海洋平臺往復式壓縮機的振動分析及減振措施

史曉慶，穆 頃，安振武，張曉頻，朱本瑞

（1.中海油能源發(fā)展裝備技術有限公司設計研發(fā)中心 天津300452；2.天津大學水利工程仿真與安全國家重點實驗室 天津 300350）

0 引 言

往復式壓縮機是海洋平臺不可缺少的生產設備，從天然氣的處理、采集外輸到為發(fā)動機提供高壓燃料氣，應用十分廣泛。往復式壓縮機在運行過程中會產生動態(tài)激振載荷，如果平臺剛度和強度不滿足要求，則會造成平臺振動響應過大，嚴重影響壓縮機的安全運行，并隨之帶來一系列問題，主要表現在壓縮機設備零部件加速磨損、頻繁更換增加維修和保養(yǎng)費用，縮短設備使用壽命，由此引起局部共振，進而導致振源附近的儀器、設備無法正常使用，還會造成平臺結構的疲勞損傷、主軸承破壞、螺栓松動和焊縫開裂等［1］。此外，振動產生的高強噪聲會對工作人員身體造成一定傷害，威脅健康安全。因此，對往復式壓縮機引起的振動進行評估，并針對性地采取控制和減振措施，將壓縮機組的振動控制在允許范圍內，對保證機組安全運行具有重要意義。

本文以某平臺改造新增往復壓縮機為例，通過模態(tài)分析、諧響應分析和瞬態(tài)響應分析解析平臺結構的動力特性和動力響應水平，根據分析結果優(yōu)化壓縮機底撬結構和平臺支持結構，并設計合理的的壓縮機底撬結構和平臺支撐梁連接的焊接方案，為平臺安全提供技術保障。

1 新增壓縮機靜力分析初步評估

某平臺改造新增往復壓縮機，將其布置在下層甲板東南角，甲板外擴尺寸22.35 m×8.35 m，如圖1所示。壓縮機組整撬尺寸約為12.3 m×5.5 m，重量約為131 t。

在改造方案研究初步階段，由于壓縮機廠家不確定，缺少詳細準確的壓縮機資料，無法進行動力特性和動力響應水平分析，故可通過先進行結構靜力計算來初步評估方案是否可行。首先根據平臺結構圖紙、結構校核報告、重量控制報告和后期改造資料等基礎數據，采用SACS軟件建立平臺當前服役狀態(tài)的模型［2］，然后考慮本次改造新增的設備、管線等荷載，對新增往復壓縮機荷載考慮1.5～2倍的動力系數進行加載計算。由于新增往復壓縮機重量較大，又布置在平臺主軸線外，對平臺的結構強度和樁基影響較大，所以需要對平臺組塊和導管架進行整體校核，重點關注平臺結構強度、樁基承載能力、壓縮機安裝方案和可行的結構加強方案。壓縮機的初步靜力校核結果可作為評判當前改造方案是否可行的依據和下一階段動力分析的基礎。

2 設計基礎和動力響應評估標準

2.1 上部組塊資料和結構有限元模型

根據平臺結構資料和當前實際狀態(tài)、平臺上部設備重量及其分布、活載荷分布等數據，采用ANSYS軟件建立平臺上部組塊整體有限元模型。建模時單元類型選取如下：對于上部組塊中圓管結構，采用PIPE16單元模擬；對于支撐甲的梁結構，采用BEAM188中梁截面單元模擬；對于上部組塊錐形結構，采用BEAM188中Cone截面單元模擬；對于甲板結構，采用SHELL63單元模擬；對于上部組塊相關設備，采用MASS21單元模擬。上部組塊結構模型如圖2所示，壓縮機位置的局部結構模型如圖3所示。

圖3 新增壓縮機位置局部改造模型Fig.3 Local modification model for location of new compressor

新增壓縮機位置的局部結構，根據壓縮機底撬形式進行設計，在支撐電機、壓縮機及洗滌罐的底撬結構梁下部均應有對應的平臺結構梁。

根據壓縮機廠家資料，本次改造新增往復式壓縮機型號為Ariel KBT/4，額定功率為1 400 kW，額定轉速為990 rpm，激勵頻率約為16.5 Hz，壓縮機組布置總圖如圖4所示。壓縮機組和電機中心線高為1 463 mm，電機轉軸高度H≥315 mm。

