摘　要：針對天然氣長輸管線常用的往復式壓縮機工藝管線振動嚴重超標的問題，通過對不同工況下關鍵測點的振動測試和壓力脈動分析，結合測點的測試數(shù)據(jù)和頻譜特性，得出了壓力脈動是導致管線振動主要原因的認識。為了控制壓力脈動以消減激振力，根據(jù)現(xiàn)場的工藝要求，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，再次進行了關鍵測點的振動測試和壓力脈動分析，數(shù)據(jù)表明：整改前后壓縮機在相同工況參數(shù)下運行時，測點最大振動位移由289.76mm降低到47.2mm；最大振動速度由34.26mm／s降低到5.18mm／s；壓力脈動也符合API618標準的要求。同時，管線的振動烈度滿足多臺壓縮機同時運行的要求，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，對壓縮機進行變工況振動測試和頻譜特性分析，可方便地找出主要振動源，為管道的減振治理提供依據(jù)。

關鍵詞：輸氣管道  往復式壓縮機  管線振動  測試  頻譜分析  壓力脈動  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

壓縮機是輸氣管線的能量供給設備，是天然氣管道輸送的心臟。由于往復式壓縮機具有流量調(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，被廣泛用于天然氣管輸增壓和氣田開采領域^[1]。然而往復式壓縮機吸、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，不可避免地會引起管內(nèi)流體壓力、流量、速度等參數(shù)的脈動和沖擊^[2-3]。過大的氣流脈動會增加壓縮機的功耗，引起管道及附件的強烈振動，影響壓縮機的正常運行，給設備留下了安全隱患。某增壓站由于配管設計的缺陷，管線出現(xiàn)了較大的振動，部分壓縮機組無法運行，實際處理能力遠遠小于設計規(guī)模，嚴蕈制約了，生產(chǎn)。

管道振動系統(tǒng)包含有機械振動系統(tǒng)和氣柱振動系統(tǒng)，是一個典型的流固耦合振動^[4]。國內(nèi)外學者對管道機械振動和氣流脈動問題進行過大量研究，為解決眾多工程問題提供了理論和實踐基礎。在管道振動控制工程應用中，在控制管流脈動、消減激振力、合理布置管道空間結構、提高設備和結構抗振能力方面，解決了很多工程實際問題^[5-6]。針對往復式壓縮機工藝管線振動超標的情況，對管線關鍵測點進行變工況振動測試，分析振動數(shù)據(jù)和頻譜特性，找出振動根源，并提出治理措施，完成減振效果評價。

1　振動測試與原因分析

某增壓站是一座集采、集、輸、增壓功能為一體的大型集輸站，設計處理規(guī)模為183×10⁴m³／d，設計壓力為8.0MPa。壓縮機組由3臺(1號、2號、3號)功率為1250kW和1臺(4號)功率為1030kW的大型往復式壓縮機組成，壓縮機結構為水平對稱平衡型，采用燃氣發(fā)動機驅(qū)動。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連接。增壓站自投運以來，壓縮機組運行參數(shù)達到設計要求，但管道系統(tǒng)振動異常，無法運行多臺壓縮機組，嚴重制約了生產(chǎn)產(chǎn)量。雖采取了強化管道支承、加固連接底座等減振措施，但減振效果不佳。

導致管線振動因素很多，主要有管線系統(tǒng)結構的固有頻率落在共振區(qū)引發(fā)的機械共振，管流的氣柱同有頻率落在共振區(qū)引發(fā)的氣柱共振，壓力脈動過大引起的管道振動，以及動力平衡性差引起的振動^[7]。為了全面分析工藝管線振動的原因，根據(jù)機組的實際情況，采用便攜式振動測試儀對管線的關鍵部位進行了現(xiàn)場測試。振動測點1～5的位置及方向、壓力脈動測點A的位置見圖1。測試工況為：①1號壓縮機在3種不同轉(zhuǎn)速下單臺運行；②1號壓縮機轉(zhuǎn)速為1050r／min，窄載和負載運行；③測點A處的壓力脈動測試。測試結果包括測點的振動位移、振動速度、壓力脈動以及測點振動速度的頻譜特性。鑒于測試數(shù)據(jù)較多，只列出了具有代表性的測試結果，其中1號壓縮機運行參數(shù)和測點的振動值分別見表1、2，測點4在Z方向的振動速度頻譜見圖2。結合國內(nèi)外機械振動測量與評價的相關標準，確定管線振動烈度級為18，振動位移界限值為283mm，振動速度界限值為17.8mm／s^[8-9]。

