【壓縮機網(wǎng)】1.引言
對往復式壓縮機組進(jìn)行API 618分析設計已成為業(yè)界共識。目前廣泛應用的API 618第五版標準提供了三種設計方法，即方法1、方法2和方法3，以控制壓縮機組的氣流脈動(dòng)和機械振動(dòng)。其中方法1是根據經(jīng)驗公式設計緩沖罐尺寸。方法2是對機組系統建立氣流脈動(dòng)分析模型進(jìn)行分析，計算得到壓力脈動(dòng)、壓降和脈動(dòng)不平衡力等值，從而確定脈動(dòng)控制措施。同時(shí)，也對管道、容器支撐設計進(jìn)行審核，避免管道系統的共振。方法3是在方法2的基礎上，增加壓縮機系統（包括脈動(dòng)控制裝置）和管道系統的機械振動(dòng)和力響應分析。三種方法的適用范圍，由機組的排氣絕對壓力和每個(gè)氣缸的額定功率確定，如表1所示。
方法3代表了API 618第五版分析設計的z*高要求。因而，正確理解和完整掌握API 618第五版方法3對往復式壓縮機組的成撬設計和安全使用十分重要。
2.API 618 第五版方法3介紹
2.1 方法3簡(jiǎn)介
API 618第五版方法3包括氣流脈動(dòng)分析、管道支撐約束分析以及機械分析（包括必要時(shí)的力響應分析）。方法3是在方法2的基礎上，增加壓縮機和管道系統的機械分析（包括必要時(shí)的力響應分析）所形成的。其目的是通過(guò)使用氣流脈動(dòng)和機械振動(dòng)控制分析相結合的方法，得到z*有效和z*經(jīng)濟的系統設計。
氣流脈動(dòng)分析是根據方法1中給出的經(jīng)驗公式初步確定緩沖罐尺寸，然后建立氣流脈動(dòng)分析模型進(jìn)行分析，從而確定脈動(dòng)控制措施，即緩沖罐外部尺寸和內部濾波管、阻板設計，孔板位置和尺寸設計等。系統的氣流脈動(dòng)分析模型包括壓縮機部分和管道部分。其中壓縮機部分的模型一般包括活塞和閥門(mén)的運動(dòng)性能、氣缸氣體通道以及脈動(dòng)控制裝置等，結束點(diǎn)為脈動(dòng)控制裝置如緩沖罐連接管道的管嘴法蘭。管道部分的模型包括連接管道以及級間冷卻器等。如果只對壓縮機部分的模型進(jìn)行氣流脈動(dòng)分析，則稱(chēng)為“預分析”，也稱(chēng)為“脈動(dòng)聲阻分析”或“緩沖罐檢查”。這種分析一般發(fā)生在還沒(méi)有完成管道系統設計，但需要確定脈動(dòng)控制措施的情況下。如果管道系統設計已經(jīng)完成，一般就不再進(jìn)行這種“預分析”，直接對系統全模型（包括壓縮機和管道部分）進(jìn)行分析即可。通過(guò)氣流脈動(dòng)分析可以確定脈動(dòng)控制措施，并檢查相應的壓力脈動(dòng)、壓降和脈動(dòng)不平衡力等值是否滿(mǎn)足標準要求。如不滿(mǎn)足，則修改脈動(dòng)控制措施或系統設計，直到滿(mǎn)足要求為止。
管道支撐約束分析是在完成氣流脈動(dòng)分析后，對機組的機械系統進(jìn)行審核，以及計算管道和容器部分的固有頻率。其目的是通過(guò)調整管道支撐間距，改變管道系統的固有頻率，從而避免發(fā)生機械共振。
機械分析是方法3在方法2（即上述的氣流脈動(dòng)分析和管道支撐約束分析）基礎上增加的部分。機械分析分為兩部分，即3a部分和3b（3b1、3b2）部分。3a部分就是計算壓縮機和管道系統的機械固有頻率分析，以檢查系統的頻率避開(kāi)度，以及脈動(dòng)控制裝置中的脈動(dòng)不平衡力是否滿(mǎn)足要求。3b部分中的3b1是計算壓縮機及脈動(dòng)控制裝置部分的力響應，3b2是計算管道系統的力響應，以確定壓縮機和管道系統是否滿(mǎn)足要求的振動(dòng)水平和循環(huán)應力標準值。
如果力響應分析結果滿(mǎn)足標準要求，方法3分析即完成。否則，需要更改脈動(dòng)控制措施或系統設計，重新分析，直到滿(mǎn)足要求為止。
2.1 方法3流程圖
完整的方法3流程圖如圖1所示。該圖是按照API 618第五版標準中的方法3流程圖翻譯過(guò)來(lái)的。其中條款7.9.3.2給出了使用API 618第五版方法1時(shí)，確定緩沖罐初步尺寸的經(jīng)驗公式。條款7.9.4.2.2給出了使用API 618第五版方法1確定緩沖罐初步尺寸時(shí)，系統需要滿(mǎn)足的管道壓力脈動(dòng)和z*大允許壓降要求。條款7.9.4.2.3.4給出了在沒(méi)有完成管道布置的情況下進(jìn)行氣流脈動(dòng)預分析時(shí)，管道系統允許的z*大壓力脈動(dòng)值。條款7.9.4.2.5.3.1c給出了進(jìn)行預分析時(shí)，管道系統允許的z*大壓降值。