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(nèi)海洋平臺往復式天然氣壓縮機組采撬裝結(jié)構(gòu)，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]?，F(xiàn)場應用表明，當同一甲板上安裝多臺壓縮機組且同時運轉(zhuǎn)時，壓縮機組之間會產(chǎn)生振動耦合，造成壓縮機組及甲板結(jié)構(gòu)均出現(xiàn)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(nèi)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(tǒng)固有頻率

彈性支承的固有頻率應根據(jù)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(shù)。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(nèi)，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(xiàn)象的發(fā)生，最好在設備的常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)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(zhuǎn)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(tǒng)固有頻率應不高于3.93 Hz。

2 確定橇座質(zhì)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(nèi)。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(zhuǎn)力矩、扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)軸的回轉(zhuǎn)方向都會產(chǎn)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(jù)隔振指標，鋼結(jié)構(gòu)的橇座基礎的自振頻率要避開設備的工作轉(zhuǎn)速對應頻率的3 倍以上，橇座及附加惰性塊質(zhì)量一般要2～3倍于被隔振設備的質(zhì)量，具體的數(shù)值也可以根據(jù)隔振設備許可的振幅和隔振方向?qū)目倲_力幅值來計算。橇座質(zhì)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(zhì)量，kg

p0——作用在隔振體系質(zhì)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(gòu)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(jié)構(gòu)為框架、內(nèi)部灌漿處理來保證隔振的剛度和質(zhì)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(tǒng)的重心，以提高穩(wěn)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(chǎn)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(huán)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(diào)節(jié)。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(jù)機械設備的形狀和激振力的類型、大小來確定隔振器的結(jié)構(gòu)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(tài)系數(shù)，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(tài)系數(shù)與固有頻率間的關系（圖1）。隔振設備質(zhì)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(tài)系數(shù)與固有頻率的關系

圖2 隔振設備質(zhì)量、彈性支承動剛度與固有頻率的關系

根據(jù)被隔振橇座的結(jié)構(gòu)尺寸、機腳數(shù)量和相鄰隔振器2～3 m的適宜間距，確定選用的隔振器數(shù)量。隔振器的剛度可以由被隔振設備的重量，結(jié)合固有頻率值，由圖2 定出垂向剛度值。根據(jù)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(xiàn)瞬時共振，即通過共振。通過共振的最大振幅雖然總小于穩(wěn)定振動時的共振幅值，但比穩(wěn)定振動大得多。為防止設備發(fā)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(wěn)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(wěn)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(jù)構(gòu)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(diào)速時會產(chǎn)生比正常工作狀態(tài)大得多的水平向振動，且正常運轉(zhuǎn)時平穩(wěn)性也較差，會產(chǎn)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(zhuǎn)會比較平穩(wěn)。

通過式（4），可以計算出隔振系統(tǒng)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(shù)后，即可按產(chǎn)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(chǎn)生的受力不均，留有適當?shù)挠嗟?，隔振器的額定載荷應為工作載荷的1.25 倍以上。

4 參數(shù)及計算結(jié)果

將WHPD-X-2501 壓縮機組橇裝及隔振系統(tǒng)設計參數(shù)匯總（表1）。根據(jù)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(nèi)設備+惰性質(zhì)量，橇座質(zhì)量為18 765 kg，橇內(nèi)設備質(zhì)量為34 235 kg，增加的惰性（40 mm 厚鋼板）質(zhì)量為13 298 kg。其他設計結(jié)果見表2。

表1 彈簧隔振器設計參數(shù)

表2 彈簧隔振器設計結(jié)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(zhì)量約53 019 kg，其中底橇質(zhì)量為18.765 kg，橇上設備質(zhì)量為34 235 kg，根據(jù)經(jīng)驗，底橇質(zhì)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(zhì)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(zhuǎn)速為990 r/min，基頻為16.5 Hz，隔振效率設計值為94%，根據(jù)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。