往复压缩机脉动和振动分析控制研究

往复压缩机脉动和振动分析控制研究译/郭天硕往复式压缩机，就其本质而言，不是定常流动机器。随着曲轴的每次旋转，每个压缩机气缸从低压管路中抽取大量的气体，对其进行压缩，然后将其推入高压管路。这种在往复式压缩机系统内的间歇传质产生复杂的时变压力波，通常称为脉动。脉动的频率和振幅受压缩机运行速度、温度、压力和气体流体的热力学性质以及往复式压缩机及其所连接的系统的几何形状和结构的影响。例如，活塞一侧压缩气体的往复式压缩机气缸，称为单作用气缸，产生基频等于压缩机运行速度的脉动。类似地，活塞两侧压缩气体的往复式压缩机气缸，称为双作用气缸，产生基频等于压缩机运行速度两倍的脉动。除了这些基本频率的谐波之外，压缩机气缸喷嘴和管道系统具有单独的声学固有频率，这些固有频率影响整个系统的组合脉动幅度和频率。动载荷压轴动载荷压轴Ift不平餐力和打距汽EI气体力橫向扭翳力=，」阐】扳动足由作用于发动机、圧鼬机、區力聲器粗帝逆上旳际动和共它蔚力别起的这些各种压力波的叠加导致复杂的压力脉动，这些复杂的压力脉动在并联和/或串联的单缸或多缸网络、连接的管道、压力容器、过滤器、洗涤器和分离器、冷却器和其它系统元件中传播。压力波可以传播很多英里，直到它们被摩擦或其它手段衰减或阻尼，这些手段将压力的动态变化降低到微不足道的水平。压力脉动作用于压力容器和管道不连续处，如弯头和T形管，以产生引起振动的振动力。它们也可能激发系统的机械固有频率，引起高振动。高振动会使系统元件和管道过应力。压力脉动也影响压缩机的热力学性能。如果控制不当，这些影响会严重损害往复式压缩机及其连接系统的可靠性、性能以及结构完整性。因此，有效降低和控制压缩机上游（吸入侧）和下游（排出侧）压缩机产生的压力和流动对于往复式压缩机的安全、高效运行是必要的。压缩机系统脉动和振动的来源振动不仅由脉动引起，而且由作用于发动机、压缩机、压力容器和管道上的其它动力引起，如图1所示。发动机和压缩机的不平衡力和力矩是由内部部件的旋转和往复运动以及时变压力对各冲程发动机和压缩机活塞的影响造成的。这些主要发生在1倍和2倍转速下。气缸的气体力是由作用于活塞和固定部件的内压引起的。它们沿活塞以1倍和所有旋转速度整数倍的方向运动。振幅可能不能达到10倍转速或更高的频率。脉动振动力是由作用于脉动瓶、入口洗涤器和其他压力容器中的头部和挡板等不连续面上的压力脉动以及来自管道弯头和T形管的压力脉动引起的。垂直振动力也产生于作用于压缩机气缸喷嘴区域的脉动，从而产生垂直力（对于普通的水平压缩机）API618中定义了允许的压力脉动和振动力准则。当曲轴的旋转运动转换为十字头和活塞的线性运动时，每个压缩机十字头产生垂直振动力。十字头力作用在压缩机速度的整数倍/谐波上。当扭转速度振幅较高时，会发生横向扭转力。这些作用在低于和高于高扭转谐波频率的一个谐波。发动机滚动扭矩是由发动机旋转时产生的惯性和活塞力产生的。振动力也可能由压缩机和驱动器的失调而产生。这些主要会引起1倍或2倍转速的振动。更高（>700rpm）速度的压缩机自然会产生更宽的脉动频率频谱，必须加以解决。用较轻的框架和I型梁滑行安装的典型高速压缩机组，往往比用混凝土块安装的传统较重、慢速的压缩机更加灵活。由于高速压缩机产生的高频脉动，脉动阻尼和管道系统的压力损失也可能受到更多的关注。这推动了对脉动和振动建模和分析的更好和更复杂的方法的需求，以及额外的脉动控制“工具”和建议的阻尼、去调谐和/或消除脉动的实践。表I该表列蛤出了许多不同类型时压縮机柔蜿研究点艮底谦完成的推掉取序研究/分析目标动做的初歩定忡生项旦计划廿段完fiL评怙按作范販、自St计划、基础摊生和骨道布局迤项■:回预了瓯缩扭至址和站场布誉一确定了爸逍喪堡的范国口呦歩确定了脯动控制方幸利洁计舸型尺寸。脉动分析时压晞机和晉道系城（包培包芸和站内脣道:.进行全而和津细的理唾和咏动研究ah拘麻动控制棍供了車本曲篠ifca压障和性能理告评怙生定的嗫讷控制芸富和管逍至统的总圧偉0对其对丽埔机性能的母响诳行了评怙，并捉出了相亚的脉动貯制建议"力学分析浮行总道、支架和客耀1包把1<1部珂件]的机玻动力学分桁'它通當渉圧有阳元分tF（FEA]ifn建為加评怙机杭泵统.