條款7.9.4.2.3.5給出了在已經(jīng)完成管道布置的情況下進(jìn)行完整的氣流脈動(dòng)分析時(shí)，系統需要滿(mǎn)足的要求條款或設計改進(jìn)。條款7.9.4.2.5.2.1給出了壓縮機氣缸法蘭處允許的z*大壓力脈動(dòng)值。條款7.9.4.2.5.2.2.2給出了壓縮機一級進(jìn)氣、中間級和z*終排氣管道系統允許的z*大壓力脈動(dòng)值。條款7.9.4.2.5.3.1給出了系統因使用脈動(dòng)控制措施而引起的z*大允許壓降值。條款7.9.4.2.5.2.3給出了經(jīng)雙方協(xié)商同意超過(guò)條款7.9.4.2.5.2規定的壓力脈動(dòng)允許值，但需要滿(mǎn)足的其它條款要求。條款7.9.4.2.5.3.1c給出了經(jīng)雙方協(xié)商同意超過(guò)條款7.9.4.2.5.3.1規定的壓降允許值，但需要滿(mǎn)足的其它條款要求。
條款7.9.4.2.4.2是API 618第五版方法3中重要的步驟3a，即計算壓縮機和管道系統的機械固有頻率分析，以避開(kāi)與系統激振力的共振。同時(shí)給出了系統需要滿(mǎn)足的頻率避開(kāi)度和不平衡脈動(dòng)力允許值要求條款（即7.9.4.2.5.3.2和7.9.4.2.5.2.3條款）。條款7.9.4.2.5.3.2給出了壓縮機和管道系統的頻率避開(kāi)度要求，即系統z*小固有頻率應高于機組z*高運行轉速的2.4倍（就是我們常說(shuō)的2.4倍頻要求），以及如果2.4倍頻要求不能滿(mǎn)足或高階頻率處有大的激振力時(shí)，系統的機械固有頻率與系統的激振力至少有20%的頻率避開(kāi)度。條款7.9.4.2.5.2.3.3給出了在非共振條件下，安裝在氣缸上的脈動(dòng)控制裝置（一般是緩沖罐）中的z*大允許脈動(dòng)不平衡力值。
條款7.9.4.2.4.3是API 618第五版方法3中重要的步驟3b1，即在脈動(dòng)控制裝置不能滿(mǎn)足系統固有頻率與激振力頻率避開(kāi)度，或脈動(dòng)不平衡力允許值要求的情況下，進(jìn)行壓縮機及脈動(dòng)控制裝置部分的力響應分析，以滿(mǎn)足疲勞循環(huán)應力允許值（即7.9.4.2.5.2.5條款要求）和壓縮機廠(chǎng)家提出的振動(dòng)水平允許值。條款7.9.4.2.5.2.5.1給出了允許的z*大循環(huán)應力標準值。
條款7.9.4.2.4.4是API 618第五版方法3中重要的步驟3b2，即在管道系統不能滿(mǎn)足系統固有頻率與激振力頻率避開(kāi)度，或脈動(dòng)不平衡力允許值要求的情況下，進(jìn)行管道系統的力響應分析，以滿(mǎn)足振動(dòng)水平和疲勞循環(huán)應力允許值要求（分別按7.9.4.2.5.2.4 和7.9.4.2.5.2.5條款要求）。條款7.9.4.2.5.2.4給出了管道系統允許的振動(dòng)水平標準。條款7.9.4.2.5.2.5.1 給出了允許的z*大循環(huán)應力標準值。
關(guān)于上述條款的更詳細內容和解釋?zhuān)梢?jiàn)API 618第五版標準。
2.3 方法3與API 618第四版中M1-M7的相互關(guān)系
為便于說(shuō)明，將圖1中API 618方法3分解為6個(gè)部分，每個(gè)部分以圓圈內的紅色數字表示。其中第1部分即為API 618的方法1，對應第四版的M1分析。第2部分為預分析。第3部分為系統的氣流脈動(dòng)分析，對應第四版的M2和M3分析。第4部分為計算壓縮機和管道系統的機械固有頻率，對應第四版的M4和M5分析。第5部分為進(jìn)行壓縮機系統的力響應分析，對應第四版的M6分析。第6部分為進(jìn)行管道系統的力響應分析，對應第四版的M7的分析。第四版中M8-M11分析，在第五版中均有提及，但不是必須的強制分析內容。
2.4 關(guān)于方法3的討論
API 618方法3第1至第3部分分析為氣流脈動(dòng)分析，自第4部分及以后為機械振動(dòng)分析。目前，對氣流脈動(dòng)分析部分，基本認識和分析方法一致。但對機械振動(dòng)分析部分，則有不同認識，導致不同的分析思路和設計考慮。
2.4.1 在方法3中省略第5和第6部分的力響應分析
從圖1可以看出，一個(gè)完整的方法3分析要經(jīng)過(guò)第1至第6部分所有的步驟。但在完成第4部分（即3a部分）分析后，如果滿(mǎn)足下面相關(guān)要求，可以不做3b（3b1、3b2）部分的力響應分析，即省略第5和第6部分的力響應分析。此時(shí)，方法3的分析簡(jiǎn)化成“方法2加第四版M5的分析”。
