【壓縮機(jī)網(wǎng)】1、前言
盡管對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)組的扭振分析，目前已有成熟的技術(shù)，但實(shí)際工程應(yīng)用中，不乏看到往復(fù)式壓縮機(jī)組發(fā)生扭振事故。究其原因，各有不同。但通過對(duì)這些事故的深入分析，不難發(fā)現(xiàn)在壓縮機(jī)成撬設(shè)計(jì)過程中，如使用時(shí)、頻域相結(jié)合的扭振分析方法，可大大降低扭振事故發(fā)生的幾率。
目前，對(duì)壓縮機(jī)成撬設(shè)計(jì)過程中的扭振分析，大多是采用單一的時(shí)域響應(yīng)分析或頻域響應(yīng)分析方法。這對(duì)一般情況下壓縮機(jī)組的成撬設(shè)計(jì)是適用的，但對(duì)某些特殊情況下機(jī)組的設(shè)計(jì)略顯不足，留下了機(jī)組發(fā)生扭振事故的隱患。針對(duì)此實(shí)際情況，我們提出了采用時(shí)、頻域相結(jié)合的方法進(jìn)行扭振分析的技術(shù)。其中頻域分析方法主要用來確定機(jī)組的臨界轉(zhuǎn)速即共振頻率，以及檢查機(jī)組在運(yùn)行工況下的轉(zhuǎn)速是否有足夠的空間遠(yuǎn)離前后的共振轉(zhuǎn)速。時(shí)域分析方法則通過直接使用廠家提供的壓縮機(jī)、驅(qū)動(dòng)器及聯(lián)軸器上的阻尼等值，達(dá)到準(zhǔn)確計(jì)算機(jī)組的扭振動(dòng)態(tài)響應(yīng)（即壓縮機(jī)、驅(qū)動(dòng)器及聯(lián)軸器上瞬時(shí)角速度、角變形和動(dòng)態(tài)扭矩等）的目的。時(shí)域分析方法特別適用于變頻機(jī)組等無法避開扭振共振轉(zhuǎn)速時(shí)的情況。本文以某臨海陸上終端處理廠增壓壓縮機(jī)組的扭振事故分析和機(jī)組整改為例，說明了應(yīng)用時(shí)、頻域相結(jié)合的扭振分析技術(shù)的過程和效果。
2、壓縮機(jī)組扭振事故概述
某臨海氣田陸上終端處理廠三臺(tái)增壓壓縮機(jī)組在運(yùn)行大約2000小時(shí)后，發(fā)現(xiàn)聯(lián)軸器膜片損壞和螺栓斷裂，如圖1和圖2所示。
該機(jī)組壓縮機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)如下：
型式：臥式單列二級(jí)雙作用
功率：1120kW
排量：29.360.7萬方/天（天然氣）
進(jìn)氣壓力：1.5 2.0MPa
排氣壓力：4.5 5.6MPa
氣缸直徑：一級(jí)Φ375mm；二級(jí)Φ263.5mm
活塞行程：165.1mm
壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速：993轉(zhuǎn)/分
該機(jī)組共有11個(gè)運(yùn)行工況。
通過對(duì)機(jī)組進(jìn)行現(xiàn)場扭振測量和分析，發(fā)現(xiàn)該機(jī)組系統(tǒng)的一階固有頻率與運(yùn)行轉(zhuǎn)速的四倍頻重合，引起機(jī)組發(fā)生共振，如圖3所示。這是導(dǎo)致扭振事故發(fā)生的主要原因。
3、事故機(jī)組的扭振分析
s*先對(duì)機(jī)組建立扭振分析模型。該模型由電動(dòng)機(jī)、聯(lián)軸器和壓縮機(jī)組成，分別由12個(gè)具有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的轉(zhuǎn)盤（每個(gè)轉(zhuǎn)盤代表一個(gè)集中質(zhì)量塊）和11個(gè)具有彈性的扭轉(zhuǎn)彈簧所代表，如圖4所示。其中電動(dòng)機(jī)由5個(gè)轉(zhuǎn)盤構(gòu)成，由“FRT”到“MN0”來標(biāo)示。聯(lián)軸器由2部分構(gòu)成，由“CP1”和“CP2”標(biāo)示。其中CP1部分還包括電動(dòng)機(jī)軸前端部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，CP2部分還包括飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和壓縮機(jī)軸前端部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。兩者之間由代表聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度的等效彈簧連接。壓縮機(jī)部分由5個(gè)轉(zhuǎn)盤構(gòu)成，分別標(biāo)示為“MN1”到“AUX”。
