海洋平台往复式压缩机的振动分析及减振措施

史晓庆，穆 顷，安振武，张晓频，朱本瑞

（1.中海油能源发展装备技术有限公司设计研发中心 天津300452；2.天津大学水利工程仿真与安全国家重点实验室 天津 300350）

0 引 言

往复式压缩机是海洋平台不可缺少的生产设备，从天然气的处理、采集外输到为发动机提供高压燃料气，应用十分广泛。往复式压缩机在运行过程中会产生动态激振载荷，如果平台刚度和强度不满足要求，则会造成平台振动响应过大，严重影响压缩机的安全运行，并随之带来一系列问题，主要表现在压缩机设备零部件加速磨损、频繁更换增加维修和保养费用，缩短设备使用寿命，由此引起局部共振，进而导致振源附近的仪器、设备无法正常使用，还会造成平台结构的疲劳损伤、主轴承破坏、螺栓松动和焊缝开裂等［1］。此外，振动产生的高强噪声会对工作人员身体造成一定伤害，威胁健康安全。因此，对往复式压缩机引起的振动进行评估，并针对性地采取控制和减振措施，将压缩机组的振动控制在允许范围内，对保证机组安全运行具有重要意义。

本文以某平台改造新增往复压缩机为例，通过模态分析、谐响应分析和瞬态响应分析解析平台结构的动力特性和动力响应水平，根据分析结果优化压缩机底撬结构和平台支持结构，并设计合理的的压缩机底撬结构和平台支撑梁连接的焊接方案，为平台安全提供技术保障。

1 新增压缩机静力分析初步评估

某平台改造新增往复压缩机，将其布置在下层甲板东南角，甲板外扩尺寸22.35 m×8.35 m，如图1所示。压缩机组整撬尺寸约为12.3 m×5.5 m，重量约为131 t。

在改造方案研究初步阶段，由于压缩机厂家不确定，缺少详细准确的压缩机资料，无法进行动力特性和动力响应水平分析，故可通过先进行结构静力计算来初步评估方案是否可行。首先根据平台结构图纸、结构校核报告、重量控制报告和后期改造资料等基础数据，采用SACS软件建立平台当前服役状态的模型［2］，然后考虑本次改造新增的设备、管线等荷载，对新增往复压缩机荷载考虑1.5～2倍的动力系数进行加载计算。由于新增往复压缩机重量较大，又布置在平台主轴线外，对平台的结构强度和桩基影响较大，所以需要对平台组块和导管架进行整体校核，重点关注平台结构强度、桩基承载能力、压缩机安装方案和可行的结构加强方案。压缩机的初步静力校核结果可作为评判当前改造方案是否可行的依据和下一阶段动力分析的基础。

2 设计基础和动力响应评估标准

2.1 上部组块资料和结构有限元模型

根据平台结构资料和当前实际状态、平台上部设备重量及其分布、活载荷分布等数据，采用ANSYS软件建立平台上部组块整体有限元模型。建模时单元类型选取如下：对于上部组块中圆管结构，采用PIPE16单元模拟；对于支撑甲的梁结构，采用BEAM188中梁截面单元模拟；对于上部组块锥形结构，采用BEAM188中Cone截面单元模拟；对于甲板结构，采用SHELL63单元模拟；对于上部组块相关设备，采用MASS21单元模拟。上部组块结构模型如图2所示，压缩机位置的局部结构模型如图3所示。

图3 新增压缩机位置局部改造模型Fig.3 Local modification model for location of new compressor

新增压缩机位置的局部结构，根据压缩机底撬形式进行设计，在支撑电机、压缩机及洗涤罐的底撬结构梁下部均应有对应的平台结构梁。

根据压缩机厂家资料，本次改造新增往复式压缩机型号为Ariel KBT/4，额定功率为1 400 kW，额定转速为990 rpm，激励频率约为16.5 Hz，压缩机组布置总图如图4所示。压缩机组和电机中心线高为1 463 mm，电机转轴高度H≥315 mm。

图4 Ariel KBT/4压缩机组示意图Fig.4 Schematic diagram of Ariel KBT/4 compressor unit

图5 上部组块第一阶模态振型Fig.5 First mode shape of upper block

图6 上部组块第二阶模态振型Fig.6 Second mode shape of upper block

图7 上部组块第三阶模态振型Fig.7 Third mode shape of upper block

2.2 压缩机资料

根据厂家资料获取该压缩机的激励载荷，其中压缩机组旋转不平衡力和不平衡力矩如表1所示。

表1 压缩机组激励载荷Tab.1 Compressor unit excitation load

根据《Foundations for Dynamic Equipment》（ACI 351.3R-04）中方法计算得到电机动载荷，其中转子重量为1 896 kg，由此数据计算得到电机端动载荷，如表2所示。

