摘　要：針對(duì)天然氣長(zhǎng)輸管線常用的往復(fù)式壓縮機(jī)工藝管線振動(dòng)嚴(yán)重超標(biāo)的問(wèn)題，通過(guò)對(duì)不同工況下關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)測(cè)試和壓力脈動(dòng)分析，結(jié)合測(cè)點(diǎn)的測(cè)試數(shù)據(jù)和頻譜特性，得出了壓力脈動(dòng)是導(dǎo)致管線振動(dòng)主要原因的認(rèn)識(shí)。為了控制壓力脈動(dòng)以消減激振力，根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)的工藝要求，提出了增加匯氣管的緩沖容積和改善管道配置的治理措施。完成整改后，再次進(jìn)行了關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)測(cè)試和壓力脈動(dòng)分析，數(shù)據(jù)表明：整改前后壓縮機(jī)在相同工況參數(shù)下運(yùn)行時(shí)，測(cè)點(diǎn)最大振動(dòng)位移由289.76mm降低到47.2mm；最大振動(dòng)速度由34.26mm／s降低到5.18mm／s；壓力脈動(dòng)也符合API618標(biāo)準(zhǔn)的要求。同時(shí)，管線的振動(dòng)烈度滿(mǎn)足多臺(tái)壓縮機(jī)同時(shí)運(yùn)行的要求，使得增壓站的天然氣處理量至少由67.41×10⁴m³／d提升到119.52×10⁴m³／d。該案例表明，對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行變工況振動(dòng)測(cè)試和頻譜特性分析，可方便地找出主要振動(dòng)源，為管道的減振治理提供依據(jù)。

關(guān)鍵詞：輸氣管道  往復(fù)式壓縮機(jī)  管線振動(dòng)  測(cè)試  頻譜分析  壓力脈動(dòng)  減振措施

Analysis and treatment of abnormal vibration of reciprocating compressor pipelines

Abstract：Aiming at the actual situation of the abnormal vibration of reciprocating compressor pipelines，the vibration measurement and pressure pulsation analysis were conducted under different operating conditions．Analysis of the test data and spectrum character istics showed that the major reason for abnormal pipeline vibration was excessive pressure pulsation．Combined with the site processing requirements，the vibration treatment measures to reduce vibration and control pressure pulsation were proposed by means of increasing the effective volume of gathering rnanifold and improving pipeline configuration-The Vibration and pressure pulsation measurements were also conducted after pipeline remodeling．The test data indicated that the maximum vibration displacement was reduced to 47.2mm from 289.76mm，the maximum vibration velocity was reduced to 5.18mm／s from 34.26mm／s，and the pressure pulsation met the requirements of API 618 standard，under the same operating parameters of the compressor before and after remodcling．Meanwhile，the pipeline vibration severity met the condition that more than one compressor ran simultaneously，and thus the processing capacity was improved to at least 119.52×10⁴m³／d from 67.41×10⁴m³／d．This ease study demonstrated that the key factors inducing excessive vibration can be easily found out through vibration measurement under different operating conditions and spectrum characteristics analysis．It also provides a reference for vibration elimination．

Keywords：Gas pipeline；Reciprocating compressors；Piping vibration；Measurement；Spectrum analysis；Pressure pulsation；Vibration elimjnation

壓縮機(jī)是輸氣管線的能量供給設(shè)備，是天然氣管道輸送的心臟。由于往復(fù)式壓縮機(jī)具有流量調(diào)節(jié)范圍大、壓縮比大、壓力適用范圍廣和效率高等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛用于天然氣管輸增壓和氣田開(kāi)采領(lǐng)域^[1]。然而往復(fù)式壓縮機(jī)吸、排氣的間歇性和周期性，加之管道存在彎頭、異徑管、三通管等因素，不可避免地會(huì)引起管內(nèi)流體壓力、流量、速度等參數(shù)的脈動(dòng)和沖擊^[2-3]。過(guò)大的氣流脈動(dòng)會(huì)增加壓縮機(jī)的功耗，引起管道及附件的強(qiáng)烈振動(dòng)，影響壓縮機(jī)的正常運(yùn)行，給設(shè)備留下了安全隱患。某增壓站由于配管設(shè)計(jì)的缺陷，管線出現(xiàn)了較大的振動(dòng)，部分壓縮機(jī)組無(wú)法運(yùn)行，實(shí)際處理能力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于設(shè)計(jì)規(guī)模，嚴(yán)蕈制約了，生產(chǎn)。

