李治貴，曹顏玉，張 超，湯國紅，盧福志

(1.海洋石油工程股份有限公司，天津 300452；2.中加壓縮機橇及管道工程公司，加拿大)

1 引言

在深海油氣田的天然氣開發(fā)、采集、增壓和運輸?shù)冗^程中，常常用到往復壓縮機，且它們一般安裝在浮式平臺上。實際應用中，安裝在浮式平臺上的壓縮機組需要在一定的進、排氣壓力以及排量范圍內(nèi)運行。同時壓縮機組在運行過程中會產(chǎn)生動態(tài)不平衡力和力矩，導致機組及浮式平臺結(jié)構(gòu)振動，振動超標時會導致機組不能正常運行及結(jié)構(gòu)疲勞破壞。因此，需要對壓縮機組及平臺結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設計，以滿足生產(chǎn)及安全運行要求。其中振動控制又是優(yōu)化設計時需要考慮的重點。

對海洋平臺的振動控制，人們進行了大量的研究和工程實踐。但浮式平臺由于空間限制，其壓縮機組系統(tǒng)一般采取緊湊型設計，意味著管道、洗滌罐、冷卻器等更靠近壓縮機本體，容易互相影響。同時，有限的空間也對設備、管道等的布置和支撐設計帶來了限制。此外，浮式平臺還承受有浪載、風載等外部環(huán)境載荷作用，產(chǎn)生晃動，加劇了機組的振動。所有這些因素導致浮式平臺上往復壓縮機組振動控制既不能直接采用一般常規(guī)機組的振動控制措施，又不能簡單套用海洋平臺振動控制措施。除了需要控制好機組本身設備及管道的振動水平外，還需要合理設計機組底橇及浮式平臺支撐結(jié)構(gòu)的剛度和強度。

以某浮式平臺往復壓縮機組為例，探討了通過氣流脈動設計優(yōu)化使機組在滿足進、排氣壓力范圍要求的同時，如何從源頭上降低機組脈動幅值及脈動不平衡力；通過支撐設計優(yōu)化，說明了如何在有限空間合理布置設備支撐及管夾等降低機組設備及管道的振動水平；以及通過機組底橇結(jié)構(gòu)及浮式平臺結(jié)構(gòu)設計優(yōu)化，達到既能滿足結(jié)構(gòu)強度要求又能減少機組及平臺結(jié)構(gòu)振動水平等。這些優(yōu)化設計技術(shù)既可以應用于新機組的設計，又能應用于舊機組的升級改造。

2 壓縮機組總體布置及主要技術(shù)參數(shù)

該壓縮機組用于燃料氣增壓，其總體布置如圖1所示。該機組主要技術(shù)參數(shù)如下：

圖1 某海洋浮式平臺往復式壓縮機組總圖布置

型式：臥式雙列二級雙作用

功率：710 kW

排量：9.9～16.9 萬m3/d

進氣壓力：0.3～0.35 MPa

排氣壓力：3.55 MPa

氣缸直徑：一級Φ498 mm；二級Φ279 mm

活塞行程：139.7 mm

壓縮機轉(zhuǎn)速：990 r/min

3 機組氣流脈動設計優(yōu)化

由于進、排氣閥門的反復打開，往復壓縮機組在運行過程中會產(chǎn)生氣流的壓力脈動。該壓力脈動在系統(tǒng)中傳播時產(chǎn)生脈動不平衡力，導致系統(tǒng)振動。氣流脈動設計時，需要考慮機組在表1所示運行條件下運行時，機組氣流脈動得到有效控制，從源頭上減少系統(tǒng)激振力。通過氣流脈動分析可以評估和優(yōu)化相應的氣流脈動設計，使機組在所有運行工況條件下均滿足API 618標準要求。

表1 壓縮機組運行工況表

作為示例，圖2顯示了應用相關(guān)分析軟件建立的該機組二級排氣系統(tǒng)脈動分析模型。圖3至圖6顯示了最惡劣工況的氣流脈動分析結(jié)果。從圖3可以看出，實施氣流脈動設計優(yōu)化前，二級排氣緩沖罐至冷卻器管道中的脈動值超出API 618標準允許值。圖4顯示了實施氣流脈動設計優(yōu)化后，二級排氣緩沖罐至冷卻器管道氣流脈動值有明顯降低，低于標準允許值。部分優(yōu)化措施包括二級排氣緩沖罐由不對稱設計改為對稱設計及其出口加內(nèi)徑50 mm孔板等。冷卻器進氣管道上最大氣流脈動不平衡力在實施脈動設計優(yōu)化前后的變化分別如圖5和圖6所示，可以看到實施氣流脈動設計優(yōu)化后，二級冷卻器進氣管道上最大脈動不平衡力從優(yōu)化前的超標減小到低于標準允許值(如圖中紅線所示)。