井在必翌时瞬溟昭改，夙减少机枝因有频电濒戲和产主不可隹量的谓环盅办的凤瞳a选项矣茯评住井提供小□輕管㈡支龙和振动祥制的谨谊0谨$对压端扒吐営和容駅谜行强制响直分忻，収磋认应力虫平是支全的*逵说用于超边750马力（5S2干瓦）毎检或当谐孫在工作逍度葩库1旳无迭诲免的场合a选巫-冏滑它谊扇统的逼迥咽応分折"謝谋在无注逬免共扳时愷用a（就兒51振的正确遊计实跟可以消雄此任务的穷臺"j扭转乔动分折（TVA）韦定妞转固冇锁率，评怙輻动君和乐鸵机曲铀上的逆力和扳动以星稱合动惑扭矩毁应°背直柔性（码应力疗+析时管道和客蛊进行静恋井析，以评估由于加室*压力和温度变化引起的应力和设备鱼戏a试车试噓评估压缩机、程這、汹播、地耳和小□怦它道的振前a评怙祢动.压晤.忤搐和押鞘甑动a最终，来自压缩系统的振动能量必须传递到地球上。因此，压缩机包装基础是确定振动水平是否可接受的主要因素。根据土壤类型和排水、包装的大小、功率水平和应用的临界性、往复式压缩机包装的基础可以是压实的碎石或管径、钢筋混凝土板、螺旋桩、打入桩、深钢筋混凝土块，或这些类型的组合。脉动与振动分析有几个定义要求，并为压缩机脉动和振动分析提供指导的行业规范和指导方针。其中包括API618，《用于石油、化工和天然气工业服务的往复式压缩机》［1］；APIRP688，《用于石油、石化和天然气工业服务的正置换机械系统中的脉动和振动控制》［2］；API11P,《用于石油和天然气生产服务的包装式往复压缩机规范》［3］；ISO13631，《石油和天然气工业-包装式往复式气体压缩机》［4］；《用于天然气传输和储存应用的高速往复式压缩机组的GMRC指南》⑸；和《GMRC现场气体应用高速压缩机组指南》［6］。脉动和机械分析或研究是用于计算和控制管道和压缩机系统部件的气体脉动和振动以及脉动对压缩机性能的影响的通用工程方法。通常在压缩机装置上进行的其它类型的研究有扭转、管道柔性（热）、滑移和基础动力学以及小口径管道分析。分析从建立压缩机及其系统的详细的“声学”模型开始，该模型用于预测在特定操作条件下的脉动行为，这些操作条件通常是可变的。这种模型预测脉动和相关的振动力。各种机械分析或研究可用于评估机械固有频率和组件应力。表1提供了不同类型的压缩机系统研究的列表以及它们应该完成的推荐顺序。［5］设计分析和研究的主要目的是通过控制脉动诱导力和提供适当的动态约束来降低管道和其它系统元件振动问题的风险。最佳实践包括优化脉动控制，使其在压缩机的全部预期操作范围内有效，同时还要考虑与脉动控制元件相关联的压降的影响。另一个重要目标是控制压缩机、压缩机组滑板和相关设备的振动，这是由于滑板本身的动态特性。这涉及对压缩机包装橇和拟建基础的静态和动态结构完整性的评估。根据压缩机组的大小和服务的临界性，可以成功地省略一些研究。脉动分析和扭转振动分析通常是每个往复式压缩机应用需要完成的最关键的分析。基于脉动分析，通常使用脉动衰减元件系统来实现可接受的脉动控制水平。对于压缩机系统，必须应用合理的工程分析和/或实践经验，以使其振动和应力水平在可接受的工业指导方针的安全限度内。扭转分析确定压缩机、联轴器和驱动系统的扭转或扭转振动频率和相关振幅。其目的是将扭转固有频率安全地置于运行速度范围之外，或者在不可能的情况下，分析产生的扭转应力，以确定它们是否可以容忍。《GMRC控制直驱式可分离往复压缩机扭转振动的指导方针和推荐做法》［7］为扭转分析提供了广泛的指导。常用脉动控制方法压缩机管道系统中的脉动控制可以通过适当应用柔顺性（容积瓶或喘振鼓）、电感（扼流圈）和电阻（压降）的基本声学元件来实现。这些元件可以组合成从脉动的衰减到真正的声学滤波在