表2 电机激励载荷Tab.2 Motor excitation load

2.3 动力响应评估标准

新增压缩机组的撬体结构分析由压缩机厂家完成，其内容包括分析压缩机撬体结构在机组运行载荷作用下的强度和变形，以及安装在撬体结构上的管道和设备等压缩机不平衡力和不平衡力矩、电机不平衡力、压缩机气缸气体力、压缩机管道和设备中气流脉动不平衡力等动态激振载荷作用下的振动响应。本文主要针对新增压缩机振动对平台整体结构影响进行分析。

振动评定限值可按照制造厂的规定确定，如制造厂没有明确说明，则按国际标准或等同的国家标准进行确定。根据厂家提供的数据，确定平台支撑结构的峰值速度应＜6.0 mm/s。

根据《Reciprocating Compressors for Petroleum,Chemical，and Gas Industry Services》（ANSI/API STD 618—2007），确定平台支撑结构固有频率应与压缩机激励频率分开±20%，新增压缩机型号为Ariel KBK4，其激励频率为16.5 Hz，故支撑结构频率应＜13.2 Hz或＞19.8 Hz。

根据《Mechanical vibration—Measurement and evaluation of machine vibration—Part 8：Reciprocating compressor systems》（ISO 20816-8—2018），对于额定功率＞300 kW且＜50 MW的大型机组，当电机转轴高度不低于315 mm且支撑类型为柔性支撑时，速度有效值应＜7.1 mm/s。

根据《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］，确定平台支撑结构的加速度有效值应＜286 mm/s2，有效速度应＜8 mm/s。

根据《容积式压缩机机械振动测量与评价》（GB/T 7777—2021），确定压缩机振动烈度应≤18.0，即振动速度有效值≤18 mm/s。

保守起见，取以上参数的最小值，以此作为平台支撑结构的振动评价标准，即支撑结构固有频率避开共振区间，振动速度峰值＜6.0 mm/s，振动加速度有效值＜286 mm/s2。

3 动力响应分析

3.1 模态分析

模态分析是动力学分析的基础和前提，通过对平台进行模态分析，可以确定结构的固有频率、振型和振型参与系数，并为瞬态分析提供基础参数。

计算时，上部组块底端边界条件取铰支，通过ANSYS中的模态分析模块，计算得到平台上部组块前50阶固有频率，如表3所示。

表3 上部组块整体固有频率/HzTab.3 Overall natural frequency /Hz of upper block

由以上分析结果可知，平台组块结构前50阶固有频率不超过5.2 Hz，往复压缩机激励频率为16.5 Hz，显然二者相差甚远，不会发生共振，且有足够的频率储备。

3.2 响应分析

新增压缩机位于平台下层甲板东南一隅的外延甲板，该位置周围无其他大型振动设备。根据前期《曹妃甸11-6平台组块振动分析》《歧口18-2油田WHP4平台新增电站振动分析》等课题研究经验，距离相对较远或不在同一甲板层的设备彼此间的振动影响较小。故本次计算仅考虑该新增压缩机正常运行时的振动情况，中层甲板压缩机和其他振动设备的影响忽略不计。

3.2.1 载荷施加

本次新增压缩机，其底撬与平台焊接示意图如图8所示。根据该焊接方式，将压缩机动载荷等效施加至对应的焊缝位置，如图9所示，整个上部组块的响应分析模型如图10所示。

图8 压缩机与平台焊接位置示意图Fig.8 Compressor and platform welding position diagram

图9 压缩机载荷施加示意图Fig.9 Compressor load application diagram

图10 振动响应分析计算模型Fig.10 Vibration response analysis calculation model

3.2.2 测点选取

选取压缩机安装位置附近的60个节点作为振动评价的测点。为方便描述，将每列节点按位置从左至右分别命名为Column1、Column2、Column3、Column4、Column5、Column6，每列各10个节点。

3.2.3 谐响应分析

由表1可知，压缩机组的动载荷包括一阶垂向、一阶和二阶水平向激励力，其固有频率16.5 Hz。因此，谐响应分析时取扫频范围为0～40 Hz，扫频步长为0.4 Hz，共计得到100个载荷子步，分析工况有2种，如表4所示。

表4 谐响应分析工况Tab.4 Harmonic response analysis condition

对压缩机所在位置分别进行2种工况下的谐响应分析，然后提取测点的位移幅值响应结果，如图11、12所示，限于篇幅，只列出测点Column1的结果。

图11 垂向激励下平台Z方向位移幅频响应-测点Column 1Fig.11 Amplitude-frequency response of platform displacement in Z direction under vertical excitation at measuring point Column 1

图12 水平向激励下平台X方向位移幅频响应-测点Column 1Fig.12 Amplitude-frequency response of platform displacement in X direction under horizontal excitation at measuring point Column 1

由谐响应分析结果可知，平台垂向振动响应峰值频率在3.6 Hz附近，振动响应较大对应的频率主要集中在0～8 Hz之内；水平向振动响应峰值频率在2.0 Hz附近，响应较大对应的频率主要集中在0～8 Hz之内。

上述2种工况下，压缩机激励频率附近均无显著峰值，平台最大响应峰值频率远离压缩机激励频率，且均具有50%以上的频率储备，满足ANSI/API STD 618—2007中“结构固有频率与激励频率分开裕度大于±20%”的要求。