使用頻域分析方法計(jì)算得到機(jī)組的前3階扭振固有頻率分別為65.8Hz，156.7Hz和215.4Hz。機(jī)組的前三階固有振型如圖5所示，相應(yīng)的Campbell圖如圖6所示。從圖6中可以看到系統(tǒng)的第一階固有頻率與機(jī)組運(yùn)行轉(zhuǎn)速的4倍頻（4X）在運(yùn)行轉(zhuǎn)速987rpm處發(fā)生相交，如圖中紅點(diǎn)所示。該共振轉(zhuǎn)速與機(jī)組的運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm非常接近，引起機(jī)組發(fā)生共振。這與圖3所示的實(shí)測結(jié)果完全吻合。
圖7和圖8顯示了使用頻域分析方法得到的機(jī)組諧振分析結(jié)果圖，圖7顯示了機(jī)組在共振轉(zhuǎn)速處的交變扭矩峰值。圖8顯示了該扭振共振響應(yīng)主要來自4倍頻諧振分量的貢獻(xiàn)。
考慮到通過頻域動(dòng)態(tài)分析方法得到的交變扭矩值受使用的阻尼假設(shè)值影響較大，故對(duì)該機(jī)組使用時(shí)域強(qiáng)迫振動(dòng)分析方法精確計(jì)算聯(lián)軸器上的動(dòng)態(tài)扭矩。時(shí)域強(qiáng)迫振動(dòng)分析方法是對(duì)電機(jī)軸施加驅(qū)動(dòng)扭矩，和對(duì)壓縮機(jī)軸施加負(fù)載扭矩，并考慮阻尼及相位等參數(shù)影響，計(jì)算聯(lián)軸器、壓縮機(jī)和電機(jī)軸上的瞬時(shí)角速度、角變形和動(dòng)態(tài)扭矩。是一種精確的力響應(yīng)分析方法。時(shí)域強(qiáng)迫振動(dòng)分析能夠模擬機(jī)組自起動(dòng)到穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)的全過程，當(dāng)電機(jī)驅(qū)動(dòng)功率與壓縮機(jī)所需功率達(dá)到平衡時(shí)，系統(tǒng)進(jìn)入穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)。圖9顯示了機(jī)組在z*不利運(yùn)行工況（工況7，進(jìn)壓1.75MPa，排壓5.0MPa）下，使用時(shí)域強(qiáng)迫振動(dòng)分析方法計(jì)算得到的機(jī)組從開始到穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)下作用在聯(lián)軸器上的交變扭矩值。從圖中可以看出，作用在聯(lián)軸器上的z*小扭矩顯著超出了聯(lián)軸器的z*小扭矩允許值-26 kNm，從而引起聯(lián)軸器破壞。
4、整改后機(jī)組的扭振分析
對(duì)事故機(jī)組的扭振分析和現(xiàn)場測試結(jié)果表明，需要調(diào)整該機(jī)組的扭振控制方案，以避免4倍頻上的共振?？紤]到調(diào)整飛輪是一個(gè)簡單而有效的避開機(jī)組共振的方法，提出將飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量由原68.86kg·m2減少到43kg·m2。
通過頻域分析方法，計(jì)算得到調(diào)整飛輪后機(jī)組的前3階扭轉(zhuǎn)固有頻率分別為73.6Hz，157.2Hz和215.4Hz。相應(yīng)的系統(tǒng)Campbell圖如圖10所示。此時(shí)，機(jī)組第一階系統(tǒng)扭振固有頻率是運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm的4.45倍。在運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm的正負(fù)5%范圍內(nèi)（即943rpm~1043rpm內(nèi)），沒有共振點(diǎn)。機(jī)組運(yùn)行時(shí)不會(huì)產(chǎn)生共振。