這些相關(guān)要求包括：（1）壓縮機和管道系統的z*小機械固有頻率分析，應高于機組z*高運行轉速的2.4倍。（2）如果2.4倍頻要求不能滿(mǎn)足或高階頻率處有大的激振力時(shí)，系統的機械固有頻率與激振力至少有20%的頻率避開(kāi)度。（3）在所有非共振條件下，安裝在氣缸上的脈動(dòng)控制裝置中的z*大允許脈動(dòng)不平衡力滿(mǎn)足規定要求。
為了滿(mǎn)足上面3個(gè)條件，往往需要對機組機械系統施加較多的機械支撐和約束，以提高系統的支撐剛度和頻率。但這樣做，在實(shí)際工程中容易出現一些困難。s*先，對管道系統、氣缸、進(jìn)氣緩沖罐和進(jìn)氣洗滌罐等施加較多的支撐，勢必對本來(lái)就有限的壓縮機撬空間提出更大挑戰，對海洋平臺上的機組尤為如此。其次，較多的支撐約束有時(shí)會(huì )導致管道系統柔性下降、熱應力過(guò)大，造成管夾崩壞、管嘴變形過(guò)大甚至破壞等新的問(wèn)題。此外，過(guò)度的支撐和約束設計也增加了機組建造成本，以及帶來(lái)維修上的不方便。
所以，盡管API 618方法3容許在滿(mǎn)足相關(guān)條件的情況下，省略第5和第6部分的力響應分析，即進(jìn)行“方法2加第四版M5的分析”，但從機組的z*后設計效果來(lái)看，其是否為一個(gè)值得推薦的做法還有待商榷。當然，如機組在初步設計時(shí)即自動(dòng)滿(mǎn)足上面3個(gè)條件，則方法3中的第5和第6部分的力響應分析可省略不做，但這種情況在實(shí)際工程中一般較少出現。
2.4.2 在方法3中省略第4部分的壓縮機部分固有頻率分析和第5及第6部分的力響應分析
這樣的分析實(shí)際上是API 618方法2分析，不是API 618方法3分析。也就是說(shuō)，在任何情況下，方法3必須包括壓縮機部分固有頻率分析（即第四版M5的分析）。沒(méi)有該部分的分析不能稱(chēng)之為方法3分析。
2.4.3 機械連接部位的動(dòng)剛度對系統固有頻率計算結果的影響
在A(yíng)PI 618方法3機械振動(dòng)分析中，計算結果的精度在很大程度上取決于機械連接部位（如壓縮機中體支撐剛度、洗滌罐與撬體梁表面連接剛度、緩沖罐管嘴與相聯(lián)管道的連接剛度等）動(dòng)剛度的準確性。如果這些剛度值取得過(guò)大，計算得到的機組固有頻率就偏高，把實(shí)際不滿(mǎn)足“2.4倍頻”要求的頻率計算成滿(mǎn)足“2.4倍頻”要求的頻率，給機組運行帶來(lái)隱患。如果這些剛度值取得過(guò)小，計算的系統固有頻率就偏低，從而導致不必要的設計改進(jìn)。所以，如何確定這些關(guān)鍵部位的連接剛度，直接影響到了機組設計方案的好壞。這也是我們一直提倡并實(shí)施用有限元方法計算這些關(guān)鍵部位動(dòng)剛度的原因。
2.4.4 管道柔性和熱應力分析
管道柔性和熱應力分析不是API 618第五版方法3中要求的必需分析內容，但實(shí)際上越來(lái)越成為機組成撬設計和安全使用中的一個(gè)重要部分。這不僅是因為一般需要提供管道在撬邊交接點(diǎn)的力和力矩值，以實(shí)現與撬外管道的安全連接，而該值需要通過(guò)管道柔性和熱應力分析才能得到。更重要的是，撬內管道的柔性和熱應力狀態(tài)同樣也會(huì )影響機組的安全運行。管道布置柔性不好和熱應力過(guò)大，嚴重時(shí)會(huì )損壞管道支撐，引起機組系統機械固有頻率的改變以及機組振動(dòng)，同時(shí)還會(huì )導致容器、設備管嘴連接部位變形過(guò)大甚至破壞管嘴連接。所以，目前越來(lái)越多的壓縮機組成撬廠(chǎng)家和z*終用戶(hù)開(kāi)始要求進(jìn)行該部分的分析工作，從而達到控制振動(dòng)和熱應力的雙重目標，以確保機組系統的安全運行。
3.API 618方法3分析實(shí)例
以某注氣壓縮機組為例，說(shuō)明如何進(jìn)行完整的API 618 方法3分析。該壓縮機組的總體布置設計如圖2所示，主要技術(shù)參數如下：
型式：臥式雙列三級雙作用
功率：1800 kW
排量：35-40萬(wàn)方/天（天然氣）
進(jìn)氣壓力：1.45 MPa
排氣壓力：28 MPa
氣缸直徑：一級φ245mm；二級φ180mm；三級φ135mm
活塞行程：139.7
壓縮機轉速：990轉/分
3.1 氣流脈動(dòng)分析即第1至第3部分分析