3.2.4 瞬态动力分析

取计算时间为40 s，计算步长为0.003 s，阻尼比ξ为0.02，将压缩机正常运行时的动载荷按照正弦激励施加至焊接位置，计算得到所有评估位置的速度响应及加速度响应曲线，如图13、14所示，限于篇幅，只列出最大值所在测点组的结果。统计各列测点的垂向和水平向的速度响应峰值和加速度有效值的最大值，如表5、6所示。

我们提出交流和对话的民俗志，实际上是将它看作一种生产方式，即生产学术知识的方式。我们到田野现场去做访谈，然后和被访谈人一起进行知识交流和汇集，以及进行讨论，最后由我们负责完成地方民俗志或某事象民俗志的书写，这个过程就是一种生产过程，即依靠民众和学者来共同生产民俗学成果的过程。生产理论是马克思主义政治经济学的经典理论，后来一些西方马克思主义学者大力发扬了这个理论，并将之扩展到其他人文社会科学研究领域，比如列斐伏尔就强调文化空间的生产性，他认为一切文化现象都是被生产的过程，而且是再生产的过程。[注][法]亨利·列斐伏尔：《空间与政治》，李春译，上海人民出版社，2015年。

表5 各测点垂向速度和加速度响应最大值Tab.5 Maximum vertical velocity and acceleration responses of each measuring point

表6 各测点水平向速度和加速度响应最大值Tab.6 Maximum horizontal velocity and acceleration responses of each measuring point

图13 垂向加速度响应-测点Column 6Fig.13 Vertical acceleration response at measuring point Column 6

图14 水平向加速度响应-测点Column 3Fig.14 Horizontal acceleration response at measuring point Column 3

由表5、6的结果可知，新增压缩机附近测点的垂向最大振动速度值为1.61 mm/s，最大振动加速度有效值为114.53 mm/s2；新增压缩机附近测点的水平向最大振动速度值为0.47 mm/s，最大振动加速度有效值为33.94 mm/s2，均能够满足ISO 6954：2000（E）要求。

3.2.5 结论

本项目使用ANSYS有限元软件对某平台上部组块进行了模态分析、谐响应分析和瞬态响应分析，得出如下结论。

①新增压缩机与平台支撑结构不会发生共振，且支撑结构固有频率与压缩机激励频率分开裕度满足要求。

②对平台上部组块压缩机支撑结构进行动力响应分析，结果表明，平台支撑结构局部振动速度＜6.0 mm/s，加速度有效值＜286 mm/s2，新增加结构设计方案可行。

4 往复式压缩机减振措施

压缩机振动涉及到压缩机本体自身振动和管路振动，其影响因素较多且复杂，需要在设计阶段考虑可能带来的振动影响，并针对性地采取措施。

①减小气流脉动和脉动不平衡力。管内脉动气流在转弯、变截面、盲管和阀门等位置产生的交变的载荷-激振力会导致管道机械振动，通过合理设置缓冲罐、滤波管和孔板等措施使管道中脉动变得轻微，改变管道系统的气柱固有频率，避免气柱共振［4］。在管道设计上，进行气柱固有频率计算，尽可能减少弯头，加强安全阀支撑和管道支撑。

②合理设计压缩机底撬。压缩机所有电缆管线、仪器仪表管等都要安装在底撬上，底撬应具有足够的强度和刚度，设计时通过调整底撬长度和宽度，使其底面形心和机组的质心位于同一铅垂线上［5］，尽量避开共振区工作，控制撬座的振幅。

③提高压缩机下方结构强度。压缩机底撬与平台结构梁直接连接，常用的小梁 H300/H350不能满足强度要求，需要提高梁的截面规格或增加筋板，并保证主梁的连续。在支撑电机、压缩机及洗涤罐的底撬结构梁下部应有对应的平台结构梁。对于布置在平台主轴线外的压缩机，还需要根据计算结果适当增加斜撑，提高局部刚度，以减小振动引起的位移和变形。

④优化压缩机底撬和平台结构梁的焊接。部分压缩机底撬和平台连接只焊接撬边，结构不能对压缩机底撬形成有效支撑，需要加强电机压缩机及洗涤罐的焊接。所有底撬结构梁在与平台结构梁焊接时应先对齐、再焊接；如发现底撬结构梁和平台结构梁有超标的变形，则必须把变形纠正到允许值范围后才能进行焊接。

5 结 语

海洋平台的结构安全评估往往只考虑上部设备荷载、活荷载、风浪流和海冰的作用，常忽略设备引起的振动问题。本文以改造新增往复式压缩机为例，设计时根据压缩机底撬的形式在下方对应设置结构梁，提高了结构强度，并在此基础上进行了动力响应评估，其结果满足规范要求，确保了机组运行的安全性和可靠性。此分析方法和减振措施可以应用到平台其他振动设备的动力分析中，如钻井泵、空压机和注水泵等，具有广泛的实用性和参考价值。