内的各种组合来实现脉动控制。常见的脉动衰减元件包括膨胀容积（通常称为脉动瓶）、扼流管、孔板以及这些元件的组合。独立的脉动控制系统被设计并制造出来，用于各个阶段的吸入和排出。pi関;I堆和有空的lA劫和〔苛头栋寻ife）,阮于毛士哑人出pi関;I堆和有空的lA劫和〔苛头栋寻ife）,阮于毛士哑人出上咅寂松出n下店.空密朮常权杠＜,贬址贞径喘逋的乱而逍唏足次粒制压常姿竝,耳瓦乳找,也时低血％悴扫/就对电茗：|L说压瑜机韵脉為国.1谊圧細批九用尢椁桂空緬粒工板,越用于两年平杆工作的吃此图」也-3■註犯沆囲如成的芷苧址锻當.住战止烦率皿上的無卓轰出昧劝许农过逵苦由两卜卑档担枸武，it两牛卑晟瓶由砂管仃旳违接戏单牛壯于闯辿，也丰血子R-石商旳和帖版隔开廿由＞］卑範浇晉（上出［連扭的咼牛牛汗贰I腔宝U35；上田遁一亍.三脸生3字辻述4iE的工笊桎峑一设甘用于两心巴如井軽工作右实和中心宝是耳有法證啊的丈委客积,法土喊甫摊屁対单独的JE皓血兰，左主捶逮牛就皿柱舟声学it進机的二欢冒和，46沮営爵号伞祈堪客爭1月肢魁暫和连犧丁田基示了楚何的内那预肢庄烬慣刖閒丰尽幣机气晌Jt眸易帝_向^7：这联星示了三能不対钳晖动血尼&板询代子隹号丰礼板上焊按一伞怪向曳出的识劇兀峑"在其上记学离苣尺寸石轧怪瓯P比tM#祈噹©勺祇MftstlEJt和可容惑的圧降董加性繼閒响,对LK的|3比M辰删札吐罔对于一些压缩机，较大直径的管段可能足以进行脉动控制。这对于小于150马力（112千瓦）的压缩机通常是有效的。随着压缩机尺寸和临界性的增加，空膨胀容积瓶是下一个应用元件。它们用于压缩轻质、富氢气体、相对低压气体和/或需要输入功率的压缩机。图2显示了一个空瓶压缩机，空瓶位于单缸吸入口上方和排出口下方。图3显示了一个较大的压缩机，它带有大的空容瓶，适用于两个并联运行的气缸。所需瓶容积由脉动研究确定；然而，气体处理器供应商协会提供通常用于初步定尺寸的一般定尺寸指南［8］。通常认为采用声学滤波技术设计高速压缩机组的脉动瓶是最佳做法。声学滤波器是一种体积-扼流圈-体积组件，对于简单的单缸系统，它可以由两个独立的瓶子组成，两个瓶子具有一个互连的管道（扼流圈），如图4中的下图所示。或者，它可以是单个的瓶子，带有一个内部挡板，将主缸腔室与次级管腔室分开，并且在两个腔室之间有一个扼流管，如图4中的上图所示。图5显示了一个三腔室声学过滤瓶的三维模型，该过滤瓶设计用于并行操作的两个汽缸。右室和中心室是具有法兰喷嘴的主要容积，法兰喷嘴连接到单独的压缩机汽缸法兰。左室是这个双圆柱形声学过滤瓶的二次容积。扼流管将每个初级容积与次级容积连接。图5中的下图显示了在焊接到两个压缩机气缸的大脉动瓶内之前预制的类似内部构件。图6显示了安装在大型高速压缩机上的这种类型的瓶子。入口洗涤器是图6右边缘的垂直容器，通常用作压缩机吸入侧声学滤波器设计的次级容积。吸气瓶和进气洗涤器之间的短管尺寸是这种情况下声学过滤器的扼流圈。用x转杲.1：疋Mt扎毓左出时识『1片，扎证■就負盘尻轴抚殆円伞柑邻乞牡上的汽如和氧由MWi可，用于脉动表世速些标芸!£帅對也含出竺的周边乏叶"悒舞扌貝皿一换氏寸和貝塔止丸社曲冲圧孰站遵可乱的.居g仔丰址亲兰.过滤瓶很复杂，必须精心设计和制造。当由容积扼流圈容积布置所定义的滤波器频率适当地置于所计算的滤波器截止频率之下时，所附管道网络中的脉动将被有效地衰减。使用声学滤波技术显著降低了脉动诱发振动的风险。声学滤波器的设计是根据脉动研究确定的，然而，初步尺寸的确定可参见《GMRC现场气体应用高速压缩机组指南》［6］和《用于天然气传输和储存应用的高速往复式压缩机组的GMRC指南》⑸。还可能需要脉动衰减孔来最小化与气体通道喷嘴谐振和未充分过滤或根本没有过滤的相邻管道中的脉动相关联的脉动。在整个往复式压缩机系统中，孔板也通常用于战略位置，以抑制脉动瓶无法控制的脉动。在初步设计中，最好在所有的压缩机气缸吸入和排出法兰处以及在所有瓶子的管路侧连接处包括全喉衬垫板，以便在需要的时候可以更容易地容纳孔。孔板相对来说比较便宜，而且它们可以有效地抑制频率范围内的脉动。然而，它们也会产生必须由压缩机克服的压降。这可能对低压比(例如，小于约1.5)高流量压缩机系统的整体性能产生重大影响。图7显示了几个不锈钢脉动阻尼孔板。左边的大孔板设计用于安装在两个16.0英寸(406-mm)管道之间，300标准凸面管法兰，中心大孔的直径为12.75英寸(324mm),B比(孔径与管内径之比)为0.8。右边的小孔板设计用于安装在两个4.0英寸(102-mm)管道之间，900标准管法兰，中间的孔是2.0英寸(51mm),B比为0.5。中间较小的孔板设计用于安装在两个3.0英寸(76-mm)管道之间，2500环形连接法兰，孔径为2.1英寸(53mm),B比为0.7。