圖4 Ariel KBT/4壓縮機組示意圖Fig.4 Schematic diagram of Ariel KBT/4 compressor unit

圖5 上部組塊第一階模態(tài)振型Fig.5 First mode shape of upper block

圖6 上部組塊第二階模態(tài)振型Fig.6 Second mode shape of upper block

圖7 上部組塊第三階模態(tài)振型Fig.7 Third mode shape of upper block

2.2 壓縮機資料

根據廠家資料獲取該壓縮機的激勵載荷，其中壓縮機組旋轉不平衡力和不平衡力矩如表1所示。

表1 壓縮機組激勵載荷Tab.1 Compressor unit excitation load

根據《Foundations for Dynamic Equipment》（ACI 351.3R-04）中方法計算得到電機動載荷，其中轉子重量為1 896 kg，由此數據計算得到電機端動載荷，如表2所示。

表2 電機激勵載荷Tab.2 Motor excitation load

2.3 動力響應評估標準

新增壓縮機組的撬體結構分析由壓縮機廠家完成，其內容包括分析壓縮機撬體結構在機組運行載荷作用下的強度和變形，以及安裝在撬體結構上的管道和設備等壓縮機不平衡力和不平衡力矩、電機不平衡力、壓縮機氣缸氣體力、壓縮機管道和設備中氣流脈動不平衡力等動態(tài)激振載荷作用下的振動響應。本文主要針對新增壓縮機振動對平臺整體結構影響進行分析。

振動評定限值可按照制造廠的規(guī)定確定，如制造廠沒有明確說明，則按國際標準或等同的國家標準進行確定。根據廠家提供的數據，確定平臺支撐結構的峰值速度應＜6.0 mm/s。

根據《Reciprocating Compressors for Petroleum,Chemical，and Gas Industry Services》（ANSI/API STD 618—2007），確定平臺支撐結構固有頻率應與壓縮機激勵頻率分開±20%，新增壓縮機型號為Ariel KBK4，其激勵頻率為16.5 Hz，故支撐結構頻率應＜13.2 Hz或＞19.8 Hz。

根據《Mechanical vibration—Measurement and evaluation of machine vibration—Part 8：Reciprocating compressor systems》（ISO 20816-8—2018），對于額定功率＞300 kW且＜50 MW的大型機組，當電機轉軸高度不低于315 mm且支撐類型為柔性支撐時，速度有效值應＜7.1 mm/s。

根據《Mechanical vibration—Guidelines for the measurement，reporting and evaluation of vibration with regard to habitability on passenger and merchant ships》（ISO 6954：2000（E））［3］，確定平臺支撐結構的加速度有效值應＜286 mm/s2，有效速度應＜8 mm/s。

根據《容積式壓縮機機械振動測量與評價》（GB/T 7777—2021），確定壓縮機振動烈度應≤18.0，即振動速度有效值≤18 mm/s。

保守起見，取以上參數的最小值，以此作為平臺支撐結構的振動評價標準，即支撐結構固有頻率避開共振區(qū)間，振動速度峰值＜6.0 mm/s，振動加速度有效值＜286 mm/s2。

3 動力響應分析

3.1 模態(tài)分析

模態(tài)分析是動力學分析的基礎和前提，通過對平臺進行模態(tài)分析，可以確定結構的固有頻率、振型和振型參與系數，并為瞬態(tài)分析提供基礎參數。

計算時，上部組塊底端邊界條件取鉸支，通過ANSYS中的模態(tài)分析模塊，計算得到平臺上部組塊前50階固有頻率，如表3所示。

表3 上部組塊整體固有頻率/HzTab.3 Overall natural frequency /Hz of upper block

由以上分析結果可知，平臺組塊結構前50階固有頻率不超過5.2 Hz，往復壓縮機激勵頻率為16.5 Hz，顯然二者相差甚遠，不會發(fā)生共振，且有足夠的頻率儲備。