圖11顯示了使用頻域動(dòng)態(tài)分析方法計(jì)算得到的機(jī)組諧振分析結(jié)果圖。從圖中可以發(fā)現(xiàn)機(jī)組工況運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm離其前、后共振點(diǎn)都較遠(yuǎn)，不易發(fā)生共振。圖12顯示了通過使用時(shí)域分析方法重新對(duì)z*不利運(yùn)行工況7計(jì)算得到的聯(lián)軸器上的交變扭矩值。可以看到，與調(diào)整飛輪前相比，交變扭矩幅值下降了很多，其z*大和z*小值均在聯(lián)軸器的允許值范圍之內(nèi)。
現(xiàn)場測試結(jié)果表明（如圖13所示），機(jī)組調(diào)整飛輪后實(shí)測兩臺(tái)機(jī)組的平均第一階固有頻率為74Hz。與分析結(jié)果完全吻合。機(jī)組整改后運(yùn)行情況良好，再?zèng)]有發(fā)現(xiàn)扭振故障。
5、使用時(shí)、頻域分析方法討論z*佳扭振控制調(diào)整方案
（1）于機(jī)組飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的選擇
扭振分析整改建議推薦新的飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為43kg·m2。如果僅從避開共振點(diǎn)這個(gè)角度來考慮，也可選擇飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為92.18kg·m2或16kg·m2。如果考慮飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為92.18kg·m2，計(jì)算得到機(jī)組的第一階系統(tǒng)扭振固有頻率為61.7Hz，是運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm的3.7倍。圖14表示了連軸器在z*大功率工況下的交變扭矩。機(jī)組運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm離第一階扭振固有頻率和4倍頻（4X）共振點(diǎn)遠(yuǎn)，不會(huì)發(fā)生共振。但是因?yàn)閴嚎s機(jī)在起動(dòng)過程中要經(jīng)過4 倍頻共振點(diǎn)，時(shí)域分析表明機(jī)組在此共振點(diǎn)處的動(dòng)態(tài)響應(yīng)較大，故不推薦此方案。
如果考慮飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為16kg·m2 ，此時(shí)計(jì)算得到的第一階系統(tǒng)扭振固有頻率為91.2Hz，是運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm的5.5倍。圖15為連軸器在z*大功率工況下的交變扭矩。機(jī)組運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm遠(yuǎn)離共振點(diǎn)，不會(huì)發(fā)生共振。時(shí)域分析表明機(jī)組動(dòng)態(tài)響應(yīng)也在允許范圍之內(nèi)。所以，使用轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為16kg·m2 的飛輪也是一個(gè)可行的方案。但考慮到16kg·m2 飛輪的幾何尺寸與原飛輪尺寸相差太大，可能導(dǎo)致機(jī)組在配置尺寸變更上的困難，因此也沒有采用。
?。?）關(guān)于扭振分析模型參數(shù)變化的影響
在實(shí)際工程中，不能保證廠家提供的扭振分析參數(shù)與實(shí)際參數(shù)完全一致。此時(shí)使用頻域分析方法通過觀察工況運(yùn)行點(diǎn)與前后共振點(diǎn)的距離，可有效避免由此誤差帶來的扭振問題。
對(duì)該機(jī)組，考慮到廠家提供的數(shù)據(jù)與現(xiàn)場測量結(jié)果反算得到的數(shù)據(jù)誤差，如假設(shè)聯(lián)軸器剛度下降21%，其它參數(shù)不變，使用頻域分析方法得到結(jié)果如圖16所示。此時(shí)第一階系統(tǒng)扭振固有頻率與4X共振點(diǎn)還差65rpm。如假設(shè)電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增加22%，其它參數(shù)不變，使用頻域分析方法得到結(jié)果如圖17所示。此時(shí)第一階系統(tǒng)扭振固有頻率與4X共振點(diǎn)還差60rpm。這就說明即使扭振分析參數(shù)有如此大誤差，推薦的扭振控制調(diào)整方案還有一定的轉(zhuǎn)速安全余量。