管道振動(dòng)系統(tǒng)包含有機(jī)械振動(dòng)系統(tǒng)和氣柱振動(dòng)系統(tǒng)，是一個(gè)典型的流固耦合振動(dòng)^[4]。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)管道機(jī)械振動(dòng)和氣流脈動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行過(guò)大量研究，為解決眾多工程問(wèn)題提供了理論和實(shí)踐基礎(chǔ)。在管道振動(dòng)控制工程應(yīng)用中，在控制管流脈動(dòng)、消減激振力、合理布置管道空間結(jié)構(gòu)、提高設(shè)備和結(jié)構(gòu)抗振能力方面，解決了很多工程實(shí)際問(wèn)題^[5-6]。針對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)工藝管線振動(dòng)超標(biāo)的情況，對(duì)管線關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)進(jìn)行變工況振動(dòng)測(cè)試，分析振動(dòng)數(shù)據(jù)和頻譜特性，找出振動(dòng)根源，并提出治理措施，完成減振效果評(píng)價(jià)。

1　振動(dòng)測(cè)試與原因分析

某增壓站是一座集采、集、輸、增壓功能為一體的大型集輸站，設(shè)計(jì)處理規(guī)模為183×10⁴m³／d，設(shè)計(jì)壓力為8.0MPa。壓縮機(jī)組由3臺(tái)(1號(hào)、2號(hào)、3號(hào))功率為1250kW和1臺(tái)(4號(hào))功率為1030kW的大型往復(fù)式壓縮機(jī)組成，壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)為水平對(duì)稱(chēng)平衡型，采用燃?xì)獍l(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。增壓站工藝管線布置情況如圖1所示，分離器出口管道與匯氣管連接，匯氣管出口管道與壓縮機(jī)連接。增壓站自投運(yùn)以來(lái)，壓縮機(jī)組運(yùn)行參數(shù)達(dá)到設(shè)計(jì)要求，但管道系統(tǒng)振動(dòng)異常，無(wú)法運(yùn)行多臺(tái)壓縮機(jī)組，嚴(yán)重制約了生產(chǎn)產(chǎn)量。雖采取了強(qiáng)化管道支承、加固連接底座等減振措施，但減振效果不佳。

導(dǎo)致管線振動(dòng)因素很多，主要有管線系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有頻率落在共振區(qū)引發(fā)的機(jī)械共振，管流的氣柱同有頻率落在共振區(qū)引發(fā)的氣柱共振，壓力脈動(dòng)過(guò)大引起的管道振動(dòng)，以及動(dòng)力平衡性差引起的振動(dòng)^[7]。為了全面分析工藝管線振動(dòng)的原因，根據(jù)機(jī)組的實(shí)際情況，采用便攜式振動(dòng)測(cè)試儀對(duì)管線的關(guān)鍵部位進(jìn)行了現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試。振動(dòng)測(cè)點(diǎn)1～5的位置及方向、壓力脈動(dòng)測(cè)點(diǎn)A的位置見(jiàn)圖1。測(cè)試工況為：①1號(hào)壓縮機(jī)在3種不同轉(zhuǎn)速下單臺(tái)運(yùn)行；②1號(hào)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為1050r／min，窄載和負(fù)載運(yùn)行；③測(cè)點(diǎn)A處的壓力脈動(dòng)測(cè)試。測(cè)試結(jié)果包括測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)位移、振動(dòng)速度、壓力脈動(dòng)以及測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度的頻譜特性。鑒于測(cè)試數(shù)據(jù)較多，只列出了具有代表性的測(cè)試結(jié)果，其中1號(hào)壓縮機(jī)運(yùn)行參數(shù)和測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)值分別見(jiàn)表1、2，測(cè)點(diǎn)4在Z方向的振動(dòng)速度頻譜見(jiàn)圖2。結(jié)合國(guó)內(nèi)外機(jī)械振動(dòng)測(cè)量與評(píng)價(jià)的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，確定管線振動(dòng)烈度級(jí)為18，振動(dòng)位移界限值為283mm，振動(dòng)速度界限值為17.8mm／s^[8-9]。

