油田WHPD 平台新增压缩机橇隔振器设计

高 勋，黄志新，雷 林，王智勇

（海洋石油工程股份有限公司，天津 300451）

0 引言

目前国内海洋平台往复式天然气压缩机组采撬装结构，为提高压缩机组的刚度，通过焊接方法与平台甲板梁刚性连接[1-3]。现场应用表明，当同一甲板上安装多台压缩机组且同时运转时，压缩机组之间会产生振动耦合，造成压缩机组及甲板结构均出现振动过大的问题，影响压缩机组的安全运行。因此，如何妥善处理压缩机组之间的振动耦合，保证海洋平台往复式压缩机组的安全运行，是目前国内海洋平台往复式压缩机组设计迫切需要解决的问题。

1 确定隔振频率及隔振系统固有频率

弹性支承的固有频率应根据设计要求选择，由所需的振动传递率TA 或隔振效率I 决定，见式（1）。其中，η 为隔振系数。当缺乏这方面资料时，一般应使固有频率fn和扰动频率f 之比在以下范围内，即f 是fn的2.5～5.0 倍。

当上述条件难于满足时，应力求将fn控制在f 的70%以下。为了避免共振现象的发生，最好在设备的常用转速范围内不让fn与f 靠近。对于那些以隔声或缓冲为主要目的弹性支撑，fn应为f 的1.6～2.0 倍。

锦州25-1 南油田WHPD 平台预留气举流程实施项目新增的两台往复式天然气压缩机橇，型号为WHPD-X-2501A/B。WHPD-X-2501 压缩机组运行的额定转速为990 r/min，相应的激振频率为16.5 Hz；要求的隔振效率I 不低于82%。为了安全，按照隔振效率为94%进行设计，可以计算得出隔振系统固有频率应不高于3.93 Hz。

2 确定橇座质量、刚度和尺寸

当设备以垂向振动完全独立的方式弹性支撑时，通过式（2）可以计算出由激振力所引起的设备振幅A。

式中 Q——扰动力（或激振力），kg

W——被隔振设备的重量，kg

g——重力加速度，980 cm/s2

当算出的设备的振幅A 超出容许值时，则应增加W 以限制A 在容许值之内。为此，应把设备刚性地固定在钢制的或混凝土制的橇座上，然后将橇座按弹性支撑的方式连接在基础上。

大、中型往复式压缩机在竖向和水平向扰力和回转力矩、扭转力矩都较大，因此，未作修改时其橇座的竖向、水平向和绕旋转轴的回转方向都会产生很大的振动。在隔振设计时，需要做尺寸和重量都较大的隔振基础橇座才能满足工艺和隔振要求。根据隔振指标，钢结构的橇座基础的自振频率要避开设备的工作转速对应频率的3 倍以上，橇座及附加惰性块质量一般要2～3倍于被隔振设备的质量，具体的数值也可以根据隔振设备许可的振幅和隔振方向对应的总扰力幅值来计算。橇座质量m2可以由式（3）计算得出。

式中 [v]——设备允许的振动速度，cm/s

m1——被隔振设备质量，kg

p0——作用在隔振体系质量中心处沿被隔振方向的扰力幅值，kg·cm/s2

ω——干扰圆频率，rad/s

橇座通常由型钢或混凝土构成，前者制作方便，也可具备足够的刚性，但是自重较轻；后者刚性较好、重量较大，一般橇座以钢结构为框架、内部灌浆处理来保证隔振的刚度和质量要求。橇座的几何尺寸由被隔振设备的几何尺寸、安装和操作条件等决定，通常采用长方形和正方形，需要时也可以做成多角形、圆形等形状。

橇座惰性块的主要作用有：①降低整体固有频率，提高隔振效果；②减少被隔振机械设备自身的振动幅值；③降低隔振系统的重心，以提高稳定性；④减少机组重量分布不均匀性的影响；⑤克服刚性低的隔振元件产生的摇摆运动；⑥减少具有压力的流体输送机械隔振时输出口处的反作用力影响。

3 确定隔振器型式及刚度、阻尼

当所需的垂向固有频率在5 Hz 以上时，可以选用橡胶隔振器，但是要考虑其耐久性及工作环境的影响：如果在3～5 Hz，宜采用金属弹簧隔振；低于3 Hz 时宜采用空气弹簧隔振，较易调节。目前常用的为弹簧阻尼的复合隔振器。当隔振材料确定后，则根据机械设备的形状和激振力的类型、大小来确定隔振器的结构形式。