6、結(jié)論
從上面的分析可以看出：
?。?）使用時(shí)、頻域相結(jié)合的扭振分析方法進(jìn)行往復(fù)式壓縮機(jī)成撬時(shí)的扭振控制設(shè)計(jì)，可以充分發(fā)揮各自方法的長處，并對(duì)各自的不足進(jìn)行互補(bǔ)，以z*大程度地避免機(jī)組扭振事故的發(fā)生。
?。?） 采用時(shí)、頻域相結(jié)合的扭振分析方法整改后的機(jī)組運(yùn)行正常，這為使用該方法有效整改現(xiàn)場機(jī)組的扭振事故提供了良好案例。
作者簡介
盧福志，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機(jī)撬及管道工程公司
汪華良，碩士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機(jī)撬及管道工程公司
徐宜桂，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機(jī)撬及管道工程公司
http://www.zcppe.com E-mail: [email protected]
參考文獻(xiàn)
1. P. Alves, M. Forcinito, J. Xu（徐宜桂）, M. Ferguson, Analysis of Threaded Connection Reliability for Compression Application, J. Canadian Petroleum Tech., V49, No. 6, 2010, pp. 8-12
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4.Nestorides, E.J., A Handbook on Torsional Vibration, Cambridge at the University Press, 1958
5.R.C. Juvinall and K.M Marshek, Fundamentals of Machine Component Design, 2nd ed, John Wiley and Sons.
【壓縮機(jī)網(wǎng)】1、前言
盡管對(duì)往復(fù)壓縮機(jī)組的扭振分析，目前已有成熟的技術(shù)，但實(shí)際工程應(yīng)用中，不乏看到往復(fù)式壓縮機(jī)組發(fā)生扭振事故。究其原因，各有不同。但通過對(duì)這些事故的深入分析，不難發(fā)現(xiàn)在壓縮機(jī)成撬設(shè)計(jì)過程中，如使用時(shí)、頻域相結(jié)合的扭振分析方法，可大大降低扭振事故發(fā)生的幾率。
目前，對(duì)壓縮機(jī)成撬設(shè)計(jì)過程中的扭振分析，大多是采用單一的時(shí)域響應(yīng)分析或頻域響應(yīng)分析方法。這對(duì)一般情況下壓縮機(jī)組的成撬設(shè)計(jì)是適用的，但對(duì)某些特殊情況下機(jī)組的設(shè)計(jì)略顯不足，留下了機(jī)組發(fā)生扭振事故的隱患。針對(duì)此實(shí)際情況，我們提出了采用時(shí)、頻域相結(jié)合的方法進(jìn)行扭振分析的技術(shù)。其中頻域分析方法主要用來確定機(jī)組的臨界轉(zhuǎn)速即共振頻率，以及檢查機(jī)組在運(yùn)行工況下的轉(zhuǎn)速是否有足夠的空間遠(yuǎn)離前后的共振轉(zhuǎn)速。時(shí)域分析方法則通過直接使用廠家提供的壓縮機(jī)、驅(qū)動(dòng)器及聯(lián)軸器上的阻尼等值，達(dá)到準(zhǔn)確計(jì)算機(jī)組的扭振動(dòng)態(tài)響應(yīng)（即壓縮機(jī)、驅(qū)動(dòng)器及聯(lián)軸器上瞬時(shí)角速度、角變形和動(dòng)態(tài)扭矩等）的目的。時(shí)域分析方法特別適用于變頻機(jī)組等無法避開扭振共振轉(zhuǎn)速時(shí)的情況。本文以某臨海陸上終端處理廠增壓壓縮機(jī)組的扭振事故分析和機(jī)組整改為例，說明了應(yīng)用時(shí)、頻域相結(jié)合的扭振分析技術(shù)的過程和效果。
