海洋钻采平台往复压缩机气流脉动和管道振动分析
海上钻井平台隔水管振动特性研究及应用
海上钻井平台隔水管振动特性研究及应用隔水管是海上自升式钻井平台石油钻井的第一个环节，应用三角级数描述用隔水管的挠曲方程，同时根据雷利法（L.Rayleigh）在求得隔水管系统的相对变形以后，由系统的能量平衡求得其振动频率方程，应用这种方法对于我们研究隔水管的振动特性及其对于钻井作业状态的影响，在海洋石油钻井工程中有很重要的指导意义。
通过隔水管振动特性与钻柱横向振动的结合，可以在钻井作业的转速选择上提供参考依据，将钻柱与隔水管的谐振研究与作业安全结合起来，对于统筹管理海上钻井作业有着重要的现实意义。
标签：海上钻井平台;隔水管;挠曲方程;横向振动;固有频率1隔水管振动特性研究意义自升式钻井平台在海上进行钻井作业时，通常在海底泥线钻孔一定深度后下入30”隔水管，由此建立钻井液的闭式循环系统，隔水管施工作业质量关系到该井后续各工序的顺利与安全。
隔水管顶部通过钢索与钻井平台连接固定，泥线以下部分用水泥浆封固。
作业中由于隔水管的振动加上与海流的作用，造成表层钻进时，钻柱与隔水管之间的敲击与振动，以致隔水管的快速接头处发生严重的偏磨，其磨损严重的个别管子接头处，深度竟达到10～15mm之多，由此可见：研究隔水管的横向振动问题，选择合理的钻井参数避免钻具与隔水管之间的谐振，对于我们保护和使用好隔水管，保证钻井作业安全，具有重要的现实意义。
2 隔水管的挠曲变形分析2.1隔水管的挠曲方程数学模型推导我们知道：通常情况下，隔水管在海上使用时，采用先钻孔后下入隔水管再用水泥浆封固的方法，但通常均是隔水管入泥线以下约50m，因此我们可以将底部视为插入的嵌固端，而在隔水管的顶部我们则是在其上部用4只1-3/4”的大顶丝将其顶在钻井平台井口平台的中心，这样就相当于一个上下可以滑动的固支端。
为研究问题方便起见，我们首先沿隔水管的轴线方向建立坐标，为研究问题简便起见，我们暂不考虑隔水管受到的波浪力，仅考虑隔水管受到顶部的轴向力P，可知此时隔水管的挠曲方程，用三角级数方程表示十分简便和快捷，此时的挠度曲线方程为：[1]将上式写成和的形式可得到：由于系数an的增量dan引起的位移增量为：在隔水管柱的轴向方向，轴力P做功为：此时应变能的增量为：由于隔水管质量连续分布，在其上作用有均布载荷q，则均布载荷也要做功。
往复压缩机组振动控制方法
的预处理和为发动机提供高压气体的启动压缩机， 应用非常广泛。 其运行过程 中不可避免的会产生振动，若不采取一定的措施， 则会带来一系列的问题 ， 对 平台正常运行造成很大的隐患， 如： 剧烈的振动会导致管路的支撑乃至管道疲 劳破 坏 ， 造 成高压 气体 泄漏， 从而 引起重 大安全 事故 ， 由于振 动机器本 身可 能会
无法 正常 运转 ， 使振 源邻 近的 仪器 、 设备 等无 法正常 工作 ； 振 动还 会产生 噪声 ， 对 附近工 作 人员 的身体 有一定 的危 害 。 由于海 洋平 台的结 构特 性 ， 往复压 缩机 的振 动控 制方 法和 陆地 上用 的方法 有些 区别 。 根据 往复压 缩机 的结 构特点 ， 有 针对 性地 积 极地 采 取措 施 ，把这 种振 动控 制在 一 定 的范 围内 ， 使其 产生 的 影 响控 制在 最小 范 围 内， 为 整 个平 台的正 常安 全生 产提 供安 全可 靠 的基础 。 １ ． 振 动 分析 方法 的选 择 往复 式压缩 机的 发展 已非常 成熟 ， 振动 和脉动 分析 方法在 Ａ Ｐ Ｉ ６ １ ８ ｅ Ｐ 都有 明确 要求 。 具体采 用哪种 分析设计 方法 应根据气 缸功率 、 排 气压力 、 停机损 失大 小、 过 量振 动 的可能 性等 来确 定 。 Ａ Ｐ Ｉ ６ １ ８ 振 动分 析 方法分 类 ： Ａ Ｐ Ｉ ６ １ ８ 振动 分析 方法 的 内容包 括 ： （ １ ） 脉动 分析 和结 构评 价 、 结构 固有 频
为了使压缩机及其装置能安全运转， 需要规定压力不均匀度的许用值。 按
美 国Ａ Ｐ Ｉ ６ １ ８ 要求， 对 管 内气体 不 均匀度 的 数值进 行 限制 ， 海洋 平 台用压 缩机
往复式压缩机出口管道振动分析及消振措施研究
往复式压缩机出口管道振动分析及消振措施研究刖H管道振动是往复式压缩机出口管线常见的故障之一。
往复式压缩机是炼油和化工装置中的重要设备。
其出口管道的振动对安全生产是一个很大的威胁。
它会引起:(1) 管道的疲劳损伤，尤其可能使小口径管道损坏；(2)管道保温材料的破损；(3)测量仪表及导管的损坏和控制系统误动作；(4)管道摆动或振动以及噪声对人的影响等。
强烈的管道振动使得管路附件的连接部位发生松动和破裂，轻则造成泄漏，重则引起爆炸。
通常引起往复式压缩机出口管道振动的原因往往很复杂，只有通过正确诊断和分析，才能找出引起管道振动的主要原因，并采取有效的措施消除隐患。
