期处于高压、振动等极端运行环境中，易出现开裂失效等影响现场安全生产的问题[14－15]。本文针对某储气库压缩机组进气缓冲罐振动超标问题，通过现场振动测量、模态分析以及声学分析判断缓冲罐振动超标的主要原因，进而提出相应减振措施并完成现场改造。缓冲罐治理实施效果表明本文所提出的减振措施有效减小了缓冲罐振动。

1 振动测试及原因分析

1.1 现场振动测试分析

某储气库由8 台DTY4000 型电驱Ariel KBU/6注气压缩机组组成，单机设计日处理能力为166×104Nm3/d，额定功率为4 000 kW。在储气库生产运行过程中，某一台机组的一级进气缓冲罐振动值超过API(American Petroleum Institute)618 第5 版的振动界限值。为了分析该缓冲罐振动超标的原因，根据现场情况对该压缩机组一级进气缓冲罐进行了振动和压力脉动现场测试。振动测点V1至V5布置如图1所示，各测点测试中包含水平(Horizontal，H)、垂直(Vertical，V)与轴向(Axial，A) 3 个方向的振动测量。测量时压缩机运行参数见表1，测点V1至V5的振动速度值见表2。

表1 治理前压缩机组运行参数

表2 测点V1至V5振动速度值

图1 压缩机组一级进气缓冲罐振动测试布点

根据API 618 标准，缓冲罐振动速度界限值为18 mm/s，管道振动速度界限值为32 mm/s。由振动速度测量结果可知，测点V2、V4 及V5 振动速度值均已超标，且在H方向的振动速度值远大于其他两个方向。往复式压缩机组的激励式如式(1)[16]所示，可得出该机组的主要激励频率为33.16 Hz，由于工作时3 个一级压缩气缸存在120°相位差，故压缩机组实际激励频率为99.4 Hz。各测点在H 方向的振动速度频谱如图2所示。

图2 测点V1至V5振动速度在H方向的频谱分析

分析可知：机组振动的主激频率为压缩机的转频及其高阶谐振频率，表现出明显的冲击特征；对振动起主导作用的频率成分主要集中在199 Hz附近，即2阶谐振频率，同时测点V2、V4及V5在该频率处振动过大。因此，一级进气缓冲罐的振动主要由受气缸内交变气体力的冲击作用引起。

式中：N压缩机转速，r/min；m为简谐阶次；压缩机工作方式为单作用时i=1；双作用时i=2。

1.2 压力脉动分析

往复式压缩机间歇性地吸排气必然会引起气体的脉动，压力脉动通常也是引起管系振动的主要原因之一。为了进一步确定缓冲罐振动是否由压力脉动过大而引起，进行压力脉动测试，其压力脉动频谱如图3所示，表明管道内的压力脉动呈现为低频脉动，且其主导激励频率为压缩机转频。

图3 压力频谱图

压力脉动的大小通常用压力不均匀度δ表示，其计算公式如下：

式中：Pmax为波峰压力，MPa；Pmin为波谷压力，MPa；P0为管线内平均绝对压力，MPa。为保证压缩机组的安全运行，API618 给出了工作绝对压力在0.35 MPa至35 MPa下的许用压力不均匀度[17]，其计算公式为：

式中：a为气体声速，mm/s；f为脉动频率，Hz；D为管线内径，mm；P0为管线平均绝对压力，MPa。根据进气管道结构参数及天然气的物性参数，即进气管线内径140 mm、气体声速431.4 mm/s，得到该工况下的许用压力不均匀度。压力脉动测试结果如表3所示，进气管线内的压力脉动满足压力脉动许用值要求，由此表明缓冲罐振动超标并非由压力脉动过大而引起。

表3 压力脉动测试结果

1.3 共振分析

压缩机管道系统内包含机械系统与气柱系统两个振动系统，当其机械或气柱固有频率与压缩机激发或脉动频率一致时系统将产生共振，强烈的共振能量会导致管道振动急剧增大，因此有必要对管道系统进行共振分析以确定其是否为引发管道振动的主要原因。

本研究采用Creo 构建进气缓冲罐及附属管道的模型，进一步通过ANSYS 建立其数值仿真模型，利用模态及声学分析求解该结构的机械固有频率fm与气柱固有频率fa。由于缓冲罐及其附属管道的振动表现为低频振动，因此分析前6 阶频率可满足工程需求，分析结果如表4所示，第一振型如图4所示。