數(shù)據(jù)分析得出：①由表可知，測(cè)點(diǎn)2～4在Z向的振動(dòng)速度值超過(guò)界限值，管線的最大振動(dòng)方向是Z向，原因在于管流經(jīng)過(guò)測(cè)點(diǎn)2、5處彎頭時(shí)方向發(fā)生改變，產(chǎn)生較大的激振力，引起管線Z向上的振動(dòng)；②從圖2看出，在基頻(壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和壓縮缸作用方式對(duì)應(yīng)的激發(fā)頻率)成分上，測(cè)點(diǎn)4在Z方向的振動(dòng)速度與轉(zhuǎn)速有相同的變化趨勢(shì)，當(dāng)轉(zhuǎn)速由950r／min®1050r／min變化時(shí)，其他測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)位移、速度都有增加趨勢(shì)，初步判斷管線的振動(dòng)不是由機(jī)械結(jié)構(gòu)共振引起；③現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試發(fā)現(xiàn)，1號(hào)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為1050r／min時(shí)，空載時(shí)管線振動(dòng)強(qiáng)度很弱，而負(fù)載時(shí)管線振動(dòng)強(qiáng)度變大，說(shuō)明管線振動(dòng)是由壓力脈動(dòng)引起的；④由圖2可知，振動(dòng)速度頻譜圖的頻率成分單一，振動(dòng)頻譜主要集中在基頻成分上，其他倍頻或分頻成分上的振動(dòng)值很小甚至沒(méi)有，這是一種典型的由壓力脈動(dòng)引起的振動(dòng)頻譜圖；⑤1號(hào)壓縮機(jī)以轉(zhuǎn)速1050r／min運(yùn)行時(shí)，測(cè)點(diǎn)A處的波峰壓力為4.354MPa，波谷壓力為4.263MPa，壓力不均勻度為2.12％，由API 618標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算得出壓力脈動(dòng)的限制值為0.91％，由此可知管道的壓力脈動(dòng)嚴(yán)重超標(biāo)^[10]。綜上所述，管線振動(dòng)超標(biāo)的主要原因是壓力脈動(dòng)，過(guò)大的壓力脈動(dòng)產(chǎn)生了較大的激振力，使管道發(fā)生受迫振動(dòng)?，F(xiàn)場(chǎng)調(diào)研也發(fā)現(xiàn)匯氣管(管徑為400mm)的緩沖容積不夠，緩沖效果甚弱，加之匯氣管進(jìn)出口設(shè)置不盡合理，彎頭較多也是引起管線振動(dòng)的原因之一。

2　振動(dòng)治理措施

對(duì)氣體管道系統(tǒng)而言，忽略管壁和氣體之間的耦合，可近似認(rèn)為管道振動(dòng)是作用在管道上周期性激振力引起的受迫振動(dòng)，振動(dòng)運(yùn)動(dòng)微分方程為^[11]：

式中[M]、[C]和[K]分別為管道的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；

分別為管道質(zhì)點(diǎn)的加速度、速度和位移，{F}為外加激振力。

由式(1)可知，控制和消除管道振動(dòng)可從兩方面著手：①改變管道系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特性參數(shù)[M]、[C]和[K]，如增設(shè)平衡塊、采用阻尼隔振元件、增加支承剛度等；②消減激振力{F}，如增加彎頭曲率半徑、增加緩沖容積、安裝孔板等。由壓力脈動(dòng)引起的振動(dòng)通過(guò)強(qiáng)化支承、加固管線不會(huì)改變激振力大小，不能從根本上消減振動(dòng)。該增壓站前期已經(jīng)采取了改變管道系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)的減振措施，但均未解決振動(dòng)超標(biāo)的問(wèn)題，也證實(shí)了這一結(jié)論。

結(jié)合現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際，從消減激振力{F}、管線設(shè)計(jì)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和現(xiàn)場(chǎng)操作工藝方面綜合分析，確定了如下的治理措施：①考慮設(shè)備檢修和倒流程操作，采用2個(gè)獨(dú)立的匯氣管，2個(gè)匯氣管出口分別連接到1號(hào)、2號(hào)和3號(hào)、4號(hào)壓縮機(jī)；②按照一般匯氣管的流通面積應(yīng)大于進(jìn)氣管流通面積總和3倍的要求，增加匯氣管直徑和緩沖容積^[12]；③減少?gòu)濐^以及增加彎頭的曲率半徑；④縮短管線長(zhǎng)度以增加管線剛度、合理布置支承。工藝管線整改前后關(guān)鍵參數(shù)對(duì)比如圖3所示。

