壓縮機(jī)組連接螺栓異常斷裂失效分析與治理

禹貴成，宋偉，梁天佑，湯丁，黎明，韓華明

（1.中國(guó)石油西南油氣田分公司 儲(chǔ)氣庫(kù)管理處，重慶 401147；2.中國(guó)石油西南油氣田分公司 重慶氣礦，重慶 400021；3.重慶大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，重慶 400044）

往復(fù)式壓縮機(jī)組是油氣儲(chǔ)運(yùn)中的關(guān)鍵設(shè)備[1-2]，在復(fù)雜的內(nèi)外源激勵(lì)下，其動(dòng)力傳遞結(jié)構(gòu)、氣體進(jìn)出及密封結(jié)構(gòu)、輔助結(jié)構(gòu)[3]等易產(chǎn)生各種故障[4]。壓縮機(jī)激勵(lì)源主要有四大類：慣性力、氣體力、機(jī)械沖擊和摩擦力[5-7]。氣缸壓力周期性緩變易導(dǎo)致管系及相關(guān)部件疲勞破壞[8]。同時(shí)，往復(fù)式壓縮機(jī)在工作過程中，因氣缸內(nèi)部結(jié)構(gòu)分布不均，產(chǎn)生氣體脈動(dòng)，該壓力脈動(dòng)的主要頻率應(yīng)高于氣缸壓力引起的振動(dòng)頻率。氣缸內(nèi)氣體雖然總體平穩(wěn)，振動(dòng)頻率低[9]，但是在氣閥開關(guān)瞬間，易產(chǎn)生氣流沖擊與渦動(dòng)，對(duì)缸體氣閥產(chǎn)生沖擊，引起設(shè)備某階共有頻率振動(dòng)[3]。另外，氣閥開啟瞬間，兩側(cè)內(nèi)外壓力差會(huì)造成沖擊性激勵(lì)。該激勵(lì)的頻率很高，該過程發(fā)生在氣閥周期性吸氣或排氣過程中，氣閥容積流量曲線分解到轉(zhuǎn)軸頻率基頻的諧波分量上，這些分量將引起系統(tǒng)各階固有頻率的振動(dòng)。

中石油川渝地區(qū)某儲(chǔ)氣庫(kù)機(jī)組一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐連接螺栓多次發(fā)生斷裂，連接管嘴發(fā)生開裂，而運(yùn)行時(shí)間遠(yuǎn)未達(dá)到設(shè)計(jì)壽命。文中通過機(jī)組氣流脈動(dòng)和機(jī)械振動(dòng)測(cè)試分析，分析了結(jié)構(gòu)的異常失效原因，提出了機(jī)械結(jié)構(gòu)上的治理方案，并進(jìn)行了效果分析[10-11]。

1 壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)異常失效

壓縮機(jī)為DTY4000型電驅(qū)分體式壓縮機(jī)組（Ariel KBU/6壓縮機(jī)）。主要組成及螺栓斷裂和管嘴開裂部位如圖1所示。

壓縮機(jī)在工作過程中，壓縮介質(zhì)周期性吸入和排出。工作時(shí)，曲軸旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)連桿，連桿帶動(dòng)活塞桿，活塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，使氣缸容積周期性變化。通常，氣閥、填料函、活塞和傳動(dòng)部件等是往復(fù)式壓縮機(jī)組故障著重考慮的方向[12]。

機(jī)組所有螺栓斷裂和管嘴開裂都發(fā)生在一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐與中間氣缸連接處，且斷裂螺栓安裝位置均位于緩沖罐管嘴內(nèi)、外兩側(cè)（即氣缸軸側(cè)和蓋側(cè)）。所有斷裂的第一顆螺栓均靠氣缸軸中心，螺栓斷裂順序從氣缸中心向外延伸逐漸斷裂。所有斷裂斷口都發(fā)生在螺栓第一牙根處，斷口正斷，斷面平坦。金相分析表明，螺栓斷裂的主要原因?yàn)槠浞郗h(huán)境存在交變應(yīng)力導(dǎo)致的疲勞斷裂，而非材料本身性能所致。

