摘　要：针对天然气长输管线常用的往复式压缩机工艺管线振动严重超标的问题，通过对不同工况下关键测点的振动测试和压力脉动分析，结合测点的测试数据和频谱特性，得出了压力脉动是导致管线振动主要原因的认识。为了控制压力脉动以消减激振力，根据现场的工艺要求，提出了增加汇气管的缓冲容积和改善管道配置的治理措施。完成整改后，再次进行了关键测点的振动测试和压力脉动分析，数据表明：整改前后压缩机在相同工况参数下运行时，测点最大振动位移由289.76mm降低到47.2mm；最大振动速度由34.26mm／s降低到5.18mm／s；压力脉动也符合API618标准的要求。同时，管线的振动烈度满足多台压缩机同时运行的要求，使得增压站的天然气处理量至少由67.41×10⁴m³／d提升到119.52×10⁴m³／d。该案例表明，对压缩机进行变工况振动测试和频谱特性分析，可方便地找出主要振动源，为管道的减振治理提供依据。

关键词：输气管道  往复式压缩机  管线振动  测试  频谱分析  压力脉动  减振措施

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

压缩机是输气管线的能量供给设备，是天然气管道输送的心脏。由于往复式压缩机具有流量调节范围大、压缩比大、压力适用范围广和效率高等优点，被广泛用于天然气管输增压和气田开采领域^[1]。然而往复式压缩机吸、排气的间歇性和周期性，加之管道存在弯头、异径管、三通管等因素，不可避免地会引起管内流体压力、流量、速度等参数的脉动和冲击^[2-3]。过大的气流脉动会增加压缩机的功耗，引起管道及附件的强烈振动，影响压缩机的正常运行，给设备留下了安全隐患。某增压站由于配管设计的缺陷，管线出现了较大的振动，部分压缩机组无法运行，实际处理能力远远小于设计规模，严蕈制约了，生产。

管道振动系统包含有机械振动系统和气柱振动系统，是一个典型的流固耦合振动^[4]。国内外学者对管道机械振动和气流脉动问题进行过大量研究，为解决众多工程问题提供了理论和实践基础。在管道振动控制工程应用中，在控制管流脉动、消减激振力、合理布置管道空间结构、提高设备和结构抗振能力方面，解决了很多工程实际问题^[5-6]。针对往复式压缩机工艺管线振动超标的情况，对管线关键测点进行变工况振动测试，分析振动数据和频谱特性，找出振动根源，并提出治理措施，完成减振效果评价。

1　振动测试与原因分析

某增压站是一座集采、集、输、增压功能为一体的大型集输站，设计处理规模为183×10⁴m³／d，设计压力为8.0MPa。压缩机组由3台(1号、2号、3号)功率为1250kW和1台(4号)功率为1030kW的大型往复式压缩机组成，压缩机结构为水平对称平衡型，采用燃气发动机驱动。增压站工艺管线布置情况如图1所示，分离器出口管道与汇气管连接，汇气管出口管道与压缩机连接。增压站自投运以来，压缩机组运行参数达到设计要求，但管道系统振动异常，无法运行多台压缩机组，严重制约了生产产量。虽采取了强化管道支承、加固连接底座等减振措施，但减振效果不佳。

导致管线振动因素很多，主要有管线系统结构的固有频率落在共振区引发的机械共振，管流的气柱同有频率落在共振区引发的气柱共振，压力脉动过大引起的管道振动，以及动力平衡性差引起的振动^[7]。为了全面分析工艺管线振动的原因，根据机组的实际情况，采用便携式振动测试仪对管线的关键部位进行了现场测试。振动测点1～5的位置及方向、压力脉动测点A的位置见图1。测试工况为：①1号压缩机在3种不同转速下单台运行；②1号压缩机转速为1050r／min，窄载和负载运行；③测点A处的压力脉动测试。测试结果包括测点的振动位移、振动速度、压力脉动以及测点振动速度的频谱特性。鉴于测试数据较多，只列出了具有代表性的测试结果，其中1号压缩机运行参数和测点的振动值分别见表1、2，测点4在Z方向的振动速度频谱见图2。结合国内外机械振动测量与评价的相关标准，确定管线振动烈度级为18，振动位移界限值为283mm，振动速度界限值为17.8mm／s^[8-9]。