因此，管道设讣时必须充分重视管道振动的消除和控制。
对出现强烈振动的管道，需要分析原因，采取减振措施。
1、管道振动原因分析压缩机气体管道系统主要有3个振动源：(1) 气流压力脉冲在管件处冲击振动；(2) 管道内气柱的振动(共振)；(3) 管道的机械振动；(1)气流压力脉动往复式压缩机工作特点是吸、排气流呈间歇性和周期性。
因此会激发进、出口管道内的流体呈脉动状态，使管内流体参数随位置及时间作周期性变化，这种现象称为气流脉动。
管道内气流压力随时间变化的情况如图1所示。
压力脉动越大，管道振动的振幅和动应力越大。
脉动气流会严重影响阀门的正常开关，还会引起管系机械振动，使管件疲劳破坏而发生泄漏，其至造成火灾爆炸等严重事故。
往复式压缩机的气流压力脉动除了可能引起气柱共振之外，管道中的压力和速度波动在管道的转弯处、截面变化处和各种阀件、盲板处还可能产生冲击作用，引起管道振动和噪声。
下图所示的一段等截面管弯头，设弯管的直径为d,弯管的转角B,弯管进气口处的压力为P。
1. 压力脉动的消减措施(1) 避开气柱共振。
消减气流脉动，首先应避免气柱共振。
要进行气柱固有频率的讣算，使气柱固有频率与活塞激发频率错开。
(2) 采用合理的吸排气顺序。
通过改进汽缸的结构和配置，)气，采用合理的吸、排气顺序，使压缩机较均匀地向管道排(吸可以达到减小气流压力脉动的U的。
大型往复式压缩机气流脉动及管道振动研究
华中科技大学硕士学位论文摘要作为流体压缩及动力输送的通用机械，压缩机一向被视作化工行业的核心设备，其能否安全平稳地运行直接关乎相关企业经济效益。
活塞压缩机进、排气过程带有间断特性，使得进排气管内气流参数呈脉动变化，出现气流脉动现象。
气流脉动极易导致管道振动，从而引发压缩机容积效率变低、功率损耗增加等危害。
因此，研究脉动产生机理及其对管道振动特性产生的影响便具有较强意义。
本文针对阀腔压力脉动与管道振动作了以下研究。
建立了求解阀腔压力脉动的数学模型，综合考虑了压缩机阀腔、阀片运动和管道系统等对气流脉动的影响，将压缩机和管系作为一个动态关联的整体进行研究，使得压缩机工作特性的气流脉动分析更接近实际情况，计算结果精度更高。
根据压缩机工作和阀片运动规律特性的模拟结果，对是否考虑阀腔影响的两种情况，进行对比分析，结果表明，若考虑阀腔影响，阀片撞击升程限制器的速度增加约10%，容易损坏阀片。
然后讨论了阀片升程、弹簧刚度及阀片质量等气阀结构参数对气阀运动规律和缸内压力的影响。
另外，通过阀腔压力脉动模型的求解，获得了进气阀腔的压力变化情况，压力不均匀度为3.49%，在合理范围内。
基于流固耦合模态与气柱固频分析的基本理论，探索了压力、壁厚、内径等参数对所建管道固频的影响情况，并进行了管内气柱模态分析。
基于模态分析结果，对弯管内气体处于非定常状态时管路振动响应问题进行数值分析，同时还研究了脉动流体的频率与幅度等参数对管道响应的影响规律。
研究发现，压力脉动使管道应力出现较大波动（7%），这种较大幅度的交变应力极易破坏管道；在流固耦合作用下，管道基频随压力脉动频率的增大而升高，且当管道基频或气柱固频与气流脉动频率相近（共振）时，管道变形增大为非共振情况的2-3倍。
关键词：大型往复压缩机；气阀运动规律；阀腔压力脉动；管道振动；瞬态分析华中科技大学硕士学位论文AbstractAs a general machine of fluid compression and power delivery, compressor always been regarded as the core equipment of the petrochemical industry. Whether safe and smooth operation is directly related to the economic interests of the related enterprises. The inlet and exhaust process of piston compressor is intermittent, which makes the parameters of the air flow in the inlet and exhaust pipes change periodically, and then the flow pulsation occurs. Airflow pulsation can cause pipeline vibration easily, which leads to lower volumetric efficiency of compressor and the increasing of power loss etc. Therefore, it has great significance to study the mechanism