油田WHPD 平臺新增壓縮機橇隔振器設計

高 勛，黃志新，雷 林，王智勇

（海洋石油工程股份有限公司，天津 300451）

0 引言

目前國內海洋平臺往復式天然氣壓縮機組采撬裝結構，為提高壓縮機組的剛度，通過焊接方法與平臺甲板梁剛性連接[1-3]。現場應用表明，當同一甲板上安裝多臺壓縮機組且同時運轉時，壓縮機組之間會產生振動耦合，造成壓縮機組及甲板結構均出現振動過大的問題，影響壓縮機組的安全運行。因此，如何妥善處理壓縮機組之間的振動耦合，保證海洋平臺往復式壓縮機組的安全運行，是目前國內海洋平臺往復式壓縮機組設計迫切需要解決的問題。

1 確定隔振頻率及隔振系統固有頻率

彈性支承的固有頻率應根據設計要求選擇，由所需的振動傳遞率TA 或隔振效率I 決定，見式（1）。其中，η 為隔振系數。當缺乏這方面資料時，一般應使固有頻率fn和擾動頻率f 之比在以下范圍內，即f 是fn的2.5～5.0 倍。

當上述條件難于滿足時，應力求將fn控制在f 的70%以下。為了避免共振現象的發生，最好在設備的常用轉速范圍內不讓fn與f 靠近。對于那些以隔聲或緩沖為主要目的彈性支撐，fn應為f 的1.6～2.0 倍。

錦州25-1 南油田WHPD 平臺預留氣舉流程實施項目新增的兩臺往復式天然氣壓縮機橇，型號為WHPD-X-2501A/B。WHPD-X-2501 壓縮機組運行的額定轉速為990 r/min，相應的激振頻率為16.5 Hz；要求的隔振效率I 不低于82%。為了安全，按照隔振效率為94%進行設計，可以計算得出隔振系統固有頻率應不高于3.93 Hz。

2 確定橇座質量、剛度和尺寸

當設備以垂向振動完全獨立的方式彈性支撐時，通過式（2）可以計算出由激振力所引起的設備振幅A。

式中 Q——擾動力（或激振力），kg

W——被隔振設備的重量，kg

g——重力加速度，980 cm/s2

當算出的設備的振幅A 超出容許值時，則應增加W 以限制A 在容許值之內。為此，應把設備剛性地固定在鋼制的或混凝土制的橇座上，然后將橇座按彈性支撐的方式連接在基礎上。

大、中型往復式壓縮機在豎向和水平向擾力和回轉力矩、扭轉力矩都較大，因此，未作修改時其橇座的豎向、水平向和繞旋轉軸的回轉方向都會產生很大的振動。在隔振設計時，需要做尺寸和重量都較大的隔振基礎橇座才能滿足工藝和隔振要求。根據隔振指標，鋼結構的橇座基礎的自振頻率要避開設備的工作轉速對應頻率的3 倍以上，橇座及附加惰性塊質量一般要2～3倍于被隔振設備的質量，具體的數值也可以根據隔振設備許可的振幅和隔振方向對應的總擾力幅值來計算。橇座質量m2可以由式（3）計算得出。

式中 [v]——設備允許的振動速度，cm/s

m1——被隔振設備質量，kg

p0——作用在隔振體系質量中心處沿被隔振方向的擾力幅值，kg·cm/s2

ω——干擾圓頻率，rad/s

橇座通常由型鋼或混凝土構成，前者制作方便，也可具備足夠的剛性，但是自重較輕；后者剛性較好、重量較大，一般橇座以鋼結構為框架、內部灌漿處理來保證隔振的剛度和質量要求。橇座的幾何尺寸由被隔振設備的幾何尺寸、安裝和操作條件等決定，通常采用長方形和正方形，需要時也可以做成多角形、圓形等形狀。

橇座惰性塊的主要作用有：①降低整體固有頻率，提高隔振效果；②減少被隔振機械設備自身的振動幅值；③降低隔振系統的重心，以提高穩定性；④減少機組重量分布不均勻性的影響；⑤克服剛性低的隔振元件產生的搖擺運動；⑥減少具有壓力的流體輸送機械隔振時輸出口處的反作用力影響。

3 確定隔振器型式及剛度、阻尼

當所需的垂向固有頻率在5 Hz 以上時，可以選用橡膠隔振器，但是要考慮其耐久性及工作環境的影響：如果在3～5 Hz，宜采用金屬彈簧隔振；低于3 Hz 時宜采用空氣彈簧隔振，較易調節。目前常用的為彈簧阻尼的復合隔振器。當隔振材料確定后，則根據機械設備的形狀和激振力的類型、大小來確定隔振器的結構形式。