由已知的弹性支承垂向频率，可以通过式（4）推算处总的垂向支承刚度。

式中 K——弹性支承垂向总的动刚度，kg/cm

W——物体总重量，W=mg

δst——弹性支承在物体总重量下的静挠度，cm

d——隔振材料的动态系数，其值等于隔振器的动刚度和静刚度之比

绘制弹性支撑的静挠度和隔振材料的动态系数与固有频率间的关系（图1）。隔振设备质量、弹性支承动刚度与固有频率间的关系如图2 所示。

图1 弹性支撑的静挠度和隔振材料的动态系数与固有频率的关系

图2 隔振设备质量、弹性支承动刚度与固有频率的关系

根据被隔振橇座的结构尺寸、机脚数量和相邻隔振器2～3 m的适宜间距，确定选用的隔振器数量。隔振器的刚度可以由被隔振设备的重量，结合固有频率值，由图2 定出垂向刚度值。根据工程资料显示，隔振器水平刚度一般取为垂向刚度的80%，但是当水平扰力及振动较大时，可以适当增加水平刚度值，一般选取垂向和水平向刚度比较接近的隔振器。

隔振设计要求体系的自振频率小于强迫振动频率，因此，在动力设备启动或关机过程中必会出现瞬时共振，即通过共振。通过共振的最大振幅虽然总小于稳定振动时的共振幅值，但比稳定振动大得多。为防止设备发生过大的振动和隔振器承受过大的动载荷，需要用阻尼来控制通过共振时的振幅。通过共振时的振幅与通过共振的速度有关，速度越快，最大振幅越小。由于动力设备启动和关机的时间一般大于5 s，强迫振动频率大于10 Hz，这时共振的最大的振幅与稳定共振振幅比较接近。为了便于计算，假定两者是相等的，则共振的最大振幅。

共振是瞬时的，允许的最大振动可以取稳定振动时的5～6倍，即[Amax]=（5～6）A。由此可计算隔振器所必须的阻尼。

阻尼确定的另一种方法是根据构造要求配置，即隔振体系的竖向和水平向均需要配置不小于0.05 的阻尼比，不能仅配置竖向阻尼不配置水平阻尼，不然启动、停机和调速时会产生比正常工作状态大得多的水平向振动，且正常运转时平稳性也较差，会产生较大的低谐波振动，工程实践中较适宜的阻尼比范围为0.05～0.20，这样设备运转会比较平稳。

通过式（4），可以计算出隔振系统需要的总的垂向支撑刚度不大于40.29 kN/mm。

在确定了弹性支撑的刚度、阻尼等参数后，即可按产品样本查找合适的隔振器。再从强度方面的要求来校核弹性支撑的大小、尺寸，隔振器的承载力可按静载荷验算，但应考虑刚度、重力、重心误差产生的受力不均，留有适当的余地，隔振器的额定载荷应为工作载荷的1.25 倍以上。

4 参数及计算结果

将WHPD-X-2501 压缩机组橇装及隔振系统设计参数汇总（表1）。根据压缩机运行工况和隔振效率的要求（不低于82%），设计隔振效率选择为95%。设计的运行工况下机组重量为66 298 kg，其中，运行工况下机组重量=橇座+橇内设备+惰性质量，橇座质量为18 765 kg，橇内设备质量为34 235 kg，增加的惰性（40 mm 厚钢板）质量为13 298 kg。其他设计结果见表2。

表1 弹簧隔振器设计参数

表2 弹簧隔振器设计结果

计算过程说明如下：

（1）压缩机及其橇装在运行工况下初始质量约53 019 kg，其中底橇质量为18.765 kg，橇上设备质量为34 235 kg，根据经验，底橇质量应不小于橇上设备的1.0～1.5 倍。另外，考虑到实际吊装时的重量要求，额外在底橇增加了一块与底橇大小相同、厚40 mm 的钢板，其质量约13 298 kg。最终，运行工况下压缩机机组橇装总重约66 298 kg。

（2）压缩机运行转速为990 r/min，基频为16.5 Hz，隔振效率设计值为94%，根据式（1）计算出隔振器固有频率为3.92 Hz，隔振器总刚度为40.29 kN/mm。选用一组10 个隔振器时，则单个隔振器垂直刚度为4.029 kN/mm，单个隔振器水平刚度按垂直刚度的80%计算，为3.223 kN/mm。