of pulsation and its’ influence on the vibration characteristics of pipeline. In this paper, the pressure pulsation of valve cavity and the vibration of pipeline are studied as follows.First, we established the mathematical model of pressure fluctuation in valve chamber. The influence of valve chamber, valve motion and pipeline system on the flow pulsation are considered synthetically in this model, which makes the compressor and pipe system formed integrally, and this kind of air flow pulsation analysis combined with compressor working characteristics will make the calculation results more accurate and closer to the actual situation.According to the simulation results of compressor work and the motion law of valve plate, we compared and analyzed the influence of with or without valve cavity, the rsults show that if we take into account the valve cavity, the speed of valve plate impact lift limiter is increased by about 10%, and the valve plate is easily damaged. After that, we discussed the influence of valve structure parameters such as valve plate lift, spring stiffness and valve blade mass on valve motion and cylinder pressure. By solving the pressure fluctuation model of the valve cavity, the pressure variation of the inlet valve cavity is obtained, and the pressure inhomogeneity is 3.49, which is within a reasonable range.华中科技大学硕士学位论文Last, we studied the influence of pressure, wall thickness and inner diameter on the natural frequency of the pipeline based on the basic theory of fluid-solid coupling and modal analysis. After the modal analysis of the gas column in the pipe was carried out, based which numerical analysis of the vibration response of the pipe was done when the gas in the bend is in an unsteady state. At the same time, the influence of the frequency and amplitude of the pulsating fluid on the pipeline response is also studied. We found that the pressure pulsation causes the pipeline stress to fluctuate greatly (7%), which is easy to destroy the pipeline, and the fundamental frequency of the pipeline increases with