2、壓縮機(jī)組扭振事故概述
某臨海氣田陸上終端處理廠三臺(tái)增壓壓縮機(jī)組在運(yùn)行大約2000小時(shí)后，發(fā)現(xiàn)聯(lián)軸器膜片損壞和螺栓斷裂，如圖1和圖2所示。
該機(jī)組壓縮機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)如下：
型式：臥式單列二級(jí)雙作用
功率：1120kW
排量：29.360.7萬方/天（天然氣）
進(jìn)氣壓力：1.5 2.0MPa
排氣壓力：4.5 5.6MPa
氣缸直徑：一級(jí)Φ375mm；二級(jí)Φ263.5mm
活塞行程：165.1mm
壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速：993轉(zhuǎn)/分
該機(jī)組共有11個(gè)運(yùn)行工況。
通過對(duì)機(jī)組進(jìn)行現(xiàn)場扭振測量和分析，發(fā)現(xiàn)該機(jī)組系統(tǒng)的一階固有頻率與運(yùn)行轉(zhuǎn)速的四倍頻重合，引起機(jī)組發(fā)生共振，如圖3所示。這是導(dǎo)致扭振事故發(fā)生的主要原因。
3、事故機(jī)組的扭振分析
s*先對(duì)機(jī)組建立扭振分析模型。該模型由電動(dòng)機(jī)、聯(lián)軸器和壓縮機(jī)組成，分別由12個(gè)具有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的轉(zhuǎn)盤（每個(gè)轉(zhuǎn)盤代表一個(gè)集中質(zhì)量塊）和11個(gè)具有彈性的扭轉(zhuǎn)彈簧所代表，如圖4所示。其中電動(dòng)機(jī)由5個(gè)轉(zhuǎn)盤構(gòu)成，由“FRT”到“MN0”來標(biāo)示。聯(lián)軸器由2部分構(gòu)成，由“CP1”和“CP2”標(biāo)示。其中CP1部分還包括電動(dòng)機(jī)軸前端部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，CP2部分還包括飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和壓縮機(jī)軸前端部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。兩者之間由代表聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度的等效彈簧連接。壓縮機(jī)部分由5個(gè)轉(zhuǎn)盤構(gòu)成，分別標(biāo)示為“MN1”到“AUX”。
使用頻域分析方法計(jì)算得到機(jī)組的前3階扭振固有頻率分別為65.8Hz，156.7Hz和215.4Hz。機(jī)組的前三階固有振型如圖5所示，相應(yīng)的Campbell圖如圖6所示。從圖6中可以看到系統(tǒng)的第一階固有頻率與機(jī)組運(yùn)行轉(zhuǎn)速的4倍頻（4X）在運(yùn)行轉(zhuǎn)速987rpm處發(fā)生相交，如圖中紅點(diǎn)所示。該共振轉(zhuǎn)速與機(jī)組的運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm非常接近，引起機(jī)組發(fā)生共振。這與圖3所示的實(shí)測結(jié)果完全吻合。
圖7和圖8顯示了使用頻域分析方法得到的機(jī)組諧振分析結(jié)果圖，圖7顯示了機(jī)組在共振轉(zhuǎn)速處的交變扭矩峰值。圖8顯示了該扭振共振響應(yīng)主要來自4倍頻諧振分量的貢獻(xiàn)。
考慮到通過頻域動(dòng)態(tài)分析方法得到的交變扭矩值受使用的阻尼假設(shè)值影響較大，故對(duì)該機(jī)組使用時(shí)域強(qiáng)迫振動(dòng)分析方法精確計(jì)算聯(lián)軸器上的動(dòng)態(tài)扭矩。時(shí)域強(qiáng)迫振動(dòng)分析方法是對(duì)電機(jī)軸施加驅(qū)動(dòng)扭矩，和對(duì)壓縮機(jī)軸施加負(fù)載扭矩，并考慮阻尼及相位等參數(shù)影響，計(jì)算聯(lián)軸器、壓縮機(jī)和電機(jī)軸上的瞬時(shí)角速度、角變形和動(dòng)態(tài)扭矩。是一種精確的力響應(yīng)分析方法。