3.2 響應分析

新增壓縮機位于平臺下層甲板東南一隅的外延甲板，該位置周圍無其他大型振動設備。根據前期《曹妃甸11-6平臺組塊振動分析》《歧口18-2油田WHP4平臺新增電站振動分析》等課題研究經驗，距離相對較遠或不在同一甲板層的設備彼此間的振動影響較小。故本次計算僅考慮該新增壓縮機正常運行時的振動情況，中層甲板壓縮機和其他振動設備的影響忽略不計。

3.2.1 載荷施加

本次新增壓縮機，其底撬與平臺焊接示意圖如圖8所示。根據該焊接方式，將壓縮機動載荷等效施加至對應的焊縫位置，如圖9所示，整個上部組塊的響應分析模型如圖10所示。

圖8 壓縮機與平臺焊接位置示意圖Fig.8 Compressor and platform welding position diagram

圖9 壓縮機載荷施加示意圖Fig.9 Compressor load application diagram

圖10 振動響應分析計算模型Fig.10 Vibration response analysis calculation model

3.2.2 測點選取

選取壓縮機安裝位置附近的60個節(jié)點作為振動評價的測點。為方便描述，將每列節(jié)點按位置從左至右分別命名為Column1、Column2、Column3、Column4、Column5、Column6，每列各10個節(jié)點。

3.2.3 諧響應分析

由表1可知，壓縮機組的動載荷包括一階垂向、一階和二階水平向激勵力，其固有頻率16.5 Hz。因此，諧響應分析時取掃頻范圍為0～40 Hz，掃頻步長為0.4 Hz，共計得到100個載荷子步，分析工況有2種，如表4所示。

表4 諧響應分析工況Tab.4 Harmonic response analysis condition

對壓縮機所在位置分別進行2種工況下的諧響應分析，然后提取測點的位移幅值響應結果，如圖11、12所示，限于篇幅，只列出測點Column1的結果。

圖11 垂向激勵下平臺Z方向位移幅頻響應-測點Column 1Fig.11 Amplitude-frequency response of platform displacement in Z direction under vertical excitation at measuring point Column 1

圖12 水平向激勵下平臺X方向位移幅頻響應-測點Column 1Fig.12 Amplitude-frequency response of platform displacement in X direction under horizontal excitation at measuring point Column 1

由諧響應分析結果可知，平臺垂向振動響應峰值頻率在3.6 Hz附近，振動響應較大對應的頻率主要集中在0～8 Hz之內；水平向振動響應峰值頻率在2.0 Hz附近，響應較大對應的頻率主要集中在0～8 Hz之內。

上述2種工況下，壓縮機激勵頻率附近均無顯著峰值，平臺最大響應峰值頻率遠離壓縮機激勵頻率，且均具有50%以上的頻率儲備，滿足ANSI/API STD 618—2007中“結構固有頻率與激勵頻率分開裕度大于±20%”的要求。

3.2.4 瞬態(tài)動力分析

取計算時間為40 s，計算步長為0.003 s，阻尼比ξ為0.02，將壓縮機正常運行時的動載荷按照正弦激勵施加至焊接位置，計算得到所有評估位置的速度響應及加速度響應曲線，如圖13、14所示，限于篇幅，只列出最大值所在測點組的結果。統(tǒng)計各列測點的垂向和水平向的速度響應峰值和加速度有效值的最大值，如表5、6所示。

我們提出交流和對話的民俗志，實際上是將它看作一種生產方式，即生產學術知識的方式。我們到田野現場去做訪談，然后和被訪談人一起進行知識交流和匯集，以及進行討論，最后由我們負責完成地方民俗志或某事象民俗志的書寫，這個過程就是一種生產過程，即依靠民眾和學者來共同生產民俗學成果的過程。生產理論是馬克思主義政治經濟學的經典理論，后來一些西方馬克思主義學者大力發(fā)揚了這個理論，并將之擴展到其他人文社會科學研究領域，比如列斐伏爾就強調文化空間的生產性，他認為一切文化現象都是被生產的過程，而且是再生產的過程。[注][法]亨利·列斐伏爾：《空間與政治》，李春譯，上海人民出版社，2015年。