the increase of the pressure pulsation frequency under the action of fluid-solid coupling. When the fundamental frequency of the pipeline or the fixed frequency of the gas column is close to the pulsating frequency of the gas flow (resonance), the deformation of the pipeline increases 2-3 times as much as that of the non-resonance case.Keywords: Large Reciprocating compressor; Motion law of valve; Pressure pulsation of valve chamber; Pipe vibration; Transient analysis华中科技大学硕士学位论文主要符号表h阀片位移 y阀片运动速度 θ曲轴转角 v M阀片质量 ω曲轴转角速度 β 推力系数 p气体压力 s p 进气压力 d p排气压力s A气阀推力面积so p进气阀腔气体初始压力 do p排气阀腔气体初始压力 so ρ 进气阀腔初始气体密度 do ρ排气阀腔初始气体密度 z气阀弹簧个数 K弹簧刚度系数 0H弹簧预压缩量 k气体绝热指数 V气体容积 A α气阀有效通流面积 R气体常数 s T进气温度 d T排气温度 S活塞行程p A活塞底面积 λ曲柄半径与连杆长度比值 0V余隙容积 D气缸直径 1α阀隙流量系数 e α阀座通道流量系数 v A环周长 e A阀座通道面积 1N进气阀个数 2N排气阀个数 Q热量W 功 下标imp 碰撞值 下标reb 反弹值 下标s进气 下标d排气H阀片升程s Φ进气管道质量流量 csΦ流经进气阀气体质量流量 cdΦ流经排气阀气体质量流量 d Φ 排气管道质量流量s ρ进气密度华中科技大学硕士学位论文s L进气管道长度 d L排气管道长度 d ρ排气密度 s V进气阀腔体积d V排气阀腔体积s λ进气管沿程阻力损失系数 d λ排气管沿程阻力损失系数 R C 阀片反弹系数 s K进气管局部阻力系数d K排气管局部阻力系数华中科技大学硕士学位论文目录摘要 (I)Abstract ........................................................................................................... I I 主要符号表 (IV)目录 (VI)1绪论 (1)1.1 课题背景与研究意义 (1)1.2 国内外研究现状 (2)1.3 本文主要工作 (6)2往复式压缩机阀腔压力脉动数学模型 (8)2.1 引言 (8)2.2 压缩机工作过程数学模型 (8)2.3 阀片运动方程 (11)2.4 阀腔压力控制方程 (13)2.5 管内气体流动方程 (15)2.6 阀腔压力脉动数学模型及计算条件 (16)2.7 本章小结 (18)3阀片运动及阀腔压力脉动模拟 (20)3.1 引言 (20)华中科技大学硕士学位论文3.2 阀片运动规律与影响因素分析 (20)3.3 阀腔压力脉动分析 (27)3.4 本章小结 (28)4输气管道流固耦合模态分析及气柱固有频率计算 (29)4.1 引言 (29)4.2 流固耦合基本原理 (29)4.3 管道结构模态分析 (33)4.4 气柱固有频率计算 (41)4.5 本章小结 (44)5管道流固耦合瞬态特性分析 (45)5.1 引言 (45)5.2 弯曲管道流固耦合模型 (45)5.3 数值分析 (47)5.4 结果分析及不同因素影响 (47)5.5 本章小结 (54)6总结与展望 (56)6.1 全文总结 (56)6.2 研究展望 (57)致谢 (58)华中科技大学硕士学位论文参考文献 (59)硕士期间研究成果 (66)华中科技大学硕士学位论文1绪论1.1 课题背景与研究意义作为流体压缩及动力输送的给予者，压缩机一向被视作化工行业的核心设备，压缩机将流体加压加速后使其快速涌向装置的其他部位，其能否安全平稳地运行直接关乎相关企业经济利益。
往复式压缩机管道振动分析
往复式压缩机管道振动分析往复式压缩机是一种常见的工业设备，用于将气体压缩为高压气体。
在使用过程中，往复式压缩机管道振动是一个值得关注的问题。
管道振动会引起噪音、机械磨损和性能下降，甚至可能导致设备损坏。
因此，对往复式压缩机管道振动进行分析和评估是非常重要的。
1.涡流振动：涡流振动是由于流体通过管道时在阻力作用下产生的涡旋，引起管道的激烈振动。
涡流振动通常在压缩机进气和排气口附近发生，特别是在高速流体通过窄缝时。