2 機(jī)械振動(dòng)與壓力脈動(dòng)分析

按美國(guó)石油學(xué)會(huì)標(biāo)準(zhǔn)API 618（American Petroleum Institute, Reciprocating Compressors for Petroleum, Chemical, and Gas Industry Services，石化和氣體工業(yè)設(shè)施用往復(fù)壓縮機(jī)，第五版）[13]對(duì)機(jī)組進(jìn)行氣流脈動(dòng)和機(jī)械振動(dòng)分析。該標(biāo)準(zhǔn)對(duì)壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)、制造、配套設(shè)備的制造技術(shù)、檢查、試驗(yàn)等內(nèi)容進(jìn)行了明確規(guī)定，是目前國(guó)際上最常用的標(biāo)準(zhǔn)之一，國(guó)內(nèi)也廣泛采用這一標(biāo)準(zhǔn)。

2.1 機(jī)械振動(dòng)分析

文中采用瑞典埃司彼姆（SPM）的設(shè)備振動(dòng)分析系統(tǒng)（M01MINIJS型）對(duì)壓縮缸缸頭、各緩沖罐入口、進(jìn)氣管線和排氣管線等共37個(gè)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行振動(dòng)檢測(cè)和分析[14-15]。機(jī)組運(yùn)行工況：進(jìn)氣壓力為7.59 MPa，排氣壓力為25.4 MPa，處理量為187×104Nm3/d，機(jī)組負(fù)荷率為83%。結(jié)果表明，機(jī)組一級(jí)進(jìn)氣分離器本體等部位振動(dòng)不大，而一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐2以及一級(jí)進(jìn)氣架空管線沿水平方向振動(dòng)大（相關(guān)測(cè)點(diǎn)如圖1所示），分別達(dá)到40.86 mm/s和32.71 mm/s，且它們的最大振動(dòng)分量都出現(xiàn)在機(jī)組轉(zhuǎn)速的12倍頻處（機(jī)組轉(zhuǎn)速為994 r/min），其頻譜分別如圖2、圖3所示。

2.2 壓力脈動(dòng)分析

氣體力產(chǎn)生振動(dòng)，氣體引起振動(dòng)激勵(lì)源分為3類：氣缸壓力變化、氣缸內(nèi)氣流沖擊渦動(dòng)[2]以及氣閥周期性工作循環(huán)引起的氣流沖擊。

根據(jù)往復(fù)式壓縮機(jī)組工作特性，機(jī)組在關(guān)閉余隙的情況下運(yùn)行時(shí)，氣體處理量變大，致使一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐和一級(jí)進(jìn)氣架空管線振動(dòng)水平相應(yīng)增高。如果開啟余隙后運(yùn)行時(shí)，使氣體處理量下降，減弱了氣體產(chǎn)生的振動(dòng)，一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐和一級(jí)進(jìn)氣架空管線振動(dòng)水平也明顯降低。故可以證明，一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐和架空管線的振動(dòng)主要是由氣缸內(nèi)交變氣體力的作用所引起的。根據(jù)工況表，利用Bentley PULS軟件對(duì)機(jī)組脈動(dòng)力進(jìn)行分析。機(jī)組在關(guān)閉余隙時(shí)，一級(jí)壓縮氣缸內(nèi)的最大脈動(dòng)力為320 kN，如圖4所示。同時(shí)，二級(jí)壓縮氣缸內(nèi)的最大氣體力為180 kN，如圖5所示。

圖4 一級(jí)壓縮壓力脈動(dòng)（最大320 kN）Fig.4 Pressure pulsation of first compression (maximum 320 kN)

圖5 二級(jí)壓縮壓力脈動(dòng)（最大180 kN）Fig.5 Pressure pulsation of second compression (maximum 180 kN)