API 618方法3分析的第一步是建立機組系統的氣流脈動(dòng)分析模型，通過(guò)分析確定緩沖罐尺寸等脈動(dòng)控制措施，并檢查壓力脈動(dòng)、壓降和脈動(dòng)不平衡力等是否滿(mǎn)足標準要求。該分析工作復蓋了方法3流程圖中所示的第1至第3部分。作為示例，圖3顯示了該機組一級進(jìn)氣系統的脈動(dòng)分析模型及壓力脈動(dòng)分析結果。機組中間級及z*后級也建立同樣的分析模型進(jìn)行分析。
3.2 機械振動(dòng)分析部分（3a部分）- 固有頻率計算
機械分析工作的第一步是建立機組系統的分析模型，計算壓縮機集氣室部分（包括中體、氣缸、進(jìn)氣和排氣緩沖罐、洗滌罐等）和管道系統的固有頻率，并將其與機組運行速度相對應的激振頻率進(jìn)行比較。需要注意的是，固有頻率計算不是只對管道系統進(jìn)行，還包括壓縮機集氣室部分，因為該部分z*低固有頻率在一般情況下都是低于2.4倍壓縮機運行頻率的。作為示例，圖4顯示了機組系統的第一階固有頻率和振型（主要變形發(fā)生在分離器-進(jìn)氣緩沖罐段），其固有頻率為系統運行轉速的2倍。圖5所示的分析結果表明，z*低系統頻率并不在2.4倍壓縮機運行頻率之上，其它頻率也沒(méi)有完全避開(kāi)壓縮機運行頻率的倍頻數范圍，因而力響應分析（3b部分）需要被執行。
3.3 機械振動(dòng)分析部分（3b部分）-力響應分析
在機械振動(dòng)分析部分的力響應分析中，壓縮機集氣室系統的激振力為氣流脈動(dòng)引起的不平衡力和氣缸內的氣體力，管道系統的激振力為氣流脈動(dòng)引起的不平衡力。把上述激振力施加到系統模型上，通過(guò)強迫振動(dòng)分析，計算系統的動(dòng)態(tài)響應（位移、加速度和動(dòng)應力）。作為示例，圖6顯示了計算得到的機組動(dòng)態(tài)位移響應。
3.4 機組系統的熱應力分析
對由壓力、重力和溫度熱膨脹載荷引起的管道應力和設備管嘴載荷進(jìn)行分析計算，以確認機組在滿(mǎn)足振動(dòng)控制的前提下，同時(shí)滿(mǎn)足ASME B31.3管道柔性和熱應力要求，以及設備管嘴載荷滿(mǎn)足廠(chǎng)家規定的z*大值要求。作為示例，圖7顯示了機組系統的熱應力分析結果。
以上分析包括了API 618方法3的全部分析內容。從而保證了機組的設計滿(mǎn)足壓力脈動(dòng)、壓降、脈動(dòng)不平衡力、管道柔性和熱應力、以及設備管嘴載荷等相關(guān)標準要求。
4.結論
本文詳細介紹了API 618第五版方法3分析的完整內容，并以項目實(shí)例說(shuō)明了對往復式壓縮機組進(jìn)行API 618第五版方法3分析，避免機組出現振動(dòng)問(wèn)題的一般過(guò)程。同時(shí)討論了API 618第五版方法3與第四版M2-M7分析之間的關(guān)系，以及在進(jìn)行方法3分析中需要關(guān)注的動(dòng)剛度計算等重點(diǎn)。為往復式壓縮機組的設計和使用人員，正確理解和應用API 618第五版方法3提供了技術(shù)參考依據。
作者簡(jiǎn)介：
徐宜桂，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機撬及管道工程公司，http://www.zcppe.com, E-mail: [email protected]
孫成憲，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機撬及管道工程公司
盧福志，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機撬及管道工程公司
胡巍，碩士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機撬及管道工程公司
參考文獻
1.API Standard 618 -- 5th ed., Washington: American Petroleum Institute, 2007.
2.API Standard 618 -- 4th ed., Washington: American Petroleum Institute, 1995.
3.Advanced Reciprocating Compression Technology (ARCT), Final Report, SwRI@Projectt No. 18.11052, Southwest Research Institute, 2005.
4.William J. Palm III., Mechanical Vibration, John Wiley & Sons, Inc. USA, 2005.