2.压力脉动：压力脉动是由于气体在管道中的压缩和膨胀引起的。
往复式压缩机的排气过程中，气体经过多次膨胀和压缩，使得管道中的气体产生不稳定的压力脉动，引起管道振动。
3.特征频率振动：特征频率振动是由于管道结构本身的特性引起的。
例如，管道的自然频率与往复式压缩机的运行频率相接近时，会引起共振现象，使得管道振动加剧。
针对以上原因，可以采取一些措施来分析和减小往复式压缩机管道振动。
首先，可以采用模态分析的方法，通过对管道系统的振动模态进行计算和分析，得到管道系统的振动特性。
模态分析可以帮助确定管道自由振动的频率和模态形态，并通过合适的改善措施来避免特征频率振动。
此外，还可以使用有限元分析方法对管道系统进行模拟，以预测和减小管道振动。
其次，在设计和安装阶段，需要合理选择和设计管道的支撑方式。
合理的支撑结构可以减小管道振动的振幅，并降低管道传递给其他设备的振动幅值。
另外，可以通过调整往复式压缩机的工作参数来减小压力脉动和涡流振动。
例如，可以调整压缩机的排气阀的开关时间和扭矩大小，使得气体压缩和释放的过程更加平稳。
最后，定期进行管道和设备的维护检查，及时修复和更换老化、磨损或损坏的部件。
及时发现问题并采取措施可以减小管道振动的发生和影响范围。
总之，往复式压缩机管道振动分析是一个复杂的工程问题，需要综合考虑涡流振动、压力脉动和特征频率振动等多种因素。
对管道振动的认真分析和评估可以帮助减小振动对设备的不良影响，并提高设备的稳定性和性能。
试析往复压缩机管线的振动分析方法
现今随着生产规模的扩大，使得石化行业当中的装置逐渐大型化，为此需要更加重视起使用设备的质量性和稳定性，使得设备在使用过程中有着较高的效率。
同时由于往复压缩机的特征，使得在操作过程中会有一定的管线振动，这种管线的振动会影响到设备的运行。
一、振动分类以及机理现阶段对于往复压缩机管线的振动研究表明，其由于气流的压力会导致一定程度的振动。
而由于脉动流体在管线内进行运输的过程中，在经过管道的弯头、异径管以及分支管和阀门位置时随着时间的推移而产生一定程度的激振力，受到这种激振力的影响，使其在管线当中产生了较为明显的机械作用力，为此在管道内的整体机械系统当中，在没有机械力的作用下产生的振动造成了振动现象，这与由于气流的压力所造成的原因共同形成了振动的外在和内在表现。
同时随着管线内的压力脉动值的升高，其管道内的振动频率也会随着升高，具体变现为更高的振幅。
在往复式压缩机的工作当中，也有着不可避免的振动发生。
例如由于工作当中需要进行间歇式的吸气和排出相关介质，进而就会产生出较为明显的振动，这总种振动的类型也是不可避免的，同时也是一种最为复杂的振动方式。
在对这种振动类型的研究发现，其振动的机理呈现着多种模式并存的情况。
现阶段可以分为四种典型的类型。
1.首先是在工作当中由于往复式压缩机所具有的动不平衡机理，使得设备会与连接到压缩机上的管道以及管道内的介质产生较为明显的振动。
2.在往复式压缩机的工作当中，会由于进行的吸入和排出气体会造成管中气柱的振动。
3.气柱的压力脉动也能够引起一定程度上的振动发生。
4.在管道上节流当中，以及启闭元件之间，会由于相互作用而产生介质的涡流，从而造成一定程度的振动。
在发生了管道的振动现象分析当中，由于管道内部的动不平衡机理振动，是由于往复式压缩机在设计过程中，工艺就是属于对动平衡式，为此在解决这种振动的发生，就可以在对压缩机设计的过程中，重视对往复运动的相关元件的进行质量方面的配重平衡处理，就能够有效的解决出现的振动。
气流脉动引起往复压缩机管道系统振动的分析
气流脉动引起往复压缩机管道系统振动的分析摘要:管道及其支架和与之相连接的各种设备或装置构成一个复杂的机械系统,该系统产生的振动是由多种原因引起的,其中最主要原因之一是由于气流脉动引起,气流脉动激发管路作机械振动。
关键词:气流脉动压缩机振动气流在管路中流动如没有压力和速度的波动,则气流对管路只有静力作用而无动力作用,也就不会引起振动。
由于活塞式压缩机,吸、排气过程是间歇性的。
使气流的压力和速度呈周期性的变化,导致管内气体呈脉动状态,致使管内气体参数不仅随位置变化,而且随时间作周期性变化,如压力、速度、密度等,这就产生了气流脉动。
若将气体在管道内的流动视为一元流动,则气体各参数除和时间有关外,还与气体在管道中所处的位置有关,因此这种流动属于非定常流动。
所谓气流脉动指像上述所述不仅随位置变化,而且随时间变化的现象称为气流脉动。
气流压力的脉动和速度的脉动统称为气流脉动。
实际上,由于气流脉动而引起施加在管道上的干扰力(如气流通过弯管或通流截面变化处),也确是压力脉动和速度脉动的共同结果.但是,在压缩机管道中,这种干扰力属于因速度脉动引起的还不到10%,因此主要是压力脉动所引起。
这种脉动使得气流对管路产生激振力。
在弯头、异径管、阀门和盲板等处其冲击作用尤为明显。
