７０ＭＰａ高压压缩机组脉动振动分析的特点.docxVIP

７０ＭＰａ高压压缩机组脉动振动分析的特点

［摘要］：高压压缩机组是油气平台注气开采的核心设备，但容易发生机械振动等问题。由此导致机组疲劳破坏甚至严重的泄漏、爆炸等事故，是安全生产的重大隐患。因此，高压压缩机组的成撬分析质量，是压缩机组安全运行的重要保障。以某７０ＭＰａ高压压缩机组的成撬分析为例，说明了进行高压压缩机组成撬设计时，除了需进行脉动振动分析外，还应考虑高压循环应力对管道造成的疲劳损坏问题，以保证机组能长期安全运行。

［关键词］：高压压缩机组；ＡＰＩ６１８脉动分析；振动分析；循环应力；

１、引言

随着油气生产平台投产年份的增加，很多生产平台为了提高地层压力都采用了注气开采的形式，这样越来越多的高压往复式压缩机投入到平台使用。由于往复压缩机的运动特性，在使用过程中往往会出现振动问题，轻则导致管道泄漏，重则造成火灾、爆炸等严重安全事故。为了有效地控制往复式压缩机组在运行过程中的振动，需要对机组按ＡＰＩ６１８规范进行脉动振动分析。对于高压往复式压缩机组，除了进行脉动振动分析外，还需考虑高压下的循环应力，以避免对机组管道长期运行造成疲劳破坏。高压往复式压缩机组若不能有效控制其振动，并避免高压循环应力造成疲劳破坏，不仅影响到油气生产平台的正常运行，有时甚至还会产生人员伤害和财产损失，危及经济安全。本文以某７０ＭＰａ高压往复式压缩机组的成撬分析工作为例，说明了进行高压往复式压缩机组成撬分析时脉动振动分析的过程，以及进行循环应力疲劳分析的必要性和重要性，对高压往复式压缩机组的设计具有一定的参考意义。

２、高压压缩机组背景简述

某油气矿气藏高压压缩机组布置，该机组为五级压缩，最大工作压力可达７０ＭＰａ，其主要技术参数如下：型式：卧式六列对称平衡型功率：５００ｋＷ转速：４９５～９９０ｒ／ｍｉｎ排量：１９.５～８１.６ｅ３ｍ３／ｄ进气压力：１.５～３.０ＭＰａ（Ｇ）排气压力：３０～７０ＭＰａ（Ｇ）进气温度：２５℃排气温度：≤５５℃

３、高压压缩机组脉动振动分析要点

３.１气流脉动分析

往复式压缩机组气流脉动控制设计若不合适，会引起管线中压力脉动（即压力变化）幅值过高，进而导致机组系统发生振动破坏。对于高压压缩机组，管线中高的压力脉动会在管线内、外表面产生相当大的交变应力载荷，可能导致管线裂纹的萌生和扩展。此外，管线中较大的脉动不平衡力也会引起大的交变弯曲载荷，对管线裂纹的萌生和扩展起到显著的推动作用，进而导致机组高压管线发生疲劳损坏和开裂事故。因此，高压压缩机组在成撬设计时，气流脉动控制措施尤为重要。为保证机组高压管线中压力脉动幅值和脉动不平衡力在正常允许范围内，对高压压缩机组管道系统，通过使用气流脉动分析软件（ＢｅｎｔｌｅｙＰｕｌｓＯｐｔｉｏｎ３）计算得到气流脉动分析结果。根据分析结果提出相应的气流脉动控制措施，如调整压力缓冲罐的尺寸和结构，增加孔板等，来减小机组系统压力脉动和脉动不平衡力，以此降低机组振动和高压管线疲劳损坏风险。例如该高压机组分析结果表明：机组五级进、排气系统（高压管线）存在较大的脉动水平，其脉动峰－峰值在改进前分别为ＡＰＩ６１８标准允许值的４.８４和６.６４倍，如图１所示。同时机组五级进气缓冲罐上存在较大的脉动不平衡力，最大值高达３４１７Ｎ，远远超过ＡＰＩ６１８标准允许值。经过安装孔板和阻板等设计改进后，五级进、排气系统的脉动峰－峰值分别降低到ＡＰＩ６１８标准允许值的２.４８和２.１６倍，如图２所示。同时五级进气缓冲罐上的脉动不平衡力也大幅降低至５４９Ｎ。

３.２机械振动分析

在实施气流脉动控制措施的同时，还需对机组系统进行机械振动分析，以对机组设备和管道支撑提出相应的控制改进措施，从而控制机组振动水平，降低机组的振动风险。通过机械振动分析软件（ＢｅｎｔｌｅｙＡｕｔｏＰＩＰＥＡｄｖａｎｃｅｄ）对机组机械模型进行模态分析，计算压缩机集气室系统（中体、气缸、进气和排气缓冲罐）和管道系统的机械固有频率，并将其与机组运行速度相对应的激振频率进行比较。图３显示了前８阶系统机械固有频率与主要激励频率范围（包括了２０％的频率间隔）之间的相互比较。结果表明系统的最低机械固有频率并不在２.４倍压缩机运行频率之上，其它固有频率也与压缩机运行频率倍频数范围（即激振力频率范围）发生干涉，因而需要进行振动力响应分析。在机械振动力响应分析中，压缩机集气室系统的激振力为气流脉动引起的不平衡力和气缸内的交变气体力，管道系统的激振力为气流脉动引起的不平衡力。把上述激振力施加在机组分析模型上，通过强迫振动分析，计算得到机组系统的动态响应（位移、加速度和动应力），并通过不断修改系统设计以降低其动态响应幅值，直至满足要求。

机械振动分析结果表明机组五级进、排气系统（高压管线）的计算振动水平均不大，最大计算动态位移值仅为０.０５ｍｍ，远低于设计标准值要求