2.3 仿真分析

利用Bentley PULS軟件建立機(jī)組氣流脈動(dòng)和機(jī)械振動(dòng)仿真模型，進(jìn)行系統(tǒng)模擬和動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析[16-18]。其中緩沖罐長(zhǎng)3740 mm，外徑為530 mm，壁厚28 mm，進(jìn)氣口之間的間距為1219 mm；緩沖罐進(jìn)氣口外徑為152 mm，壁厚22 mm，排氣口外徑為167 mm，壁厚35 mm；分離器高2776 mm，外徑為736 mm，殼體壁厚44 mm；分離器進(jìn)氣口外徑為152 mm，壁厚22 mm，排氣口外徑為152 mm，壁厚41 mm。以機(jī)組的實(shí)際運(yùn)行工況參數(shù)進(jìn)行仿真，建模分析結(jié)果如圖6所示。

圖6 一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐振動(dòng)響應(yīng)Fig.6 Vibration response of primary air intake buffer tank

根據(jù)氣流脈動(dòng)和機(jī)械振動(dòng)仿真結(jié)果可以看出，由于一級(jí)壓縮系統(tǒng)的3個(gè)氣缸之間存在120°的相位差，當(dāng)機(jī)組在關(guān)閉余隙運(yùn)行時(shí)，在帶相位差的氣缸內(nèi)交變氣體力和氣流脈動(dòng)激振力的聯(lián)合作用下，使得一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐在水平方向產(chǎn)生了顯著的振動(dòng)，如圖6所示。

由圖6可知，一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐相對(duì)中間氣缸（4號(hào)缸）的變形比對(duì)其他2個(gè)氣缸的變形大，這是因?yàn)?個(gè)氣缸的交變氣體力相互存在120°的相位差。由此，一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐與中間氣缸的連接螺栓和管嘴所受彎曲載荷最大，故其連接螺栓和管嘴最先破壞。

連接管道受振動(dòng)沖擊，其彎曲方向可以反映振動(dòng)沖擊的主方向。該壓縮機(jī)組螺栓斷裂和管嘴開裂的部位均位于緩沖罐管嘴內(nèi)、外兩側(cè)（即氣缸軸側(cè)和蓋側(cè)），緩沖罐與4號(hào)氣缸連接管嘴變形，是氣缸內(nèi)交變氣體力引起的水平方向振動(dòng)，對(duì)一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐連接螺栓和管嘴作用了一個(gè)繞壓縮機(jī)軸方向的交變力矩，導(dǎo)致緩沖罐管嘴內(nèi)、外側(cè)（即氣缸軸側(cè)和蓋側(cè)）的連接螺栓疲勞斷裂以及管嘴疲勞開裂。同時(shí)，儲(chǔ)氣庫(kù)8臺(tái)機(jī)組聯(lián)合運(yùn)行情況下，一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐處最大脈動(dòng)不平衡力超API 618標(biāo)準(zhǔn)允許值的3倍。這說明原機(jī)組氣流脈動(dòng)控制設(shè)計(jì)不合適，也導(dǎo)致一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐內(nèi)脈動(dòng)不平衡力偏大。

3 治理方案與效果分析

治理措施應(yīng)當(dāng)同時(shí)保證簡(jiǎn)潔、經(jīng)濟(jì)、有效，相對(duì)于設(shè)計(jì)一個(gè)新機(jī)組方案，治理方案只需保證改良后的振動(dòng)水平達(dá)到行業(yè)合格水平即可，而不必追求過高的評(píng)價(jià)指標(biāo)。另外，在設(shè)計(jì)治理方案時(shí)，應(yīng)當(dāng)充分考慮可實(shí)施性。

3.1 治理方案

振動(dòng)測(cè)試分析和壓力脈動(dòng)分析表明，螺栓斷裂及管嘴失效原因是多方面的[19-20]。一方面是機(jī)組氣流脈動(dòng)控制設(shè)計(jì)不合適，導(dǎo)致一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐內(nèi)脈動(dòng)不平衡力偏大；另一方面是機(jī)組中體支撐結(jié)構(gòu)剛度不夠，且又沒有缸頭支撐，不能有效抑制因氣缸內(nèi)交變氣體力作用而引起的進(jìn)氣緩沖罐和氣缸沿水平方向（即活塞運(yùn)行方向）的振動(dòng)。這是導(dǎo)致一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐連接螺栓斷裂及管嘴失效的主要原因之一。