1 气流的压力脉动往复压缩机的工作特点是活塞在气缸中作往复运动。
因为压缩机吸气、排气的间歇性,使管道内气流呈脉动状态,由此可见压力脉动是管道产生振动的主要振源。
压力随时间的变化如图1所示。
压力脉动的幅度通常以压力不均匀度δ表示,压力不均匀度是在正常情况下管路内出现的最高峰值压力与最低峰值压力的差除以平均压力所得的百分比。
只要有压力不均匀度δ=存在,管道就会发生振动,压力不均匀度的表达式如下:式中——管道平均压力(绝),[MPa];——管道内径,[mm];——脉动主频率,[Hz]。
压力脉动在管道中沿气柱(所谓气柱是指管道系统内的气体)这个弹性体以声速进行传播。
往复式压缩机振动原因分析及减振措施探讨
往复式压缩机振动原因分析及减振措施探讨往复式压缩机气体管道振动是管道设计和机器运行中经常遇到的问题，往往影响到设备装置的正常运行，并严重威胁着工厂的安全生产。
本文分析了通常引起往复式压缩机气体管道振动的原因及常见的减振方法。
通过对一起往复式压缩机振动实例分析，针对原因提出合理的减震措施。
实施后现场实际运行情况良好，振动有明显改善。
标签：往复式压缩机;气体;管道振动;原因;减振措施管道内工作介质为气体的称为气体管道，动设备以及静设备是通过管道串联成工艺流程的，它主要起输运、传递介质的作用。
往复式压缩机在石油、化工、冶金、纺织、动力等部门中应用非常广泛，气体管道是压缩机装置中最主要的系统之一。
往复式压缩机管道的振动是管道设计和机器运行中经常遇到的问题，往往影响到装置的正常运行。
在生产实际中，由于强烈地管道振动，将会使管路附件，尤其是管道的连接部位、管道与附件的连接部位和管道与支架的连接部件等处发生磨损、松动;在振动所产生的交变应力作用下，导致疲劳破坏，从而发生管线断裂、介质外泄，甚至引起严重的生产事故，给生产和环境造成严重危害。
因此分析其振动原因及消振措施，很有必要。
本文对往复式压缩机气体管道振动原因进行了简单地分析，并针对往复式氢气压缩机的振动问题提出了具体地减振措施。
通过减振措施的实施，机组运行情况明显改善，振动减小。
1管道振动分析使用的控制标准往复式压缩机管系的振动分析应满足：（1）满足美国石油学会API618标准脉动控制要求，保证压缩机管系气流脉动不超过允许值。
（2）根据美国普渡压缩机技术协会关于机械振幅要求，保证机械振动全振幅不超过允许值。
美国石油学会制订的AP1618标准，从量上规定了对压力脉动和振动控制的设计要求。
2 压缩机气体管道振动原因分析压缩机气体管道系统主要有3个振动源：一是管道内气柱的振动;二是气流压力脉冲在管件处冲击振动;三是管道的机械振动。
2.1气柱共振往复式压缩机在运行过程中，由于吸气、排气是交替和间断性的，另外活塞运动的速度又是随时间变化的，这种现象就会引起压力脉动。
往复式压缩机系统管道振动分析_于成龙
( 4) 管道的固定。在管道振动较强的方向上加固定 支架, 是克服由最大不平衡力引起的振动较有效的方法。 一般采用刚度较大的 U 形卡支架。
图 2 压力不均匀度与管径的关系 图 3 孔板安装示意图
4 管道振动实例分析
以 SZ 36- 1II 工程 CEP 平台伴生气压缩机 CEP - X201B 引起管道振动为例进行分析。 压缩机主要技术参数
型号: ARIEL JGK/ 2,
结构形式: 水平对称平衡式
最大转速: 1200rpm
最大轴功率: 947kW
表 1 振动强度质量鉴定( 摘自 ISO/ IS3945)
振动强度
支பைடு நூலகம்种类
如何有效抑制振动或缓解振动带来的不利影响, 保证管道安全 / mm # s- 1
硬支座
软支座
有效的运行, 一直是研究管道振动的最终目的, 由于引起管道振动主
0. 45
0. 71
好
要是机械振动, 流体脉动、及共振等原因引起的, 本文以机械振动评
式中: [ D] 为允许压力不均匀度 ( % ) ; P 为管内平均绝对压力 ( M Pa) ; d 为管道内径( cm ) ; f 为脉动频率 ( H z) , f = n # m/ 60( n 为压缩机转速 r/ m in, m 为压缩机每转的激发次数) 。
当 P < 0. 345MP a 时, P 按 0. 345 计算。当 P > 20. 7MP a 时, [ D] 须进行详细计算。 由于压力脉动, 管道产生随时间变化的激振力, 即不平衡力, 从而引起管道机械振动。当脉动达到幅值 时不平衡力最大。其最大不平衡力按下式计算
海洋石油平台天然气压缩机脉动消减技术分析
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会立即改变方向和气流的速度，能够消耗管道系 相关。试验表明，天然气压缩机缓冲器距离气缸
统整体能量，进而优化天然压缩机在海洋石油采 较远的情况下，主要通过增加孔板的方式进行减
油、增压、输送各个环节；保证油气供应效果。 振。但在缓冲器未设置好情况下，可安装进气缓