数据分析得出：①由表可知，测点2～4在Z向的振动速度值超过界限值，管线的最大振动方向是Z向，原因在于管流经过测点2、5处弯头时方向发生改变，产生较大的激振力，引起管线Z向上的振动；②从图2看出，在基频(压缩机转速和压缩缸作用方式对应的激发频率)成分上，测点4在Z方向的振动速度与转速有相同的变化趋势，当转速由950r／min®1050r／min变化时，其他测点的振动位移、速度都有增加趋势，初步判断管线的振动不是由机械结构共振引起；③现场测试发现，1号压缩机转速为1050r／min时，空载时管线振动强度很弱，而负载时管线振动强度变大，说明管线振动是由压力脉动引起的；④由图2可知，振动速度频谱图的频率成分单一，振动频谱主要集中在基频成分上，其他倍频或分频成分上的振动值很小甚至没有，这是一种典型的由压力脉动引起的振动频谱图；⑤1号压缩机以转速1050r／min运行时，测点A处的波峰压力为4.354MPa，波谷压力为4.263MPa，压力不均匀度为2.12％，由API 618标准计算得出压力脉动的限制值为0.91％，由此可知管道的压力脉动严重超标^[10]。综上所述，管线振动超标的主要原因是压力脉动，过大的压力脉动产生了较大的激振力，使管道发生受迫振动。现场调研也发现汇气管(管径为400mm)的缓冲容积不够，缓冲效果甚弱，加之汇气管进出口设置不尽合理，弯头较多也是引起管线振动的原因之一。

2　振动治理措施

对气体管道系统而言，忽略管壁和气体之间的耦合，可近似认为管道振动是作用在管道上周期性激振力引起的受迫振动，振动运动微分方程为^[11]：

式中[M]、[C]和[K]分别为管道的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；

分别为管道质点的加速度、速度和位移，{F}为外加激振力。

由式(1)可知，控制和消除管道振动可从两方面着手：①改变管道系统结构特性参数[M]、[C]和[K]，如增设平衡块、采用阻尼隔振元件、增加支承刚度等；②消减激振力{F}，如增加弯头曲率半径、增加缓冲容积、安装孔板等。由压力脉动引起的振动通过强化支承、加固管线不会改变激振力大小，不能从根本上消减振动。该增压站前期已经采取了改变管道系统结构参数的减振措施，但均未解决振动超标的问题，也证实了这一结论。

结合现场实际，从消减激振力{F}、管线设计相关标准和现场操作工艺方面综合分析，确定了如下的治理措施：①考虑设备检修和倒流程操作，采用2个独立的汇气管，2个汇气管出口分别连接到1号、2号和3号、4号压缩机；②按照一般汇气管的流通面积应大于进气管流通面积总和3倍的要求，增加汇气管直径和缓冲容积^[12]；③减少弯头以及增加弯头的曲率半径；④缩短管线长度以增加管线刚度、合理布置支承。工艺管线整改前后关键参数对比如图3所示。

3　振动治理效果

按照图3的整改参数完成了工艺管线的现场整改，整改前后现场如图4所示。为评价减振理效果，完成了1号压缩机单台运行和1号、2号压缩机同时运行两种工况的现场测试。测点的布置情况如图4所示，测点的方向与整改前一致，其中1号压缩机单台运行参数及测点的振动位移和速度值分别见表3、4，1号、2号压缩机同时运行时测点的振动位移和速度值见表5，整改前后l号压缩机单台运行时测点振动速度对比图如图5所示。

数据分析得出：①由图5知，工艺管线整改后，1号压缩机单台运行时管线的振动位移和速度大大降低，最大位移为47.2mm，最大振动速度为5.18mm／s，远低于限定值；②相比1号压缩机单台运行而言，1号、2号压缩机同时运行时工艺管线的振动略微增加，最大位移为65.87mm，最大速度为6.55mm／s，但都在标准范围之内；③1号压缩机单台运行时，测点B处的波峰压力为4.128MPa，波谷压力为4.115MPa，压力不均匀度为0.3％，低于压力脉动限制值0.54％(API 618)；④由于1号、2号两台压缩机同时运行时，处理量达到了119.52×10⁴m³／d，增压站的处理能力得到较大提升；⑤另外，3号、4号压缩机共用另一汇气管，工艺管线振动情况与1号、2号压缩机运行时基本一致，管线振动也满足标准要求。

4　结论

1)分析不同工况下管线的振动速度频谱特性以及关键点的压力脉动测试，得出了压力脉动是引起管线振动的主要原因，其根源在于汇气管缓冲容积太小，进出口配置不合理，产生了较大的激振力，使管线受迫振动。为了控制管道的压力脉动，提出了增大汇气管的缓冲容积、增加弯头曲率半径以及合理布置支承的治理措施。工艺管线整改完成后，测点的振动明显降低，压力脉动达到了要求，取得了较好的减振效果，同时也提升了增压站的处理能力。

2)引起管线振动的原因很复杂，切忌不做任何分析就盲目减振。只有通过正确的测试、分析及处理，找出主要原因才能采取有效的治理措施。由于往复式压缩机吸、排气的间歇性，压力脉动作为一种激励源是无法根除的。工程应用中，控制压力脉动、消减激振力是首要的。事实证明，增加缓冲器容积、增设减振元件以及调整管道系统的结构特性参数是有效的减振措施。

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本文作者：梁政  李双双  张梁  徐立  田家林  冯丞科

作者单位：西南石油大学机电工程学院

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