圖2 二級排氣系統(tǒng)脈動分析模型

圖3 二級排氣系統(tǒng)氣流脈動比值(優(yōu)化前)

圖4 二級排氣系統(tǒng)氣流脈動比值(優(yōu)化后)

圖5 二級冷卻器進氣管最大脈動不平衡力(優(yōu)化前)

圖6 二級冷卻器進氣管最大脈動不平衡力(優(yōu)化后)

4 設備及管道支撐設計優(yōu)化

在系統(tǒng)的氣流脈動不平衡力得到控制后，還需要通過機械振動分析來優(yōu)化機械設備和管道的布局及支撐設計，控制系統(tǒng)機械振動。建立機組的機械振動分析模型時，首先使用相關(guān)有限元分析軟件對機組各部件的連接剛度進行計算，然后使用有限元數(shù)學模型模擬壓縮機機組原型系統(tǒng)，從而計算壓縮機機組在各種載荷作用下的響應。

圖7顯示了用于機組機械振動計算的分析模型。根據(jù)機械振動標準要求，對該機組實施了設備及管道支撐設計優(yōu)化，例如對排氣緩沖罐使用了帶綁帶的楔形支撐，對安全閥使用了型鋼結(jié)構(gòu)支撐等，部分設備及管道支撐優(yōu)化設計如圖7所示。通過這些支撐優(yōu)化措施，系統(tǒng)的動態(tài)變形響應如圖8所示，最大動態(tài)位移0.12 mm，滿足相關(guān)標準要求。

圖7 機組機械振動計算模型及部分支撐設計優(yōu)化措施

5 機組底橇和浮式平臺支撐結(jié)構(gòu)設計優(yōu)化

上述優(yōu)化過程只能保證機組本身的設計合理性，一般用于常規(guī)機組的設計。對于浮式平臺壓縮機組，除機組本身的設計外，還需進行機組底橇和浮式平臺支撐結(jié)構(gòu)的設計優(yōu)化，以達到系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)的強度和剛度要求。通過對包含壓縮機組的浮式平臺結(jié)構(gòu)進行靜態(tài)和動態(tài)分析計算，以達到設計優(yōu)化的目的。

圖8 機組動態(tài)變形

5.1 計算模型和邊界條件

使用結(jié)構(gòu)分析軟件建立的包含機組和平臺支撐結(jié)構(gòu)的計算模型如圖9所示。該模型使用梁柱結(jié)構(gòu)模擬了坐落在平臺上的2臺壓縮機組。平臺通過立柱固定在船體主甲板上，因此在立柱底部加固支邊界條件，但主甲板本身的變形在分析中沒有考慮。該模型用于系統(tǒng)載荷作用下底橇及支撐平臺結(jié)構(gòu)的靜態(tài)應力和變形分析，以及系統(tǒng)的動態(tài)力響應分析。值得注意的是平臺上兩臺壓縮機組一用一備使用，不同的壓縮機運行時系統(tǒng)的動態(tài)響應并不相同，因此需要對不同的運行模式分別進行計算，結(jié)構(gòu)設計應滿足所有運行模式要求。進行力響應分析時首先計算系統(tǒng)的固有頻率，然后計算系統(tǒng)在激振力作用下的動態(tài)位移、振動速度和振動加速度等。

圖9 包含兩臺壓縮機組的浮式平臺系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析模型

5.2 系統(tǒng)載荷

與常規(guī)機組不同，浮式平臺在波浪作用下會產(chǎn)生搖蕩。該運動可分解為前后、左右以及上下方向的線性運動及這3個方向的旋轉(zhuǎn)運動，包括橫蕩(Sway)、縱蕩(Surge)、起伏(Heave)、橫搖(Roll)、縱搖(Pitch)、和首搖(Yaw)。橫蕩是沿浮式平臺橫軸的左右往復運動，縱蕩是沿浮式平臺縱軸的前后往復運動，起伏是沿浮式平臺垂直軸的上下往復運動，橫搖是繞浮式平臺縱軸的往復搖動，縱搖是繞浮式平臺橫軸的往復搖動，首搖是繞浮式平臺垂直軸的往復搖動。每個方向的運動都伴隨著對應方向的加速度，導致相應的慣性力。其中對浮式平臺影響最大的是橫搖、縱搖和起伏。工程設計中一般只考慮浮式平臺橫搖、縱搖和起伏產(chǎn)生的慣性力。這些慣性力加上自重通過分解和疊加組合成橫向慣性力、縱向慣性力以及豎向慣性力，如圖10所示。