研究认为，基于削减气流脉动同时，要综合考量 冲器、排缓冲器2种缓冲器装置。经过试验验证， ᵪ൘⎧䗷⌻ਾ⸣ˈՊ⋩䗷・削䟷ਾণ⋩减ˈ᭩ǃՊਈ技໎・ᯩ术ੁǃণ工䗃઼᭩䘱≄艺ਈ⍱ᯩ实њⲴੁ⧟䙏施㢲ᓖ઼需˗ˈ≄㜭؍求⍱ཏ䇱Ⲵ。⎸⋩䙏㙇≄为㇑ᓖ此䚃ᓄˈ㌫᭸，㜭㔏᷌ཏ严ᮤDŽ⎸⹄փ格㙇ウ㜭计䇔䟿㇑Ѫˈ算䚃䘋ˈ㌫气ส㘼㔏ҾՈ流ࡺॆᮤ通߿ཙփ≄❦㜭⍱䟿㜹㕙ˈ上䘋述㘼2Ո种ॆ缓ཙ❦冲装㕙置 均 能 够 起 到 缓 冲 作 用 。 本 研 究
（2）优化管道设计。除了增加固定支撑外， 提升管道的刚度，目的在于减少气流的阻力，起 到削减脉动的作用。在管道支撑结构设计下， 最大程度上提高了管道稳定性。设计人员综合考 量，基于天然气压缩机管道机吸气和排气需求 下，进一步优化工艺流程，合理布置管道，保证 管道排列有序，确保管道支撑安装作业顺利开 展，并在减少弯头的情况，采取管道就地铺设方 法进行布设，提高便捷程度[4]。为充分吸收振动 力，将支架妥善固定在管墩型钢上，并预留一定 的弹性度，确保振动力有效被吸收。为保证稳固 效果，在管道支架选用上，排除吊架方式，应用 固定支架。首选管道接触面积大、管卡面积大的 固定支架，并在实际搭设中，于支架和管道接 触位置铺垫石棉橡胶；提高防振动效果。本研究 中，还应用了具有独立基础的防振支架，并在使 用前，进行支架材料刚度检验，确保满足刚度标 准，并实际计算管系固定频率，精准定位支架 固定位置，确保与管系之间保持合理的距离。此 外，在支架跨距方面，遵循管系频率进行设计， 确保每个支架的跨距相同。研究发现，整个优化 设计和投入使用过程中，成本费用较高，需要投 入大量的人力资源、物力资源和财力资源。
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第47卷第2期船海工程V5471〇.2 2018 年 4 月S H IP&O C E A N E N G IN E E R IN G A p r. 2018D01：10.3963/j.is s n. 1671-7953.2018.02.031海洋钻采平台往复压缩机气流脉动和管道振动分析戚蒿1!周声结2!李天斌2!钱程1!曹颜玉3!樊文斌3(1.中海油能源发展股份有限公司采油服务分公司，广东湛江524057 $2.中海石油（中国）有限公司湛江分公司，广东湛江524057 $3.海洋石油工程股份有限公司特种设备公司，天津300451)摘要:考虑到往复式压缩机固有的机械振动特性，为了保证压缩机组在海洋平台上的稳定运行，采用平 面波动理论和转移矩阵法，分析压缩机管道系统的气流脉动和管道振动，对管路、进口洗涤罐、缓冲罐及换热 器等进行设计优化，有效避免了压缩机管道系统在不同操作工况下的气柱和管路机械共振问题，实现了在设 计阶段对压缩机振动问题进行有效控制的目的。
关键词:往复压缩机;气流脉动;管道振动;固有频率;共振中图分类号：U674.38文献标志码:A文章编号：1671-7953(2018)02-0119C4螺杆式和往复式压缩机作为海洋钻采平台上重要的增压设备，应用较为广泛和成熟，但其振动控制问题仍是压缩机选型设计中的难点[1]。
螺杆式压缩机的振动很大程度上取决于转动动平衡、转子啮合、进排气脉动及轴承支撑等，一般通过优选减振器、进排气口安装金属减振接管、增强机组底座刚度等措施控制机组振动[2]。
往复式压缩机管道内的气体随时间作周期性气流脉动，脉动气流遇到弯头、三通、调节阀等将产生随时间变化的激振力，受此激振力的作用，管道会产生一定的机械振动响应[3-]，生产中遇到的压缩机振动绝大多数是气流脉动引起的[5]。
压缩机管道的剧烈振动会降低压缩机的容积效率、减少排气量、增加功率消耗，缩短气阀及控制仪表的使用寿命，更严重的是管道与其附件连接部位易发生松动和疲劳破坏，存在较大的生产安全隐患[6]。
因此，考虑分析往复式压缩机进行气流脉动和管道振动，有针对性地采取必要的减振措施。
1 分析方法管道系统发生共振有2种情况:①气柱共振;②管道机械共振。
在设计管道系统时，应使得气收稿日期:2018 -03-12修回日期：2018 -03-20第一作者:戚蒿（1982—），男，硕士，工程师研究方向：海上油气田开发柱固有频率和管道系统的固有频率同时远离激发频率，管道系统才能有效避开共振。
气流脉动分析主要包括气柱固有频率、压力降和管道内压力脉动幅值等的计算。
由于管道中气流压力脉动值相对于均压平均值是一个小量(按双振幅计，一般在8%以内），符合平面波动理论的假设[7]，因此，采用以平面波动为基本理论的声学模拟法分析气流脉动;建立声学系统的守恒方程，不同数学模型之间采用矩阵转移法实现数据的传递;忽略高阶小量，使非稳态管内流体的微分方程线性化。
依据小波动理论，得到气流运动过程的波动方程如下[8]。
