【壓縮機網】1.引言
對往復式壓縮機組進行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和機械振動。其中方法1是根據經驗公式設計緩沖罐尺寸。方法2是對機組系統(tǒng)建立氣流脈動分析模型進行分析，計算得到壓力脈動、壓降和脈動不平衡力等值，從而確定脈動控制措施。同時，也對管道、容器支撐設計進行審核，避免管道系統(tǒng)的共振。方法3是在方法2的基礎上，增加壓縮機系統(tǒng)（包括脈動控制裝置）和管道系統(tǒng)的機械振動和力響應分析。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簡介
API 618第五版方法3包括氣流脈動分析、管道支撐約束分析以及機械分析（包括必要時的力響應分析）。方法3是在方法2的基礎上，增加壓縮機和管道系統(tǒng)的機械分析（包括必要時的力響應分析）所形成的。其目的是通過使用氣流脈動和機械振動控制分析相結合的方法，得到z*有效和z*經濟的系統(tǒng)設計。
氣流脈動分析是根據方法1中給出的經驗公式初步確定緩沖罐尺寸，然后建立氣流脈動分析模型進行分析，從而確定脈動控制措施，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(tǒng)的氣流脈動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的運動性能、氣缸氣體通道以及脈動控制裝置等，結束點為脈動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行氣流脈動分析，則稱為“預分析”，也稱為“脈動聲阻分析”或“緩沖罐檢查”。這種分析一般發(fā)生在還沒有完成管道系統(tǒng)設計，但需要確定脈動控制措施的情況下。如果管道系統(tǒng)設計已經完成，一般就不再進行這種“預分析”，直接對系統(tǒng)全模型（包括壓縮機和管道部分）進行分析即可。通過氣流脈動分析可以確定脈動控制措施，并檢查相應的壓力脈動、壓降和脈動不平衡力等值是否滿足標準要求。如不滿足，則修改脈動控制措施或系統(tǒng)設計，直到滿足要求為止。
管道支撐約束分析是在完成氣流脈動分析后，對機組的機械系統(tǒng)進行審核，以及計算管道和容器部分的固有頻率。其目的是通過調整管道支撐間距，改變管道系統(tǒng)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(tǒng)的機械固有頻率分析，以檢查系統(tǒng)的頻率避開度，以及脈動控制裝置中的脈動不平衡力是否滿足要求。3b部分中的3b1是計算壓縮機及脈動控制裝置部分的力響應，3b2是計算管道系統(tǒng)的力響應，以確定壓縮機和管道系統(tǒng)是否滿足要求的振動水平和循環(huán)應力標準值。
如果力響應分析結果滿足標準要求，方法3分析即完成。否則，需要更改脈動控制措施或系統(tǒng)設計，重新分析，直到滿足要求為止。
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流程圖翻譯過來的。其中條款7.9.3.2給出了使用API 618第五版方法1時，確定緩沖罐初步尺寸的經驗公式。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，系統(tǒng)需要滿足的管道壓力脈動和z*大允許壓降要求。條款7.9.4.2.3.4給出了在沒有完成管道布置的情況下進行氣流脈動預分析時，管道系統(tǒng)允許的z*大壓力脈動值。條款7.9.4.2.5.3.1c給出了進行預分析時，管道系統(tǒng)允許的z*大壓降值。條款7.9.4.2.3.5給出了在已經完成管道布置的情況下進行完整的氣流脈動分析時，系統(tǒng)需要滿足的要求條款或設計改進。條款7.9.4.2.5.2.1給出了壓縮機氣缸法蘭處允許的z*大壓力脈動值。條款7.9.4.2.5.2.2.2給出了壓縮機一級進氣、中間級和z*終排氣管道系統(tǒng)允許的z*大壓力脈動值。條款7.9.4.2.5.3.1給出了系統(tǒng)因使用脈動控制措施而引起的z*大允許壓降值。條款7.9.4.2.5.2.3給出了經雙方協(xié)商同意超過條款7.9.4.2.5.2規(guī)定的壓力脈動允許值，但需要滿足的其它條款要求。條款7.9.4.2.5.3.1c給出了經雙方協(xié)商同意超過條款7.9.4.2.5.3.1規(guī)定的壓降允許值，但需要滿足的其它條款要求。