图4 进气缓冲罐结构模型第一振型

分析表4可知，缓冲罐前6阶气柱固有频率均偏离压缩机组激发频率，因此不存在气柱共振现象。而在机械固有频率方面，其3 阶固有频率（104.86 Hz）与6 阶固有频率（200.07 Hz）分别与压缩机组1阶激发频率（99.4 Hz）和2 阶激发频率（199 Hz）重合，因而将产生机械共振现象。

表4 缓冲罐机械及气柱固有频率/Hz

综合分析可知，由于压缩机工作时气缸内存在过大的交变气体力，在该激振力的作用下产生较强的机械共振能量，强烈的共振是造成压缩机缓冲罐振动超标的主要原因。

2 振动治理措施及分析

由上述振动原因分析可知过大激振力作用下的机械共振是缓冲罐振动超标的主要原因，然而激振力由压缩机运行工况决定，故通过减小激振力以达到减振目标的方法难以实现。因此，本文采取改变进气缓冲罐系统结构参数来调整系统固有频率以有效地控制缓冲罐的振动。结合现场施工条件、成本及管线设计标准等因素，提出缓冲罐减振方案如下：

(1)由于3 个气缸存在相位差，会在3 个气缸的进气管嘴处产生不同步的轴向激励，3个进气管嘴互相拉扯而形成过大的弯曲载荷，因此将进气缓冲罐拆分为两个进气缓冲罐；

(2)缓冲罐在H方向的振动较大，增加缓冲罐水平方向的斜支撑以减少振动；

(3)改进进气口设计，由缓冲罐端头进气改为侧面进气，改变气流方向以减少脉动冲击；

(4)增加缓冲罐的架空管线支撑。

最终缓冲罐振动治理方案如图5所示，建立其数值分析模型，求解其机械及气柱固有频率，结果见表5。

图5 缓冲罐振动治理方案

表5 由治理方案所得机械及气柱固有频率/Hz

可以看出缓冲罐的固有频率总体上有所降低，其中1阶机械固有频率有所提高，第1阶振型结果如图6所示。

图6 缓冲罐振动治理方案模型第一振型

根据API618标准，固有频率与激发频率应具有20%的分离裕度，由此对缓冲罐振动治理方案进行共振分析，如图7所示。

图7 缓冲罐振动治理方案共振分析

可以看出，压缩机1 阶激发频率总体上不处于共振区域内，而2阶激发频率在6阶机械及气柱共振区域内，但不在核心区域内。因此，治理方案的共振分析结果表明，该方案有效避免了缓冲罐机械与气柱共振。

3 振动治理效果评价

根据图5所示的缓冲罐振动治理方案，进行压缩机进气缓冲罐振动的现场治理，完成治理后对缓冲罐进行现场振动测试以评价振动削减效果，治理后现场图及测点布置如图8所示，治理后测量时压缩机组运行工况参数见表6，各测点振动测试结果见表7。

图8 进气缓冲罐振动治理后现场图和测点布置图

表6 振动治理后测量时压缩机组运行工况参数

表7 治理后测点V1至V5的振动速度

治理后测点V1至V5振动速度在H方向的频谱如图9所示，对比振动治理前各测点振动速度在H方向的频谱可知，治理后在H 方向上出现了压缩机转速的倍频及其高阶频率，在199 Hz频率处的振动速度明显降低。治理前后各测点振动速度对比如图10所示，治理后缓冲罐的振动速度明显降低，其中H向振动速度降幅较大。进一步考虑治理后进气缓冲罐内压力脉动的变化，对其进行压力脉动测试，结果表明治理后压力不均匀度为0.945%，同样满足API 618中的许用压力不均匀度要求。

图9 治理后测点V1至V5振动速度在H方向的频谱

图10 治理前后测点V1至V5振动速度对比图

4 结语

(1)针对某储气库压缩机组进气缓冲罐振动超标问题，通过现场振动测试、压力脉动测试分析及共振分析等方式，得出过大的激振力及机械共振是引起进气缓冲罐振动超标的主要原因的结论。提出了拆分缓冲罐、安装管道支撑等有效措施来治理振动超标问题。

(2)基于振动治理方案，完成压缩机组进气缓冲罐的现场治理。由治理后的振动测试结果可知，治理后缓冲罐振动水平明显降低，并达到标准限定值要求，取得了良好的减振效果。

(3)本文对压缩机组进气缓冲罐振动原因分析及治理措施的研究，可为现有压缩机组振动控制提供参考，为压缩机安全平稳运行提供技术保障，对提高储气库压缩机组的安全性和经济性具有重要的现实意义。