5.ASME B31.3 Process Piping: Code for Pressure Piping. New York: ASME, 1996.
6.Bentley PULS v.8.9.0.28, User's Manual, 2007
Bentley AutoPIPE V8i, User's Manual, 2008
【壓縮機網(wǎng)】1.引言
對往復式壓縮機組進(jìn)行API 618分析設計已成為業(yè)界共識。目前廣泛應用的API 618第五版標準提供了三種設計方法，即方法1、方法2和方法3，以控制壓縮機組的氣流脈動(dòng)和機械振動(dòng)。其中方法1是根據經(jīng)驗公式設計緩沖罐尺寸。方法2是對機組系統建立氣流脈動(dòng)分析模型進(jìn)行分析，計算得到壓力脈動(dòng)、壓降和脈動(dòng)不平衡力等值，從而確定脈動(dòng)控制措施。同時(shí)，也對管道、容器支撐設計進(jìn)行審核，避免管道系統的共振。方法3是在方法2的基礎上，增加壓縮機系統（包括脈動(dòng)控制裝置）和管道系統的機械振動(dòng)和力響應分析。三種方法的適用范圍，由機組的排氣絕對壓力和每個(gè)氣缸的額定功率確定，如表1所示。
方法3代表了API 618第五版分析設計的z*高要求。因而，正確理解和完整掌握API 618第五版方法3對往復式壓縮機組的成撬設計和安全使用十分重要。
2.API 618 第五版方法3介紹
2.1 方法3簡(jiǎn)介
API 618第五版方法3包括氣流脈動(dòng)分析、管道支撐約束分析以及機械分析（包括必要時(shí)的力響應分析）。方法3是在方法2的基礎上，增加壓縮機和管道系統的機械分析（包括必要時(shí)的力響應分析）所形成的。其目的是通過(guò)使用氣流脈動(dòng)和機械振動(dòng)控制分析相結合的方法，得到z*有效和z*經(jīng)濟的系統設計。
氣流脈動(dòng)分析是根據方法1中給出的經(jīng)驗公式初步確定緩沖罐尺寸，然后建立氣流脈動(dòng)分析模型進(jìn)行分析，從而確定脈動(dòng)控制措施，即緩沖罐外部尺寸和內部濾波管、阻板設計，孔板位置和尺寸設計等。系統的氣流脈動(dòng)分析模型包括壓縮機部分和管道部分。其中壓縮機部分的模型一般包括活塞和閥門(mén)的運動(dòng)性能、氣缸氣體通道以及脈動(dòng)控制裝置等，結束點(diǎn)為脈動(dòng)控制裝置如緩沖罐連接管道的管嘴法蘭。管道部分的模型包括連接管道以及級間冷卻器等。如果只對壓縮機部分的模型進(jìn)行氣流脈動(dòng)分析，則稱(chēng)為“預分析”，也稱(chēng)為“脈動(dòng)聲阻分析”或“緩沖罐檢查”。這種分析一般發(fā)生在還沒(méi)有完成管道系統設計，但需要確定脈動(dòng)控制措施的情況下。如果管道系統設計已經(jīng)完成，一般就不再進(jìn)行這種“預分析”，直接對系統全模型（包括壓縮機和管道部分）進(jìn)行分析即可。通過(guò)氣流脈動(dòng)分析可以確定脈動(dòng)控制措施，并檢查相應的壓力脈動(dòng)、壓降和脈動(dòng)不平衡力等值是否滿(mǎn)足標準要求。如不滿(mǎn)足，則修改脈動(dòng)控制措施或系統設計，直到滿(mǎn)足要求為止。
管道支撐約束分析是在完成氣流脈動(dòng)分析后，對機組的機械系統進(jìn)行審核，以及計算管道和容器部分的固有頻率。其目的是通過(guò)調整管道支撐間距，改變管道系統的固有頻率，從而避免發(fā)生機械共振。
機械分析是方法3在方法2（即上述的氣流脈動(dòng)分析和管道支撐約束分析）基礎上增加的部分。機械分析分為兩部分，即3a部分和3b（3b1、3b2）部分。3a部分就是計算壓縮機和管道系統的機械固有頻率分析，以檢查系統的頻率避開(kāi)度，以及脈動(dòng)控制裝置中的脈動(dòng)不平衡力是否滿(mǎn)足要求。3b部分中的3b1是計算壓縮機及脈動(dòng)控制裝置部分的力響應，3b2是計算管道系統的力響應，以確定壓縮機和管道系統是否滿(mǎn)足要求的振動(dòng)水平和循環(huán)應力標準值。
如果力響應分析結果滿(mǎn)足標準要求，方法3分析即完成。否則，需要更改脈動(dòng)控制措施或系統設計，重新分析，直到滿(mǎn)足要求為止。
2.1 方法3流程圖