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(tǒng)的機械固有頻率分析，以避開與系統(tǒng)激振力的共振。同時給出了系統(tǒng)需要滿足的頻率避開度和不平衡脈動力允許值要求條款（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(tǒng)的頻率避開度要求，即系統(tǒng)z*小固有頻率應高于機組z*高運行轉速的2.4倍（就是我們常說的2.4倍頻要求），以及如果2.4倍頻要求不能滿足或高階頻率處有大的激振力時，系統(tǒng)的機械固有頻率與系統(tǒng)的激振力至少有20%的頻率避開度。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控制裝置（一般是緩沖罐）中的z*大允許脈動不平衡力值。
條款7.9.4.2.4.3是API 618第五版方法3中重要的步驟3b1，即在脈動控制裝置不能滿足系統(tǒng)固有頻率與激振力頻率避開度，或脈動不平衡力允許值要求的情況下，進行壓縮機及脈動控制裝置部分的力響應分析，以滿足疲勞循環(huán)應力允許值（即7.9.4.2.5.2.5條款要求）和壓縮機廠家提出的振動水平允許值。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(tǒng)不能滿足系統(tǒng)固有頻率與激振力頻率避開度，或脈動不平衡力允許值要求的情況下，進行管道系統(tǒng)的力響應分析，以滿足振動水平和疲勞循環(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(tǒng)允許的振動水平標準。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。
關于上述條款的更詳細內容和解釋，可見API 618第五版標準。
2.3 方法3與API 618第四版中M1-M7的相互關系
為便于說明，將圖1中API 618方法3分解為6個部分，每個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(tǒng)的氣流脈動分析，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(tǒng)的機械固有頻率，對應第四版的M4和M5分析。第5部分為進行壓縮機系統(tǒng)的力響應分析，對應第四版的M6分析。第6部分為進行管道系統(tǒng)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分析，自第4部分及以后為機械振動分析。目前，對氣流脈動分析部分，基本認識和分析方法一致。但對機械振動分析部分，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，一個完整的方法3分析要經過第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，如果滿足下面相關要求，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，方法3的分析簡化成“方法2加第四版M5的分析”。
這些相關要求包括：（1）壓縮機和管道系統(tǒng)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倍頻要求不能滿足或高階頻率處有大的激振力時，系統(tǒng)的機械固有頻率與激振力至少有20%的頻率避開度。（3）在所有非共振條件下，安裝在氣缸上的脈動控制裝置中的z*大允許脈動不平衡力滿足規(guī)定要求。
為了滿足上面3個條件，往往需要對機組機械系統(tǒng)施加較多的機械支撐和約束，以提高系統(tǒng)的支撐剛度和頻率。但這樣做，在實際工程中容易出現一些困難。s*先，對管道系統(tǒng)、氣缸、進氣緩沖罐和進氣洗滌罐等施加較多的支撐，勢必對本來就有限的壓縮機撬空間提出更大挑戰(zhàn)，對海洋平臺上的機組尤為如此。其次，較多的支撐約束有時會導致管道系統(tǒng)柔性下降、熱應力過大，造成管夾崩壞、管嘴變形過大甚至破壞等新的問題。此外，過度的支撐和約束設計也增加了機組建造成本，以及帶來維修上的不方便。
所以，盡管API 618方法3容許在滿足相關條件的情況下，省略第5和第6部分的力響應分析，即進行“方法2加第四版M5的分析”，但從機組的z*后設計效果來看，其是否為一個值得推薦的做法還有待商榷。當然，如機組在初步設計時即自動滿足上面3個條件，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
這樣的分析實際上是API 618方法2分析，不是API 618方法3分析。也就是說，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）。沒有該部分的分析不能稱之為方法3分析。
2.4.3 機械連接部位的動剛度對系統(tǒng)固有頻率計算結果的影響