3　振動(dòng)治理效果

按照?qǐng)D3的整改參數(shù)完成了工藝管線的現(xiàn)場(chǎng)整改，整改前后現(xiàn)場(chǎng)如圖4所示。為評(píng)價(jià)減振理效果，完成了1號(hào)壓縮機(jī)單臺(tái)運(yùn)行和1號(hào)、2號(hào)壓縮機(jī)同時(shí)運(yùn)行兩種工況的現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試。測(cè)點(diǎn)的布置情況如圖4所示，測(cè)點(diǎn)的方向與整改前一致，其中1號(hào)壓縮機(jī)單臺(tái)運(yùn)行參數(shù)及測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)位移和速度值分別見(jiàn)表3、4，1號(hào)、2號(hào)壓縮機(jī)同時(shí)運(yùn)行時(shí)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)位移和速度值見(jiàn)表5，整改前后l號(hào)壓縮機(jī)單臺(tái)運(yùn)行時(shí)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度對(duì)比圖如圖5所示。

數(shù)據(jù)分析得出：①由圖5知，工藝管線整改后，1號(hào)壓縮機(jī)單臺(tái)運(yùn)行時(shí)管線的振動(dòng)位移和速度大大降低，最大位移為47.2mm，最大振動(dòng)速度為5.18mm／s，遠(yuǎn)低于限定值；②相比1號(hào)壓縮機(jī)單臺(tái)運(yùn)行而言，1號(hào)、2號(hào)壓縮機(jī)同時(shí)運(yùn)行時(shí)工藝管線的振動(dòng)略微增加，最大位移為65.87mm，最大速度為6.55mm／s，但都在標(biāo)準(zhǔn)范圍之內(nèi)；③1號(hào)壓縮機(jī)單臺(tái)運(yùn)行時(shí)，測(cè)點(diǎn)B處的波峰壓力為4.128MPa，波谷壓力為4.115MPa，壓力不均勻度為0.3％，低于壓力脈動(dòng)限制值0.54％(API 618)；④由于1號(hào)、2號(hào)兩臺(tái)壓縮機(jī)同時(shí)運(yùn)行時(shí)，處理量達(dá)到了119.52×10⁴m³／d，增壓站的處理能力得到較大提升；⑤另外，3號(hào)、4號(hào)壓縮機(jī)共用另一匯氣管，工藝管線振動(dòng)情況與1號(hào)、2號(hào)壓縮機(jī)運(yùn)行時(shí)基本一致，管線振動(dòng)也滿(mǎn)足標(biāo)準(zhǔn)要求。

4　結(jié)論

1)分析不同工況下管線的振動(dòng)速度頻譜特性以及關(guān)鍵點(diǎn)的壓力脈動(dòng)測(cè)試，得出了壓力脈動(dòng)是引起管線振動(dòng)的主要原因，其根源在于匯氣管緩沖容積太小，進(jìn)出口配置不合理，產(chǎn)生了較大的激振力，使管線受迫振動(dòng)。為了控制管道的壓力脈動(dòng)，提出了增大匯氣管的緩沖容積、增加彎頭曲率半徑以及合理布置支承的治理措施。工藝管線整改完成后，測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)明顯降低，壓力脈動(dòng)達(dá)到了要求，取得了較好的減振效果，同時(shí)也提升了增壓站的處理能力。

2)引起管線振動(dòng)的原因很復(fù)雜，切忌不做任何分析就盲目減振。只有通過(guò)正確的測(cè)試、分析及處理，找出主要原因才能采取有效的治理措施。由于往復(fù)式壓縮機(jī)吸、排氣的間歇性，壓力脈動(dòng)作為一種激勵(lì)源是無(wú)法根除的。工程應(yīng)用中，控制壓力脈動(dòng)、消減激振力是首要的。事實(shí)證明，增加緩沖器容積、增設(shè)減振元件以及調(diào)整管道系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特性參數(shù)是有效的減振措施。

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本文作者：梁政  李雙雙  張梁  徐立  田家林  馮丞科

作者單位：西南石油大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院

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