完整的方法3流程圖如圖1所示。該圖是按照API 618第五版標準中的方法3流程圖翻譯過(guò)來(lái)的。其中條款7.9.3.2給出了使用API 618第五版方法1時(shí)，確定緩沖罐初步尺寸的經(jīng)驗公式。條款7.9.4.2.2給出了使用API 618第五版方法1確定緩沖罐初步尺寸時(shí)，系統需要滿(mǎn)足的管道壓力脈動(dòng)和z*大允許壓降要求。條款7.9.4.2.3.4給出了在沒(méi)有完成管道布置的情況下進(jìn)行氣流脈動(dòng)預分析時(shí)，管道系統允許的z*大壓力脈動(dòng)值。條款7.9.4.2.5.3.1c給出了進(jìn)行預分析時(shí)，管道系統允許的z*大壓降值。條款7.9.4.2.3.5給出了在已經(jīng)完成管道布置的情況下進(jìn)行完整的氣流脈動(dòng)分析時(shí)，系統需要滿(mǎn)足的要求條款或設計改進(jìn)。條款7.9.4.2.5.2.1給出了壓縮機氣缸法蘭處允許的z*大壓力脈動(dòng)值。條款7.9.4.2.5.2.2.2給出了壓縮機一級進(jìn)氣、中間級和z*終排氣管道系統允許的z*大壓力脈動(dòng)值。條款7.9.4.2.5.3.1給出了系統因使用脈動(dòng)控制措施而引起的z*大允許壓降值。條款7.9.4.2.5.2.3給出了經(jīng)雙方協(xié)商同意超過(guò)條款7.9.4.2.5.2規定的壓力脈動(dòng)允許值，但需要滿(mǎn)足的其它條款要求。條款7.9.4.2.5.3.1c給出了經(jīng)雙方協(xié)商同意超過(guò)條款7.9.4.2.5.3.1規定的壓降允許值，但需要滿(mǎn)足的其它條款要求。
條款7.9.4.2.4.2是API 618第五版方法3中重要的步驟3a，即計算壓縮機和管道系統的機械固有頻率分析，以避開(kāi)與系統激振力的共振。同時(shí)給出了系統需要滿(mǎn)足的頻率避開(kāi)度和不平衡脈動(dòng)力允許值要求條款（即7.9.4.2.5.3.2和7.9.4.2.5.2.3條款）。條款7.9.4.2.5.3.2給出了壓縮機和管道系統的頻率避開(kāi)度要求，即系統z*小固有頻率應高于機組z*高運行轉速的2.4倍（就是我們常說(shuō)的2.4倍頻要求），以及如果2.4倍頻要求不能滿(mǎn)足或高階頻率處有大的激振力時(shí)，系統的機械固有頻率與系統的激振力至少有20%的頻率避開(kāi)度。條款7.9.4.2.5.2.3.3給出了在非共振條件下，安裝在氣缸上的脈動(dòng)控制裝置（一般是緩沖罐）中的z*大允許脈動(dòng)不平衡力值。
條款7.9.4.2.4.3是API 618第五版方法3中重要的步驟3b1，即在脈動(dòng)控制裝置不能滿(mǎn)足系統固有頻率與激振力頻率避開(kāi)度，或脈動(dòng)不平衡力允許值要求的情況下，進(jìn)行壓縮機及脈動(dòng)控制裝置部分的力響應分析，以滿(mǎn)足疲勞循環(huán)應力允許值（即7.9.4.2.5.2.5條款要求）和壓縮機廠(chǎng)家提出的振動(dòng)水平允許值。條款7.9.4.2.5.2.5.1給出了允許的z*大循環(huán)應力標準值。
條款7.9.4.2.4.4是API 618第五版方法3中重要的步驟3b2，即在管道系統不能滿(mǎn)足系統固有頻率與激振力頻率避開(kāi)度，或脈動(dòng)不平衡力允許值要求的情況下，進(jìn)行管道系統的力響應分析，以滿(mǎn)足振動(dòng)水平和疲勞循環(huán)應力允許值要求（分別按7.9.4.2.5.2.4 和7.9.4.2.5.2.5條款要求）。條款7.9.4.2.5.2.4給出了管道系統允許的振動(dòng)水平標準。條款7.9.4.2.5.2.5.1 給出了允許的z*大循環(huán)應力標準值。
關(guān)于上述條款的更詳細內容和解釋?zhuān)梢?jiàn)API 618第五版標準。
2.3 方法3與API 618第四版中M1-M7的相互關(guān)系
為便于說(shuō)明，將圖1中API 618方法3分解為6個(gè)部分，每個(gè)部分以圓圈內的紅色數字表示。其中第1部分即為API 618的方法1，對應第四版的M1分析。第2部分為預分析。第3部分為系統的氣流脈動(dòng)分析，對應第四版的M2和M3分析。第4部分為計算壓縮機和管道系統的機械固有頻率，對應第四版的M4和M5分析。第5部分為進(jìn)行壓縮機系統的力響應分析，對應第四版的M6分析。第6部分為進(jìn)行管道系統的力響應分析，對應第四版的M7的分析。第四版中M8-M11分析，在第五版中均有提及，但不是必須的強制分析內容。
2.4 關(guān)于方法3的討論
API 618方法3第1至第3部分分析為氣流脈動(dòng)分析，自第4部分及以后為機械振動(dòng)分析。目前，對氣流脈動(dòng)分析部分，基本認識和分析方法一致。但對機械振動(dòng)分析部分，則有不同認識，導致不同的分析思路和設計考慮。