在API 618方法3機械振動分析中，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、緩沖罐管嘴與相聯管道的連接剛度等）動剛度的準確性。如果這些剛度值取得過大，計算得到的機組固有頻率就偏高，把實際不滿足“2.4倍頻”要求的頻率計算成滿足“2.4倍頻”要求的頻率，給機組運行帶來隱患。如果這些剛度值取得過小，計算的系統(tǒng)固有頻率就偏低，從而導致不必要的設計改進。所以，如何確定這些關鍵部位的連接剛度，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施用有限元方法計算這些關鍵部位動剛度的原因。
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，但實際上越來越成為機組成撬設計和安全使用中的一個重要部分。這不僅是因為一般需要提供管道在撬邊交接點的力和力矩值，以實現與撬外管道的安全連接，而該值需要通過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)同樣也會影響機組的安全運行。管道布置柔性不好和熱應力過大，嚴重時會損壞管道支撐，引起機組系統(tǒng)機械固有頻率的改變以及機組振動，同時還會導致容器、設備管嘴連接部位變形過大甚至破壞管嘴連接。所以，目前越來越多的壓縮機組成撬廠家和z*終用戶開始要求進行該部分的分析工作，從而達到控制振動和熱應力的雙重目標，以確保機組系統(tǒng)的安全運行。
3.API 618方法3分析實例
以某注氣壓縮機組為例，說明如何進行完整的API 618 方法3分析。該壓縮機組的總體布置設計如圖2所示，主要技術參數如下：
型式：臥式雙列三級雙作用
功率：1800 kW
排量：35-40萬方/天（天然氣）
進氣壓力：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(tǒng)的氣流脈動分析模型，通過分析確定緩沖罐尺寸等脈動控制措施，并檢查壓力脈動、壓降和脈動不平衡力等是否滿足標準要求。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氣系統(tǒng)的脈動分析模型及壓力脈動分析結果。機組中間級及z*后級也建立同樣的分析模型進行分析。
3.2 機械振動分析部分（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(tǒng)的分析模型，計算壓縮機集氣室部分（包括中體、氣缸、進氣和排氣緩沖罐、洗滌罐等）和管道系統(tǒng)的固有頻率，并將其與機組運行速度相對應的激振頻率進行比較。需要注意的是，固有頻率計算不是只對管道系統(tǒng)進行，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(tǒng)的第一階固有頻率和振型（主要變形發(fā)生在分離器-進氣緩沖罐段），其固有頻率為系統(tǒng)運行轉速的2倍。圖5所示的分析結果表明，z*低系統(tǒng)頻率并不在2.4倍壓縮機運行頻率之上，其它頻率也沒有完全避開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(zhí)行。
3.3 機械振動分析部分（3b部分）-力響應分析
在機械振動分析部分的力響應分析中，壓縮機集氣室系統(tǒng)的激振力為氣流脈動引起的不平衡力和氣缸內的氣體力，管道系統(tǒng)的激振力為氣流脈動引起的不平衡力。把上述激振力施加到系統(tǒng)模型上，通過強迫振動分析，計算系統(tǒng)的動態(tài)響應（位移、加速度和動應力）。作為示例，圖6顯示了計算得到的機組動態(tài)位移響應。
3.4 機組系統(tǒng)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行分析計算，以確認機組在滿足振動控制的前提下，同時滿足ASME B31.3管道柔性和熱應力要求，以及設備管嘴載荷滿足廠家規(guī)定的z*大值要求。作為示例，圖7顯示了機組系統(tǒng)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足壓力脈動、壓降、脈動不平衡力、管道柔性和熱應力、以及設備管嘴載荷等相關標準要求。
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，并以項目實例說明了對往復式壓縮機組進行API 618第五版方法3分析，避免機組出現振動問題的一般過程。同時討論了API 618第五版方法3與第四版M2-M7分析之間的關系，以及在進行方法3分析中需要關注的動剛度計算等重點。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提供了技術參考依據。
作者簡介：
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: jason.xu@zcppe.com
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】1.引言