由已知的彈性支承垂向頻率，可以通過式（4）推算處總的垂向支承剛度。

式中 K——彈性支承垂向總的動剛度，kg/cm

W——物體總重量，W=mg

δst——彈性支承在物體總重量下的靜撓度，cm

d——隔振材料的動態系數，其值等于隔振器的動剛度和靜剛度之比

繪制彈性支撐的靜撓度和隔振材料的動態系數與固有頻率間的關系（圖1）。隔振設備質量、彈性支承動剛度與固有頻率間的關系如圖2 所示。

圖1 彈性支撐的靜撓度和隔振材料的動態系數與固有頻率的關系

圖2 隔振設備質量、彈性支承動剛度與固有頻率的關系

根據被隔振橇座的結構尺寸、機腳數量和相鄰隔振器2～3 m的適宜間距，確定選用的隔振器數量。隔振器的剛度可以由被隔振設備的重量，結合固有頻率值，由圖2 定出垂向剛度值。根據工程資料顯示，隔振器水平剛度一般取為垂向剛度的80%，但是當水平擾力及振動較大時，可以適當增加水平剛度值，一般選取垂向和水平向剛度比較接近的隔振器。

隔振設計要求體系的自振頻率小于強迫振動頻率，因此，在動力設備啟動或關機過程中必會出現瞬時共振，即通過共振。通過共振的最大振幅雖然總小于穩定振動時的共振幅值，但比穩定振動大得多。為防止設備發生過大的振動和隔振器承受過大的動載荷，需要用阻尼來控制通過共振時的振幅。通過共振時的振幅與通過共振的速度有關，速度越快，最大振幅越小。由于動力設備啟動和關機的時間一般大于5 s，強迫振動頻率大于10 Hz，這時共振的最大的振幅與穩定共振振幅比較接近。為了便于計算，假定兩者是相等的，則共振的最大振幅。

共振是瞬時的，允許的最大振動可以取穩定振動時的5～6倍，即[Amax]=（5～6）A。由此可計算隔振器所必須的阻尼。

阻尼確定的另一種方法是根據構造要求配置，即隔振體系的豎向和水平向均需要配置不小于0.05 的阻尼比，不能僅配置豎向阻尼不配置水平阻尼，不然啟動、停機和調速時會產生比正常工作狀態大得多的水平向振動，且正常運轉時平穩性也較差，會產生較大的低諧波振動，工程實踐中較適宜的阻尼比范圍為0.05～0.20，這樣設備運轉會比較平穩。

通過式（4），可以計算出隔振系統需要的總的垂向支撐剛度不大于40.29 kN/mm。

在確定了彈性支撐的剛度、阻尼等參數后，即可按產品樣本查找合適的隔振器。再從強度方面的要求來校核彈性支撐的大小、尺寸，隔振器的承載力可按靜載荷驗算，但應考慮剛度、重力、重心誤差產生的受力不均，留有適當的余地，隔振器的額定載荷應為工作載荷的1.25 倍以上。

4 參數及計算結果

將WHPD-X-2501 壓縮機組橇裝及隔振系統設計參數匯總（表1）。根據壓縮機運行工況和隔振效率的要求（不低于82%），設計隔振效率選擇為95%。設計的運行工況下機組重量為66 298 kg，其中，運行工況下機組重量=橇座+橇內設備+惰性質量，橇座質量為18 765 kg，橇內設備質量為34 235 kg，增加的惰性（40 mm 厚鋼板）質量為13 298 kg。其他設計結果見表2。

表1 彈簧隔振器設計參數

表2 彈簧隔振器設計結果

計算過程說明如下：

（1）壓縮機及其橇裝在運行工況下初始質量約53 019 kg，其中底橇質量為18.765 kg，橇上設備質量為34 235 kg，根據經驗，底橇質量應不小于橇上設備的1.0～1.5 倍。另外，考慮到實際吊裝時的重量要求，額外在底橇增加了一塊與底橇大小相同、厚40 mm 的鋼板，其質量約13 298 kg。最終，運行工況下壓縮機機組橇裝總重約66 298 kg。

（2）壓縮機運行轉速為990 r/min，基頻為16.5 Hz，隔振效率設計值為94%，根據式（1）計算出隔振器固有頻率為3.92 Hz，隔振器總剛度為40.29 kN/mm。選用一組10 個隔振器時，則單個隔振器垂直剛度為4.029 kN/mm，單個隔振器水平剛度按垂直剛度的80%計算，為3.223 kN/mm。