在每个孔板上焊接一个径向突出的识别标签。凸缘尺寸和孔径或B比通常压印在标签上，这样就可以在不干扰管接头的情况下读取信息。图8显示了从孔板突出的识别标签，孔板放置在压缩机的两个相邻气缸的汽缸和瓶法兰之间。根据所需的脉动衰减程度和可容忍的压降量和性能影响，孔板B比通常在0.4到0.9之间。在很多往复式压缩机应用中，在宽范围的操作条件下控制脉动是非常具有挑战性的。在许多情况下，必须避免某些操作条件。在其它方面，与脉动控制相关的压降显著地增加了所需的压缩功率。尽管脉动衰减元件得到了广泛的应用，但不断的研究已经带来了一些新技术，这些新技术展现出在传统元件导致解决方案不充分或高效率很重要的情况下控制脉动的前景。在这些新技术中，有虚拟孔[9]、可调侧支吸收器[10]、动态可变孔[11]、脉动增强网络(PAN)[12]、和PAN滤波器[13]。参考文献APIStd.618,“ReciprocatingCompressorsforPetroleum,Chemical,andGasIndustryServices,”5thed.,IncludesErrata1and2(2009and2010)(Washington,DC:AmericanPetroleumInstitute,2007).APIRP688,“PulsationandVibrationControlinPositiveDisplacementMachinerySystemsforPetroleum,Petrochemical,andNaturalGasIndustryServices,”1sted.(Washington,DC:AmericanPetroleumInstitute,2012).APISpecication11P,“SpecicationforPackagedReciprocatingCompressorsforOilandGasProductionServices”(Washington,DC:AmericanPetroleumInstitute,1989/R1999).ISO13631,“PetroleumandNaturalGasIndustries一PackagedReciprocatingGasCompressors,”1sted.(Geneva,Switzerland:InternationalOrganizationforStandardization,2002).“GMRCGuidelineforHigh-SpeedReciprocatingCompressorPackagesforNaturalGasTransmission&StorageApplications”(Dallas,TX:GasMachineryResearchCouncil,July19,2013).“GMRCHigh-SpeedCompressorPackageGuidelineforFieldGasApplications”(Dallas,TX:GasMachineryResearchCouncil),inpress.“GMRCGuidelineandRecommendedPracticeforControlofTorsionalVibrationsinDirect-DrivenSeparableReciprocatingCompressors”(Dallas,TX:GasMachineryResearchCouncil,June15,2015).EngineeringDataBook,vol.1,11thed.(Tulsa,OK:GasProcessorsSuppliersAssociation,1998).Bourn,G.,Broerman,E.,McKee,R.,Scrivner,C.,“AdvancementinPulsationControlforReciprocatingCompressors,”6thConferenceoftheEFRC(EuropeanFederationforReciprocatingCompressors),heldOctober28-29,Dusseldorf,Germany,2008.Baker,T