對往復式壓縮機組進行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和機械振動。其中方法1是根據經驗公式設計緩沖罐尺寸。方法2是對機組系統(tǒng)建立氣流脈動分析模型進行分析，計算得到壓力脈動、壓降和脈動不平衡力等值，從而確定脈動控制措施。同時，也對管道、容器支撐設計進行審核，避免管道系統(tǒng)的共振。方法3是在方法2的基礎上，增加壓縮機系統(tǒng)（包括脈動控制裝置）和管道系統(tǒng)的機械振動和力響應分析。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簡介
API 618第五版方法3包括氣流脈動分析、管道支撐約束分析以及機械分析（包括必要時的力響應分析）。方法3是在方法2的基礎上，增加壓縮機和管道系統(tǒng)的機械分析（包括必要時的力響應分析）所形成的。其目的是通過使用氣流脈動和機械振動控制分析相結合的方法，得到z*有效和z*經濟的系統(tǒng)設計。
氣流脈動分析是根據方法1中給出的經驗公式初步確定緩沖罐尺寸，然后建立氣流脈動分析模型進行分析，從而確定脈動控制措施，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(tǒng)的氣流脈動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的運動性能、氣缸氣體通道以及脈動控制裝置等，結束點為脈動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行氣流脈動分析，則稱為“預分析”，也稱為“脈動聲阻分析”或“緩沖罐檢查”。這種分析一般發(fā)生在還沒有完成管道系統(tǒng)設計，但需要確定脈動控制措施的情況下。如果管道系統(tǒng)設計已經完成，一般就不再進行這種“預分析”，直接對系統(tǒng)全模型（包括壓縮機和管道部分）進行分析即可。通過氣流脈動分析可以確定脈動控制措施，并檢查相應的壓力脈動、壓降和脈動不平衡力等值是否滿足標準要求。如不滿足，則修改脈動控制措施或系統(tǒng)設計，直到滿足要求為止。
管道支撐約束分析是在完成氣流脈動分析后，對機組的機械系統(tǒng)進行審核，以及計算管道和容器部分的固有頻率。其目的是通過調整管道支撐間距，改變管道系統(tǒng)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(tǒng)的機械固有頻率分析，以檢查系統(tǒng)的頻率避開度，以及脈動控制裝置中的脈動不平衡力是否滿足要求。3b部分中的3b1是計算壓縮機及脈動控制裝置部分的力響應，3b2是計算管道系統(tǒng)的力響應，以確定壓縮機和管道系統(tǒng)是否滿足要求的振動水平和循環(huán)應力標準值。
如果力響應分析結果滿足標準要求，方法3分析即完成。否則，需要更改脈動控制措施或系統(tǒng)設計，重新分析，直到滿足要求為止。
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流程圖翻譯過來的。其中條款7.9.3.2給出了使用API 618第五版方法1時，確定緩沖罐初步尺寸的經驗公式。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，系統(tǒng)需要滿足的管道壓力脈動和z*大允許壓降要求。條款7.9.4.2.3.4給出了在沒有完成管道布置的情況下進行氣流脈動預分析時，管道系統(tǒng)允許的z*大壓力脈動值。條款7.9.4.2.5.3.1c給出了進行預分析時，管道系統(tǒng)允許的z*大壓降值。條款7.9.4.2.3.5給出了在已經完成管道布置的情況下進行完整的氣流脈動分析時，系統(tǒng)需要滿足的要求條款或設計改進。條款7.9.4.2.5.2.1給出了壓縮機氣缸法蘭處允許的z*大壓力脈動值。條款7.9.4.2.5.2.2.2給出了壓縮機一級進氣、中間級和z*終排氣管道系統(tǒng)允許的z*大壓力脈動值。條款7.9.4.2.5.3.1給出了系統(tǒng)因使用脈動控制措施而引起的z*大允許壓降值。條款7.9.4.2.5.2.3給出了經雙方協(xié)商同意超過條款7.9.4.2.5.2規(guī)定的壓力脈動允許值，但需要滿足的其它條款要求。條款7.9.4.2.5.3.1c給出了經雙方協(xié)商同意超過條款7.9.4.2.5.3.1規(guī)定的壓降允許值，但需要滿足的其它條款要求。
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(tǒng)的機械固有頻率分析，以避開與系統(tǒng)激振力的共振。同時給出了系統(tǒng)需要滿足的頻率避開度和不平衡脈動力允許值要求條款（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(tǒng)的頻率避開度要求，即系統(tǒng)z*小固有頻率應高于機組z*高運行轉速的2.4倍（就是我們常說的2.4倍頻要求），以及如果2.4倍頻要求不能滿足或高階頻率處有大的激振力時，系統(tǒng)的機械固有頻率與系統(tǒng)的激振力至少有20%的頻率避開度。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控制裝置（一般是緩沖罐）中的z*大允許脈動不平衡力值。