表5 各測點垂向速度和加速度響應最大值Tab.5 Maximum vertical velocity and acceleration responses of each measuring point

表6 各測點水平向速度和加速度響應最大值Tab.6 Maximum horizontal velocity and acceleration responses of each measuring point

圖13 垂向加速度響應-測點Column 6Fig.13 Vertical acceleration response at measuring point Column 6

圖14 水平向加速度響應-測點Column 3Fig.14 Horizontal acceleration response at measuring point Column 3

由表5、6的結果可知，新增壓縮機附近測點的垂向最大振動速度值為1.61 mm/s，最大振動加速度有效值為114.53 mm/s2；新增壓縮機附近測點的水平向最大振動速度值為0.47 mm/s，最大振動加速度有效值為33.94 mm/s2，均能夠滿足ISO 6954：2000（E）要求。

3.2.5 結論

本項目使用ANSYS有限元軟件對某平臺上部組塊進行了模態(tài)分析、諧響應分析和瞬態(tài)響應分析，得出如下結論。

①新增壓縮機與平臺支撐結構不會發(fā)生共振，且支撐結構固有頻率與壓縮機激勵頻率分開裕度滿足要求。

②對平臺上部組塊壓縮機支撐結構進行動力響應分析，結果表明，平臺支撐結構局部振動速度＜6.0 mm/s，加速度有效值＜286 mm/s2，新增加結構設計方案可行。

4 往復式壓縮機減振措施

壓縮機振動涉及到壓縮機本體自身振動和管路振動，其影響因素較多且復雜，需要在設計階段考慮可能帶來的振動影響，并針對性地采取措施。

①減小氣流脈動和脈動不平衡力。管內脈動氣流在轉彎、變截面、盲管和閥門等位置產生的交變的載荷-激振力會導致管道機械振動，通過合理設置緩沖罐、濾波管和孔板等措施使管道中脈動變得輕微，改變管道系統(tǒng)的氣柱固有頻率，避免氣柱共振［4］。在管道設計上，進行氣柱固有頻率計算，盡可能減少彎頭，加強安全閥支撐和管道支撐。

②合理設計壓縮機底撬。壓縮機所有電纜管線、儀器儀表管等都要安裝在底撬上，底撬應具有足夠的強度和剛度，設計時通過調整底撬長度和寬度，使其底面形心和機組的質心位于同一鉛垂線上［5］，盡量避開共振區(qū)工作，控制撬座的振幅。

③提高壓縮機下方結構強度。壓縮機底撬與平臺結構梁直接連接，常用的小梁 H300/H350不能滿足強度要求，需要提高梁的截面規(guī)格或增加筋板，并保證主梁的連續(xù)。在支撐電機、壓縮機及洗滌罐的底撬結構梁下部應有對應的平臺結構梁。對于布置在平臺主軸線外的壓縮機，還需要根據計算結果適當增加斜撐，提高局部剛度，以減小振動引起的位移和變形。

④優(yōu)化壓縮機底撬和平臺結構梁的焊接。部分壓縮機底撬和平臺連接只焊接撬邊，結構不能對壓縮機底撬形成有效支撐，需要加強電機壓縮機及洗滌罐的焊接。所有底撬結構梁在與平臺結構梁焊接時應先對齊、再焊接；如發(fā)現底撬結構梁和平臺結構梁有超標的變形，則必須把變形糾正到允許值范圍后才能進行焊接。

5 結 語

海洋平臺的結構安全評估往往只考慮上部設備荷載、活荷載、風浪流和海冰的作用，常忽略設備引起的振動問題。本文以改造新增往復式壓縮機為例，設計時根據壓縮機底撬的形式在下方對應設置結構梁，提高了結構強度，并在此基礎上進行了動力響應評估，其結果滿足規(guī)范要求，確保了機組運行的安全性和可靠性。此分析方法和減振措施可以應用到平臺其他振動設備的動力分析中，如鉆井泵、空壓機和注水泵等，具有廣泛的實用性和參考價值。