2.4.1 在方法3中省略第5和第6部分的力響應分析
從圖1可以看出，一個(gè)完整的方法3分析要經(jīng)過(guò)第1至第6部分所有的步驟。但在完成第4部分（即3a部分）分析后，如果滿(mǎn)足下面相關(guān)要求，可以不做3b（3b1、3b2）部分的力響應分析，即省略第5和第6部分的力響應分析。此時(shí)，方法3的分析簡(jiǎn)化成“方法2加第四版M5的分析”。
這些相關(guān)要求包括：（1）壓縮機和管道系統的z*小機械固有頻率分析，應高于機組z*高運行轉速的2.4倍。（2）如果2.4倍頻要求不能滿(mǎn)足或高階頻率處有大的激振力時(shí)，系統的機械固有頻率與激振力至少有20%的頻率避開(kāi)度。（3）在所有非共振條件下，安裝在氣缸上的脈動(dòng)控制裝置中的z*大允許脈動(dòng)不平衡力滿(mǎn)足規定要求。
為了滿(mǎn)足上面3個(gè)條件，往往需要對機組機械系統施加較多的機械支撐和約束，以提高系統的支撐剛度和頻率。但這樣做，在實(shí)際工程中容易出現一些困難。s*先，對管道系統、氣缸、進(jìn)氣緩沖罐和進(jìn)氣洗滌罐等施加較多的支撐，勢必對本來(lái)就有限的壓縮機撬空間提出更大挑戰，對海洋平臺上的機組尤為如此。其次，較多的支撐約束有時(shí)會(huì )導致管道系統柔性下降、熱應力過(guò)大，造成管夾崩壞、管嘴變形過(guò)大甚至破壞等新的問(wèn)題。此外，過(guò)度的支撐和約束設計也增加了機組建造成本，以及帶來(lái)維修上的不方便。
所以，盡管API 618方法3容許在滿(mǎn)足相關(guān)條件的情況下，省略第5和第6部分的力響應分析，即進(jìn)行“方法2加第四版M5的分析”，但從機組的z*后設計效果來(lái)看，其是否為一個(gè)值得推薦的做法還有待商榷。當然，如機組在初步設計時(shí)即自動(dòng)滿(mǎn)足上面3個(gè)條件，則方法3中的第5和第6部分的力響應分析可省略不做，但這種情況在實(shí)際工程中一般較少出現。
2.4.2 在方法3中省略第4部分的壓縮機部分固有頻率分析和第5及第6部分的力響應分析
這樣的分析實(shí)際上是API 618方法2分析，不是API 618方法3分析。也就是說(shuō)，在任何情況下，方法3必須包括壓縮機部分固有頻率分析（即第四版M5的分析）。沒(méi)有該部分的分析不能稱(chēng)之為方法3分析。
2.4.3 機械連接部位的動(dòng)剛度對系統固有頻率計算結果的影響
在A(yíng)PI 618方法3機械振動(dòng)分析中，計算結果的精度在很大程度上取決于機械連接部位（如壓縮機中體支撐剛度、洗滌罐與撬體梁表面連接剛度、緩沖罐管嘴與相聯(lián)管道的連接剛度等）動(dòng)剛度的準確性。如果這些剛度值取得過(guò)大，計算得到的機組固有頻率就偏高，把實(shí)際不滿(mǎn)足“2.4倍頻”要求的頻率計算成滿(mǎn)足“2.4倍頻”要求的頻率，給機組運行帶來(lái)隱患。如果這些剛度值取得過(guò)小，計算的系統固有頻率就偏低，從而導致不必要的設計改進(jìn)。所以，如何確定這些關(guān)鍵部位的連接剛度，直接影響到了機組設計方案的好壞。這也是我們一直提倡并實(shí)施用有限元方法計算這些關(guān)鍵部位動(dòng)剛度的原因。
2.4.4 管道柔性和熱應力分析
管道柔性和熱應力分析不是API 618第五版方法3中要求的必需分析內容，但實(shí)際上越來(lái)越成為機組成撬設計和安全使用中的一個(gè)重要部分。這不僅是因為一般需要提供管道在撬邊交接點(diǎn)的力和力矩值，以實(shí)現與撬外管道的安全連接，而該值需要通過(guò)管道柔性和熱應力分析才能得到。更重要的是，撬內管道的柔性和熱應力狀態(tài)同樣也會(huì )影響機組的安全運行。管道布置柔性不好和熱應力過(guò)大，嚴重時(shí)會(huì )損壞管道支撐，引起機組系統機械固有頻率的改變以及機組振動(dòng)，同時(shí)還會(huì )導致容器、設備管嘴連接部位變形過(guò)大甚至破壞管嘴連接。所以，目前越來(lái)越多的壓縮機組成撬廠(chǎng)家和z*終用戶(hù)開(kāi)始要求進(jìn)行該部分的分析工作，從而達到控制振動(dòng)和熱應力的雙重目標，以確保機組系統的安全運行。
3.API 618方法3分析實(shí)例
以某注氣壓縮機組為例，說(shuō)明如何進(jìn)行完整的API 618 方法3分析。該壓縮機組的總體布置設計如圖2所示，主要技術(shù)參數如下：
型式：臥式雙列三級雙作用