條款7.9.4.2.4.3是API 618第五版方法3中重要的步驟3b1，即在脈動控制裝置不能滿足系統(tǒng)固有頻率與激振力頻率避開度，或脈動不平衡力允許值要求的情況下，進行壓縮機及脈動控制裝置部分的力響應分析，以滿足疲勞循環(huán)應力允許值（即7.9.4.2.5.2.5條款要求）和壓縮機廠家提出的振動水平允許值。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(tǒng)不能滿足系統(tǒng)固有頻率與激振力頻率避開度，或脈動不平衡力允許值要求的情況下，進行管道系統(tǒng)的力響應分析，以滿足振動水平和疲勞循環(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(tǒng)允許的振動水平標準。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。
關于上述條款的更詳細內容和解釋，可見API 618第五版標準。
2.3 方法3與API 618第四版中M1-M7的相互關系
為便于說明，將圖1中API 618方法3分解為6個部分，每個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(tǒng)的氣流脈動分析，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(tǒng)的機械固有頻率，對應第四版的M4和M5分析。第5部分為進行壓縮機系統(tǒng)的力響應分析，對應第四版的M6分析。第6部分為進行管道系統(tǒng)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分析，自第4部分及以后為機械振動分析。目前，對氣流脈動分析部分，基本認識和分析方法一致。但對機械振動分析部分，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，一個完整的方法3分析要經過第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，如果滿足下面相關要求，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，方法3的分析簡化成“方法2加第四版M5的分析”。
這些相關要求包括：（1）壓縮機和管道系統(tǒng)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倍頻要求不能滿足或高階頻率處有大的激振力時，系統(tǒng)的機械固有頻率與激振力至少有20%的頻率避開度。（3）在所有非共振條件下，安裝在氣缸上的脈動控制裝置中的z*大允許脈動不平衡力滿足規(guī)定要求。
為了滿足上面3個條件，往往需要對機組機械系統(tǒng)施加較多的機械支撐和約束，以提高系統(tǒng)的支撐剛度和頻率。但這樣做，在實際工程中容易出現一些困難。s*先，對管道系統(tǒng)、氣缸、進氣緩沖罐和進氣洗滌罐等施加較多的支撐，勢必對本來就有限的壓縮機撬空間提出更大挑戰(zhàn)，對海洋平臺上的機組尤為如此。其次，較多的支撐約束有時會導致管道系統(tǒng)柔性下降、熱應力過大，造成管夾崩壞、管嘴變形過大甚至破壞等新的問題。此外，過度的支撐和約束設計也增加了機組建造成本，以及帶來維修上的不方便。
所以，盡管API 618方法3容許在滿足相關條件的情況下，省略第5和第6部分的力響應分析，即進行“方法2加第四版M5的分析”，但從機組的z*后設計效果來看，其是否為一個值得推薦的做法還有待商榷。當然，如機組在初步設計時即自動滿足上面3個條件，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
這樣的分析實際上是API 618方法2分析，不是API 618方法3分析。也就是說，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）。沒有該部分的分析不能稱之為方法3分析。
2.4.3 機械連接部位的動剛度對系統(tǒng)固有頻率計算結果的影響