22= c2+!(1 &c= /k gRT(2)式中:P为在*瞬时e界面上的气体密度，kg/m3^为时间，s;c为管道入口端压力波的速度，m/s;E 为位置坐标，m;g为气体绝热指数;-为重力加速度，9.18 m/A;R为气体常数，k/ •m/(k/ •K);T 为气体温度，K。
进行管道振动分析主要是计算因气流脉动而生的激 力 下 道的 。
解析法，利用结构力学的理论来建立管道的力学方程，通过矩阵传递原理形成关联方程组，并将方程组的求解转化为矩阵的求解[9]。
管道振动分析需完成:①模态分析，即管道系统固有频率及振型计 ;②激发响应分 ，分 气 脉 激发力作用下管道系统的动态响应。
1191 5 9 13 17 21 25 29逐年橾作工况/年图$管道系统功率消耗图2可见，仅有个别工况下的 值超 A P I 618标值，但选用的 电机功率有 富 ，会对 的 性生影响。
2.27压力脉动幅值计算与控制通过对年工况的模拟分2气流脉动分析海上某气田发工程 应用的往复式天然气为例。
橇底平台板 直，电 变频电机，功率2 240 kW ；对型机组，型号为A rie l JG C /4,单级压缩，进气量（77. 8〜168.0) x 104 m 3/d ，转速 500 〜990 r /m in ，入 口压力 5. 5 M Pa ， 22. 1 〜28. 6]， 力 6. 34 〜12.6 M P a 。
2.1模型建立气流脉动分 MAPAK 软件。
声学分析模拟完整的 统， 体、、洗涤罐、缓冲罐等。
建立道系统的数学模型和网络传递分析模型， 道统的 模型分为进气和排气2个路系统。
其中，进气路的气 洗涤罐 通分别气缓冲罐和 的一级双 气缸，排气管路的气气缸气缓冲罐，模型见图1。
2#分析结针对年份共分为30种操作工况，利用MAPAK 软件对图1的模型分别 解计算。
2. 2. 1系统优化与激发频率和气柱固有频率设气有频率为/；，激发频率为/2，）=0. 8/1〜1. 2/1时，即认为发生气。
支机的转速范围是500〜990 r /m in ，活塞双，激发频率/2的计算结果见表1。
120表1管道系统激发频率阶次1 23456)/H z 16. 6 〜33.2 〜49. 8 〜66.4 〜83.0 〜99.6 -hZ 33.066.099.0132.0165.0198.0气 有频率的计 转移 法。
将压道系统离散成各个元件转移积的形式，端端 条件，端 端 条件。
为 制气，在和缓冲罐内部分别增 离板和滤，修 洗罐缓冲罐之间的，在气缸出口缓冲罐之间增孔板，调整管道和走向等[10]，计 道系统设计优化后的气柱固有 率， 见表 2。
表2气柱固有频率计算值阶12345678//Hz9.29.810.2 17.5 17.617.719.1 30.7分析比较表明，管道系统的气柱固有频率远 离80n 〜120n 倍的 激发频率，避区，因而不会发生气 象。
2.2.2压降计算计算的目的是确保压缩。
A P I 618 中对计，对总的 （ 和 之和）计算。
为于对分评估，将压计算数值转化为功率消耗，总的压降引起的功 率消耗见图2。
—标准值9()「•功率消耗，点处的压力脉动幅值。
分表明，侧因激振力引起的的力脉动幅值超 值的300% ，其 道统各组成元件（如气缸通道、气阀、迸等）的力脉动幅值均控制在A P I618标范围内。
为 侧的压力脉动幅值，在脉幅值超标 上增加相应的 ，实控制，使管道振动指标 规范 。
3 机械振动分析CA00389 OEM, LP Unit图4固有频率12.5 H z时的管道系统振型3.1模型建立运用CAESAR+建立改进后的管道系统有限元模型见图3。
图3中为无 的刚体 ，阀门按相应的 单元 ，施相应的约 。
32分振动W制对管道模型 模态计算，求得管道系统前10阶固有频率/;数值见表3。
表3 道 前10阶固有频率计算值阶次12345Z3/H z12713726740742.1阶678910Z3/H z57760762.9647657对比表1和表3可知，管道系统的各阶机械固有频率 离8n〜120%倍的 激发频率，道统会发生 。
通常对于 问题，为，只前2阶 区相互 （11)。
道统前2阶固有频率为12. 5 Hz和13. 8 Hz时的振型见图4和图D。
分 表明，的有频率在水平方向（活塞 方向）和向（曲方向）上A P I618 的标 值。
为 的固有频率，在换热器的法兰处增 额外的 、对鞍座支撑及基础，见图 6。
对管道系统 响应分析表明，换的水平在可接受的范围内，实 统的控制。
图，换热器结构支撑加强4结论往复式天然气 在 上的实际运表明，机组带载 ，运转 可靠，数值计 相比差异 ，验证 用论和转移 法可以比 模拟计算往复式 道系统气流脉动和管道振。
应上述数值模拟计算方法，脱对司的依赖，资成本，缩121缩机橇块的设计建造周期。
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