功率：1800 kW
排量：35-40萬(wàn)方/天（天然氣）
進(jìn)氣壓力：1.45 MPa
排氣壓力：28 MPa
氣缸直徑：一級φ245mm；二級φ180mm；三級φ135mm
活塞行程：139.7
壓縮機轉速：990轉/分
3.1 氣流脈動(dòng)分析即第1至第3部分分析
API 618方法3分析的第一步是建立機組系統的氣流脈動(dòng)分析模型，通過(guò)分析確定緩沖罐尺寸等脈動(dòng)控制措施，并檢查壓力脈動(dòng)、壓降和脈動(dòng)不平衡力等是否滿(mǎn)足標準要求。該分析工作復蓋了方法3流程圖中所示的第1至第3部分。作為示例，圖3顯示了該機組一級進(jìn)氣系統的脈動(dòng)分析模型及壓力脈動(dòng)分析結果。機組中間級及z*后級也建立同樣的分析模型進(jìn)行分析。
3.2 機械振動(dòng)分析部分（3a部分）- 固有頻率計算
機械分析工作的第一步是建立機組系統的分析模型，計算壓縮機集氣室部分（包括中體、氣缸、進(jìn)氣和排氣緩沖罐、洗滌罐等）和管道系統的固有頻率，并將其與機組運行速度相對應的激振頻率進(jìn)行比較。需要注意的是，固有頻率計算不是只對管道系統進(jìn)行，還包括壓縮機集氣室部分，因為該部分z*低固有頻率在一般情況下都是低于2.4倍壓縮機運行頻率的。作為示例，圖4顯示了機組系統的第一階固有頻率和振型（主要變形發(fā)生在分離器-進(jìn)氣緩沖罐段），其固有頻率為系統運行轉速的2倍。圖5所示的分析結果表明，z*低系統頻率并不在2.4倍壓縮機運行頻率之上，其它頻率也沒(méi)有完全避開(kāi)壓縮機運行頻率的倍頻數范圍，因而力響應分析（3b部分）需要被執行。
3.3 機械振動(dòng)分析部分（3b部分）-力響應分析
在機械振動(dòng)分析部分的力響應分析中，壓縮機集氣室系統的激振力為氣流脈動(dòng)引起的不平衡力和氣缸內的氣體力，管道系統的激振力為氣流脈動(dòng)引起的不平衡力。把上述激振力施加到系統模型上，通過(guò)強迫振動(dòng)分析，計算系統的動(dòng)態(tài)響應（位移、加速度和動(dòng)應力）。作為示例，圖6顯示了計算得到的機組動(dòng)態(tài)位移響應。
3.4 機組系統的熱應力分析
對由壓力、重力和溫度熱膨脹載荷引起的管道應力和設備管嘴載荷進(jìn)行分析計算，以確認機組在滿(mǎn)足振動(dòng)控制的前提下，同時(shí)滿(mǎn)足ASME B31.3管道柔性和熱應力要求，以及設備管嘴載荷滿(mǎn)足廠(chǎng)家規定的z*大值要求。作為示例，圖7顯示了機組系統的熱應力分析結果。
以上分析包括了API 618方法3的全部分析內容。從而保證了機組的設計滿(mǎn)足壓力脈動(dòng)、壓降、脈動(dòng)不平衡力、管道柔性和熱應力、以及設備管嘴載荷等相關(guān)標準要求。
4.結論
本文詳細介紹了API 618第五版方法3分析的完整內容，并以項目實(shí)例說(shuō)明了對往復式壓縮機組進(jìn)行API 618第五版方法3分析，避免機組出現振動(dòng)問(wèn)題的一般過(guò)程。同時(shí)討論了API 618第五版方法3與第四版M2-M7分析之間的關(guān)系，以及在進(jìn)行方法3分析中需要關(guān)注的動(dòng)剛度計算等重點(diǎn)。為往復式壓縮機組的設計和使用人員，正確理解和應用API 618第五版方法3提供了技術(shù)參考依據。
作者簡(jiǎn)介：
徐宜桂，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機撬及管道工程公司，http://www.zcppe.com, E-mail: [email protected]
孫成憲，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機撬及管道工程公司
盧福志，博士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機撬及管道工程公司
胡巍，碩士，注冊工程師，加拿大中加壓縮機撬及管道工程公司
參考文獻
1.API Standard 618 -- 5th ed., Washington: American Petroleum Institute, 2007.
2.API Standard 618 -- 4th ed., Washington: American Petroleum Institute, 1995.
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