針對(duì)上述分析，考慮治理成本和可行性等因素，可從如下方面提高結(jié)構(gòu)剛度，減小振動(dòng)強(qiáng)度。

1）對(duì)于2個(gè)一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐，將現(xiàn)有管線中心至緩沖罐中心的距離縮短。同時(shí)，2個(gè)一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐與排氣管之間使用長(zhǎng)高頸管嘴，并安裝管嘴補(bǔ)強(qiáng)圈。

2）與氣缸相連的一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐筒體上焊加強(qiáng)板，氣缸增加A型氣缸缸頭支撐。

3）在一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐進(jìn)口管道上，安裝2個(gè)高位管夾，加強(qiáng)中體支撐，在氣缸中體支撐底部的安裝梁上，安裝梯形筋板。

4）確保2個(gè)一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐的安裝精度，同時(shí)確保連接螺栓的安裝預(yù)緊力矩滿足安裝標(biāo)準(zhǔn)要求。安裝后的螺栓要避免受到凝析水的腐蝕。

5）對(duì)機(jī)組分離器液位計(jì)、排氣管道安全閥等部位，建議一并加強(qiáng)支撐結(jié)構(gòu)、減少振動(dòng)。

條件可行的情況下，可改進(jìn)氣流脈動(dòng)：將原來一個(gè)一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐分離成為兩個(gè)進(jìn)氣緩沖罐；在一級(jí)壓縮氣缸的進(jìn)氣法蘭口，加裝內(nèi)徑孔板。

3.2 效果分析

對(duì)優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了振動(dòng)響應(yīng)分析，如圖7所示，其中字母表示振動(dòng)分析位置。

圖7 優(yōu)化后的振動(dòng)響應(yīng)Fig.7 Optimized vibration response

緩沖罐管嘴與氣缸法蘭螺栓連接處的受力大幅下降，之前出問題的中間氣缸連接法蘭螺栓處的載荷較改進(jìn)前的方案降低了47%，見表1和表2。可以看到，當(dāng)采用2個(gè)進(jìn)氣緩沖罐時(shí)，通過安裝中體支撐筋板，增加緩沖罐斜拉支撐和安裝氣缸缸頭支撐，一級(jí)進(jìn)氣緩沖罐的振動(dòng)響應(yīng)較原方案有所改善，同時(shí)緩沖罐管嘴與氣缸法蘭連接螺栓處的受力大幅下降。這樣，既改善了振動(dòng)情況，同時(shí)降低了管嘴法蘭螺栓受力。

表1 緩沖罐振動(dòng)位移對(duì)比Tab.1 Vibration displacement comparison of buffer tank mm

表2 螺栓受力對(duì)比Tab.2 Bolt stress comparison kN

根據(jù)機(jī)組氣流脈動(dòng)控制優(yōu)化方案進(jìn)行改造治理。在相同的運(yùn)行工況下，治理前后的振動(dòng)檢測(cè)結(jié)果見表3。由表3可知，本文的優(yōu)化方案是有效的。

表3 治理前后振動(dòng)對(duì)比Tab.4 Vibration comparison before and after treatment mm/s

4 結(jié)語

通過對(duì)機(jī)組進(jìn)行壓力脈動(dòng)、振動(dòng)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)和仿真研究，分析了壓縮機(jī)組部件失效的原因，即氣流脈動(dòng)控制設(shè)計(jì)不合理，以及機(jī)組剛度不夠，導(dǎo)致無法有效抑制機(jī)組振動(dòng)。針對(duì)于這兩種問題，文中提出了對(duì)應(yīng)的治理方案，并對(duì)治理方案效果作出評(píng)估。該方案有效減弱了緩沖罐振動(dòng)響應(yīng)，降低了管嘴法蘭螺栓受力。