時(shí)域強(qiáng)迫振動(dòng)分析能夠模擬機(jī)組自起動(dòng)到穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)的全過程，當(dāng)電機(jī)驅(qū)動(dòng)功率與壓縮機(jī)所需功率達(dá)到平衡時(shí)，系統(tǒng)進(jìn)入穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)。圖9顯示了機(jī)組在z*不利運(yùn)行工況（工況7，進(jìn)壓1.75MPa，排壓5.0MPa）下，使用時(shí)域強(qiáng)迫振動(dòng)分析方法計(jì)算得到的機(jī)組從開始到穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)下作用在聯(lián)軸器上的交變扭矩值。從圖中可以看出，作用在聯(lián)軸器上的z*小扭矩顯著超出了聯(lián)軸器的z*小扭矩允許值-26 kNm，從而引起聯(lián)軸器破壞。
4、整改后機(jī)組的扭振分析
對(duì)事故機(jī)組的扭振分析和現(xiàn)場測試結(jié)果表明，需要調(diào)整該機(jī)組的扭振控制方案，以避免4倍頻上的共振?？紤]到調(diào)整飛輪是一個(gè)簡單而有效的避開機(jī)組共振的方法，提出將飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量由原68.86kg·m2減少到43kg·m2。
通過頻域分析方法，計(jì)算得到調(diào)整飛輪后機(jī)組的前3階扭轉(zhuǎn)固有頻率分別為73.6Hz，157.2Hz和215.4Hz。相應(yīng)的系統(tǒng)Campbell圖如圖10所示。此時(shí)，機(jī)組第一階系統(tǒng)扭振固有頻率是運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm的4.45倍。在運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm的正負(fù)5%范圍內(nèi)（即943rpm~1043rpm內(nèi)），沒有共振點(diǎn)。機(jī)組運(yùn)行時(shí)不會(huì)產(chǎn)生共振。
圖11顯示了使用頻域動(dòng)態(tài)分析方法計(jì)算得到的機(jī)組諧振分析結(jié)果圖。從圖中可以發(fā)現(xiàn)機(jī)組工況運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm離其前、后共振點(diǎn)都較遠(yuǎn)，不易發(fā)生共振。圖12顯示了通過使用時(shí)域分析方法重新對(duì)z*不利運(yùn)行工況7計(jì)算得到的聯(lián)軸器上的交變扭矩值。可以看到，與調(diào)整飛輪前相比，交變扭矩幅值下降了很多，其z*大和z*小值均在聯(lián)軸器的允許值范圍之內(nèi)。
現(xiàn)場測試結(jié)果表明（如圖13所示），機(jī)組調(diào)整飛輪后實(shí)測兩臺(tái)機(jī)組的平均第一階固有頻率為74Hz。與分析結(jié)果完全吻合。機(jī)組整改后運(yùn)行情況良好，再?zèng)]有發(fā)現(xiàn)扭振故障。
5、使用時(shí)、頻域分析方法討論z*佳扭振控制調(diào)整方案
（1）于機(jī)組飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的選擇
扭振分析整改建議推薦新的飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為43kg·m2。如果僅從避開共振點(diǎn)這個(gè)角度來考慮，也可選擇飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為92.18kg·m2或16kg·m2。如果考慮飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為92.18kg·m2，計(jì)算得到機(jī)組的第一階系統(tǒng)扭振固有頻率為61.7Hz，是運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm的3.7倍。圖14表示了連軸器在z*大功率工況下的交變扭矩。機(jī)組運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm離第一階扭振固有頻率和4倍頻（4X）共振點(diǎn)遠(yuǎn)，不會(huì)發(fā)生共振。但是因?yàn)閴嚎s機(jī)在起動(dòng)過程中要經(jīng)過4 倍頻共振點(diǎn)，時(shí)域分析表明機(jī)組在此共振點(diǎn)處的動(dòng)態(tài)響應(yīng)較大，故不推薦此方案。