在API 618方法3機械振動分析中，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、緩沖罐管嘴與相聯管道的連接剛度等）動剛度的準確性。如果這些剛度值取得過大，計算得到的機組固有頻率就偏高，把實際不滿足“2.4倍頻”要求的頻率計算成滿足“2.4倍頻”要求的頻率，給機組運行帶來隱患。如果這些剛度值取得過小，計算的系統(tǒng)固有頻率就偏低，從而導致不必要的設計改進。所以，如何確定這些關鍵部位的連接剛度，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施用有限元方法計算這些關鍵部位動剛度的原因。
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，但實際上越來越成為機組成撬設計和安全使用中的一個重要部分。這不僅是因為一般需要提供管道在撬邊交接點的力和力矩值，以實現與撬外管道的安全連接，而該值需要通過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)同樣也會影響機組的安全運行。管道布置柔性不好和熱應力過大，嚴重時會損壞管道支撐，引起機組系統(tǒng)機械固有頻率的改變以及機組振動，同時還會導致容器、設備管嘴連接部位變形過大甚至破壞管嘴連接。所以，目前越來越多的壓縮機組成撬廠家和z*終用戶開始要求進行該部分的分析工作，從而達到控制振動和熱應力的雙重目標，以確保機組系統(tǒng)的安全運行。
3.API 618方法3分析實例
以某注氣壓縮機組為例，說明如何進行完整的API 618 方法3分析。該壓縮機組的總體布置設計如圖2所示，主要技術參數如下：
型式：臥式雙列三級雙作用
功率：1800 kW
排量：35-40萬方/天（天然氣）
進氣壓力：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(tǒng)的氣流脈動分析模型，通過分析確定緩沖罐尺寸等脈動控制措施，并檢查壓力脈動、壓降和脈動不平衡力等是否滿足標準要求。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氣系統(tǒng)的脈動分析模型及壓力脈動分析結果。機組中間級及z*后級也建立同樣的分析模型進行分析。
3.2 機械振動分析部分（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(tǒng)的分析模型，計算壓縮機集氣室部分（包括中體、氣缸、進氣和排氣緩沖罐、洗滌罐等）和管道系統(tǒng)的固有頻率，并將其與機組運行速度相對應的激振頻率進行比較。需要注意的是，固有頻率計算不是只對管道系統(tǒng)進行，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(tǒng)的第一階固有頻率和振型（主要變形發(fā)生在分離器-進氣緩沖罐段），其固有頻率為系統(tǒng)運行轉速的2倍。圖5所示的分析結果表明，z*低系統(tǒng)頻率并不在2.4倍壓縮機運行頻率之上，其它頻率也沒有完全避開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(zhí)行。
3.3 機械振動分析部分（3b部分）-力響應分析
在機械振動分析部分的力響應分析中，壓縮機集氣室系統(tǒng)的激振力為氣流脈動引起的不平衡力和氣缸內的氣體力，管道系統(tǒng)的激振力為氣流脈動引起的不平衡力。把上述激振力施加到系統(tǒng)模型上，通過強迫振動分析，計算系統(tǒng)的動態(tài)響應（位移、加速度和動應力）。作為示例，圖6顯示了計算得到的機組動態(tài)位移響應。
3.4 機組系統(tǒng)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行分析計算，以確認機組在滿足振動控制的前提下，同時滿足ASME B31.3管道柔性和熱應力要求，以及設備管嘴載荷滿足廠家規(guī)定的z*大值要求。作為示例，圖7顯示了機組系統(tǒng)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足壓力脈動、壓降、脈動不平衡力、管道柔性和熱應力、以及設備管嘴載荷等相關標準要求。
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，并以項目實例說明了對往復式壓縮機組進行API 618第五版方法3分析，避免機組出現振動問題的一般過程。同時討論了API 618第五版方法3與第四版M2-M7分析之間的關系，以及在進行方法3分析中需要關注的動剛度計算等重點。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提供了技術參考依據。
作者簡介：
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: jason.xu@zcppe.com
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
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