由于自重(SW)、浮式平臺橫搖和起伏產(chǎn)生的最大橫向慣性力(WLT)由式(1)給出

(1)

式中θroll——橫搖角

Troll——橫搖周期

Ycg——壓縮機橇體重心到搖擺中心的垂直距離

aheave——浮式平臺起伏加速度

g——重力加速度

由于自重、浮式平臺縱搖和起伏產(chǎn)生的最大縱向慣性力(WLL)由式(2)給出

(2)

式中θpitch——縱搖角

Tpitch——縱搖周期

由于浮式平臺橫搖、縱搖和起伏產(chǎn)生的最大豎向慣性力(WLV)由式(3)給出

(3)

式中Zcg——壓縮機橇體重心到搖擺中心的橫向距離

Xcg——壓縮機橇體重心到搖擺中心的縱向距離

機組運行時所受系統(tǒng)載荷包括靜載荷和動載荷兩部分。其中靜載荷包括重力及波浪慣性載荷等，動載荷包括電機旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的不平衡力、壓縮機旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的不平衡力和不平衡力矩、壓縮機氣缸產(chǎn)生的氣體力和氣流脈動產(chǎn)生的脈動不平衡力等作用力。

圖10 浮式平臺搖擺產(chǎn)生的慣性力示意圖

5.3 結(jié)構(gòu)靜態(tài)變形設計優(yōu)化

波浪慣性力會加大機組底橇梁結(jié)構(gòu)變形。如果設計不合理，會導致結(jié)構(gòu)靜態(tài)變形超標。作為示例，圖11和圖12分別顯示了機組底橇梁結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后，計算得到的結(jié)構(gòu)變形。圖11所示底橇是按常規(guī)機組進行設計的。以電機底座為例，其豎向變形為7.3 mm，超過標準要求。通過底橇結(jié)構(gòu)優(yōu)化措施，如在電機和壓縮機安裝機腳處底座的梁結(jié)構(gòu)加雙向筋板，采用抗彎性能更好的結(jié)構(gòu)鋼等，圖12顯示了其豎向變形降為0.7 mm，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后系統(tǒng)滿足靜態(tài)變形要求。

圖11 壓縮機組底橇結(jié)構(gòu)變形(優(yōu)化前)

圖12 壓縮機組底橇結(jié)構(gòu)變形(優(yōu)化后)

5.4 結(jié)構(gòu)動態(tài)振動設計優(yōu)化

如前面所述，對機組本身，完成氣流脈動和設備及管道支撐設計優(yōu)化后，計算得到的振動在允許范圍內(nèi)。但如果將其置于浮體平臺上，則有可能由于支撐剛度不足導致振動超標。圖13顯示了對優(yōu)化前的平臺梁設計，機組運行時引起的平臺結(jié)構(gòu)振動在豎直(Y)方向超出允許值范圍。通過分析發(fā)現(xiàn)這主要是由于底橇下平臺梁結(jié)構(gòu)剛度不合適引起的。因此需要對結(jié)構(gòu)設計進行加強。優(yōu)化措施包括加大平臺結(jié)構(gòu)局部梁規(guī)格等，優(yōu)化后平臺結(jié)構(gòu)振動如圖14所示，其振動值大大降低，滿足相關(guān)要求。

圖13 平臺梁振動速度(結(jié)構(gòu)優(yōu)化前)

圖14 平臺梁振動速度(結(jié)構(gòu)優(yōu)化后)

6 結(jié)論

隨著深海油氣田的不斷開發(fā)，浮式平臺往復式壓縮機組也得到了越來越廣泛的應用。相對于常規(guī)機組，浮式平臺的柔性和不?；蝿咏o機組的振動控制設計帶來了諸多挑戰(zhàn)。這些挑戰(zhàn)不僅包括機組本身的氣流脈動控制設計及機械振動控制設計，而且包括機組底橇和支撐平臺的強度及剛度設計。設計時需要綜合考慮這些因素的影響，才能將機組振動控制在標準要求的范圍內(nèi)。

以某浮式平臺往復壓縮機組為例，通過對機組進行氣流脈動分析探討了如何運用氣流脈動設計優(yōu)化降低機組氣流脈動及脈動不平衡力；通過對機組進行機械振動分析示范了如何對設備和管道的布局及支撐設計進行優(yōu)化來降低機組振動；以及通過底橇及浮式平臺結(jié)構(gòu)靜態(tài)和動態(tài)設計優(yōu)化來滿足機組對支撐結(jié)構(gòu)的強度和剛度要求?？勺鳛楦∈狡脚_往復壓縮機組設計的技術(shù)參考依據(jù)。