如果考慮飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為16kg·m2 ，此時(shí)計(jì)算得到的第一階系統(tǒng)扭振固有頻率為91.2Hz，是運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm的5.5倍。圖15為連軸器在z*大功率工況下的交變扭矩。機(jī)組運(yùn)行轉(zhuǎn)速993rpm遠(yuǎn)離共振點(diǎn)，不會(huì)發(fā)生共振。時(shí)域分析表明機(jī)組動(dòng)態(tài)響應(yīng)也在允許范圍之內(nèi)。所以，使用轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為16kg·m2 的飛輪也是一個(gè)可行的方案。但考慮到16kg·m2 飛輪的幾何尺寸與原飛輪尺寸相差太大，可能導(dǎo)致機(jī)組在配置尺寸變更上的困難，因此也沒有采用。
?。?）關(guān)于扭振分析模型參數(shù)變化的影響
在實(shí)際工程中，不能保證廠家提供的扭振分析參數(shù)與實(shí)際參數(shù)完全一致。此時(shí)使用頻域分析方法通過觀察工況運(yùn)行點(diǎn)與前后共振點(diǎn)的距離，可有效避免由此誤差帶來的扭振問題。
對(duì)該機(jī)組，考慮到廠家提供的數(shù)據(jù)與現(xiàn)場測量結(jié)果反算得到的數(shù)據(jù)誤差，如假設(shè)聯(lián)軸器剛度下降21%，其它參數(shù)不變，使用頻域分析方法得到結(jié)果如圖16所示。此時(shí)第一階系統(tǒng)扭振固有頻率與4X共振點(diǎn)還差65rpm。如假設(shè)電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增加22%，其它參數(shù)不變，使用頻域分析方法得到結(jié)果如圖17所示。此時(shí)第一階系統(tǒng)扭振固有頻率與4X共振點(diǎn)還差60rpm。這就說明即使扭振分析參數(shù)有如此大誤差，推薦的扭振控制調(diào)整方案還有一定的轉(zhuǎn)速安全余量。
6、結(jié)論
從上面的分析可以看出：
?。?）使用時(shí)、頻域相結(jié)合的扭振分析方法進(jìn)行往復(fù)式壓縮機(jī)成撬時(shí)的扭振控制設(shè)計(jì)，可以充分發(fā)揮各自方法的長處，并對(duì)各自的不足進(jìn)行互補(bǔ)，以z*大程度地避免機(jī)組扭振事故的發(fā)生。
?。?） 采用時(shí)、頻域相結(jié)合的扭振分析方法整改后的機(jī)組運(yùn)行正常，這為使用該方法有效整改現(xiàn)場機(jī)組的扭振事故提供了良好案例。
作者簡介
盧福志，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機(jī)撬及管道工程公司
汪華良，碩士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機(jī)撬及管道工程公司
徐宜桂，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機(jī)撬及管道工程公司
http://www.zcppe.com E-mail: [email protected]
參考文獻(xiàn)
1. P. Alves, M. Forcinito, J. Xu（徐宜桂）, M. Ferguson, Analysis of Threaded Connection Reliability for Compression Application, J. Canadian Petroleum Tech., V49, No. 6, 2010, pp. 8-12
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