數(shù)據(jù)分析得出：①由表可知，測點2～4在Z向的振動速度值超過界限值，管線的最大振動方向是Z向，原因在于管流經(jīng)過測點2、5處彎頭時方向發(fā)生改變，產(chǎn)生較大的激振力，引起管線Z向上的振動；②從圖2看出，在基頻(壓縮機轉(zhuǎn)速和壓縮缸作用方式對應的激發(fā)頻率)成分上，測點4在Z方向的振動速度與轉(zhuǎn)速有相同的變化趨勢，當轉(zhuǎn)速由950r／min®1050r／min變化時，其他測點的振動位移、速度都有增加趨勢，初步判斷管線的振動不是由機械結構共振引起；③現(xiàn)場測試發(fā)現(xiàn)，1號壓縮機轉(zhuǎn)速為1050r／min時，空載時管線振動強度很弱，而負載時管線振動強度變大，說明管線振動是由壓力脈動引起的；④由圖2可知，振動速度頻譜圖的頻率成分單一，振動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值很小甚至沒有，這是一種典型的由壓力脈動引起的振動頻譜圖；⑤1號壓縮機以轉(zhuǎn)速1050r／min運行時，測點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標準計算得出壓力脈動的限制值為0.91％，由此可知管道的壓力脈動嚴重超標^[10]。綜上所述，管線振動超標的主要原因是壓力脈動，過大的壓力脈動產(chǎn)生了較大的激振力，使管道發(fā)生受迫振動?，F(xiàn)場調(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，加之匯氣管進出口設置不盡合理，彎頭較多也是引起管線振動的原因之一。

2　振動治理措施

對氣體管道系統(tǒng)而言，忽略管壁和氣體之間的耦合，可近似認為管道振動是作用在管道上周期性激振力引起的受迫振動，振動運動微分方程為^[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可從兩方面著手：①改變管道系統(tǒng)結構特性參數(shù)[M]、[C]和[K]，如增設平衡塊、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。由壓力脈動引起的振動通過強化支承、加固管線不會改變激振力大小，不能從根本上消減振動。該增壓站前期已經(jīng)采取了改變管道系統(tǒng)結構參數(shù)的減振措施，但均未解決振動超標的問題，也證實了這一結論。

結合現(xiàn)場實際，從消減激振力{F}、管線設計相關標準和現(xiàn)場操作工藝方面綜合分析，確定了如下的治理措施：①考慮設備檢修和倒流程操作，采用2個獨立的匯氣管，2個匯氣管出口分別連接到1號、2號和3號、4號壓縮機；②按照一般匯氣管的流通面積應大于進氣管流通面積總和3倍的要求，增加匯氣管直徑和緩沖容積^[12]；③減少彎頭以及增加彎頭的曲率半徑；④縮短管線長度以增加管線剛度、合理布置支承。工藝管線整改前后關鍵參數(shù)對比如圖3所示。

3　振動治理效果

按照圖3的整改參數(shù)完成了工藝管線的現(xiàn)場整改，整改前后現(xiàn)場如圖4所示。為評價減振理效果，完成了1號壓縮機單臺運行和1號、2號壓縮機同時運行兩種工況的現(xiàn)場測試。測點的布置情況如圖4所示，測點的方向與整改前一致，其中1號壓縮機單臺運行參數(shù)及測點的振動位移和速度值分別見表3、4，1號、2號壓縮機同時運行時測點的振動位移和速度值見表5，整改前后l號壓縮機單臺運行時測點振動速度對比圖如圖5所示。

數(shù)據(jù)分析得出：①由圖5知，工藝管線整改后，1號壓縮機單臺運行時管線的振動位移和速度大大降低，最大位移為47.2mm，最大振動速度為5.18mm／s，遠低于限定值；②相比1號壓縮機單臺運行而言，1號、2號壓縮機同時運行時工藝管線的振動略微增加，最大位移為65.87mm，最大速度為6.55mm／s，但都在標準范圍之內(nèi)；③1號壓縮機單臺運行時，測點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％，低于壓力脈動限制值0.54％(API 618)；④由于1號、2號兩臺壓縮機同時運行時，處理量達到了119.52×10⁴m³／d，增壓站的處理能力得到較大提升；⑤另外，3號、4號壓縮機共用另一匯氣管，工藝管線振動情況與1號、2號壓縮機運行時基本一致，管線振動也滿足標準要求。

4　結論

1)分析不同工況下管線的振動速度頻譜特性以及關鍵點的壓力脈動測試，得出了壓力脈動是引起管線振動的主要原因，其根源在于匯氣管緩沖容積太小，進出口配置不合理，產(chǎn)生了較大的激振力，使管線受迫振動。為了控制管道的壓力脈動，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，測點的振動明顯降低，壓力脈動達到了要求，取得了較好的減振效果，同時也提升了增壓站的處理能力。

2)引起管線振動的原因很復雜，切忌不做任何分析就盲目減振。只有通過正確的測試、分析及處理，找出主要原因才能采取有效的治理措施。由于往復式壓縮機吸、排氣的間歇性，壓力脈動作為一種激勵源是無法根除的。工程應用中，控制壓力脈動、消減激振力是首要的。事實證明，增加緩沖器容積、增設減振元件以及調(diào)整管道系統(tǒng)的結構特性參數(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：西南石油大學機電工程學院

  中國石油西南油氣田公司重慶氣礦