离心式LNG压缩机出口管路振动问题分析及解决方案

王利勇，赵铮

（沈阳鼓风机集团股份有限公司，辽宁 沈阳 110869）

1 设计信息

机组为两段7 级，电机驱动，齿轮箱增速，采用公共底座。压缩机工作转速8144r/min，一段进气压力0.275MPa（A），温度40℃，流量71561Nm³/h，二段出口压力4.1MPa（A），温度125.6℃，流量67856Nm³/h，中间没有抽加气。

2 排查方向

鉴于压缩机轴振动值及管路振动均明显偏大，首先判断是压缩机振动后引起的管路振动，还是管路振动后引发压缩机振动。

（1）核算压缩机性能，确认压缩机是否在设计工况下运行，是否发生了喘振等现象。

（2）复查压缩机运行趋势，查看振动是否与转速、压力等因素有直接关系。

（3）核算压缩机转子稳定性，根据实际运行数据进行气动及力学分析。

（4）振动明显的管路上取多点实测振动情况。

（5）复查管路设计及安装情况。管路设计应力是否达标、管路支撑设计是否达标。

（6）如条件允许，对压缩机振动情况进行频谱实测。

3 复查核算结果

（1）核算压缩机性能已达设计负荷的90%，压缩机理论计算及实际均未发生喘振，机组实际运行气源条件略偏设计，但不是造成压缩机振动的总要原因。

（2）复查运行趋势，当二段出口压力低于0.3MPa（A）时，压缩机驱动端两点振幅也有波动的情况，但波动时间跨度较长。当压缩机二段出口高于0.3MPa（A）时，驱动端两点振幅明显增大，随着压力提升一度达到报警值，此时，非驱动端两点振动也有明显的波动情况，但波动幅度较小。通过运行趋势初判，机械试车振动值合格，说明转子自身平衡不存在问题。虽然随着转速的提升，振动值也有明显增大的趋势，但是总体振动与压力存在一定关系，且现场曾进行降低转速的试验，此时振动值仍然偏大，具体需深入分析。

（3）核算转子稳定性无问题，通过力学及气动方面核算，压缩机上转子、叶轮、隔板方面设计上不存在问题，设计结构上合理不存在频率干涉问题。通过上述核算证明压缩机各项指标满足API617 及相关标准要求。从此暂可排除压缩机原设计气动及力学上的原因造成压缩机振动。

（4）现场采用手持式测振仪，在压缩机风筒法兰处至二段出口冷却器间管路多点复测，远离二段出口法兰处的测点振动值越大，振动速度（10～40mm/s）。

（5）复查管路安装情况，发现管路弹簧支架设计存在问题及螺栓松动。其中，限位支架与弹簧支架存在2mm 间隙；核算管路应力存在问题，核算二段管路管口对压缩机风筒的作用载荷，当二段出口压力低于0.3MPa（A）时，管路对压缩机的作用载荷小于压缩机许用值，此时不会对压缩机造成影响（2FC+MC=33.19）；当二段出口压力高于0.3MPa（A）时，随着压力及温度的升高，管路对压缩机的作用载荷明显增大，压缩机达到工作状态时，已超出压缩机承受范围（超出了API617 要求值，2FC+MC=147.99）。另一段与二段管路同用一个龙门支架。

（6）压缩机风筒法兰至第一个90°弯头间的直管段较短（约700mm 左右），实际管道口径DN250，此时核算管道内介质流速14.77m/s，此时流速相对较高，根据以往工程的设计经验，流速一般最好控制在10m/s 左右。压缩后高温高压气体流速较高，有可能会对该段管路造成冲击或者排气不畅的情况。

（7）通过现场频谱实测，间隙电压方面：振动值的波动伴随着间隙电压的波动，驱动端相对于非驱端较为明显。驱动端间隙电压波动的情况说明转子在驱动端受到外界不利因素的影响造成转子运行失稳，说明了振动波动真实存在。频谱方面：驱动端两侧点均有能量较高的低频带，这是造成该侧振值偏大的因素之一。对比振动值的最高点与最低点，驱动端4.88Hz 和24.4Hz 是造成振动值波动的根本原因。查看波形与轴心轨迹，振值在最高点与最低点轴心轨迹发散，重复性不好。

4 振动原因判定

排除压缩机发生喘振造成振动大，排除压缩机自身气动及力学设计上问题造成振动大，排除压缩机因转子稳定性差发生激振导致振动大，排除压缩机设计结构不合理导致频率干涉问题引起的振动大。通过核算压缩机方面没有造成振动的因素，故判断压缩机振动原因是管路振动引起。

通过频谱分析初判压缩机驱动端振动频率中的低频成分与二段出口管路的振动有关，但无法判断造成管路振动的根本原因，但通过核算管路应力、管路对压缩机作用载荷，管路介质流速、管路支撑与限位支撑均存在问题，需要重新核算整改。

5 管路振动分析及处理建议

5.1 管道内介质流速超标问题

由于管道内介质流速高，对管路造成一定冲击，建议将二段出口管路由DN250 更改为DN300；第一个直管段较短，经验上高温高压气体在700mm 短的通道内极速改变流动方向，不利于稳定运行，建议将第一个直管段由700mm更改为1000mm 以上。更改后，压缩机整体受理校核结果：2FC+MC=112.07。核算结果虽然略高于API617 规范要求，但根据以往设计经验，可以满足安全稳定运行。

5.2 管路支撑不达标问题

（1）现场4 个管道的支架均生根到一个结构梁上。由于管道内介质是动态的，因此管道不可避免的会随着介质的流动发生一定的振动情况。如果所有管道均生根在1 个结构梁上，振动会随着结构梁传动，造成管路振动加剧。根据相关振动理论，振动会向整个结构中刚度最低的系统进行传递，结合该项目的具体情况，振动一定会向末段出气管路传递。因此建议将4 个弹簧支架单独做钢结构进行支撑，避免管道之间互相影响。理论核算龙门支架会发生一定变形，实际同样发生了一定变形。其中4 个弹簧支撑的作用点变形量分别为：一段进气支撑—0.203mm，一段出气支撑—0.179mm，二段进气支撑—0.481mm，二段出气支撑—0.477mm。而根据计算的4 个弹簧在工作状态的变形量分别为：一段进气弹簧变形量—0.113mm，一段出气弹簧变形量0.092mm，二段进气弹簧变形量0.375mm，二段出气弹簧变形量1.091mm。生根变形量带入模型重新进行了计算，此时4 个弹簧支撑发生了脱空现象，即由于弹簧支撑的生根梁发生了变形，造成4 个弹簧支撑未能起到设计时的预期。建议将门型钢结构设置斜撑以增加支撑刚度，如果条件允许，最好在横梁中部设置立柱防止横梁发生变形。

（2）压缩机各进出气风筒外侧第一个竖直管下方设计了4 个弹簧限位支架，设计期望通过限位，实现管道由于温度产生的荷载不会传递至压缩机上。而现场实际也是通过一个门型钢结构支架以实现限位作用。同样根据现场提供的钢结构型号进行了力学计算。实际4 个限位荷载点的变形量分别为（门型钢结构）：一段进气8.741mm，一段出气6.798mm，二段进气9.743mm，二段出气9.367mm。而根据设计时的管路应力分析结果，这4 个点的温度变形分别为（限位支架）：一段进气：0.968mm，一段出气6.399mm，二段进气1.359mm，二段出气6.372mm。在限位荷载的作用下，限位钢结构发生的变形量大于温度变形，该钢结构未能起到设计预期的限位作用。建议在限位横梁钢结构基础立面之间增设刚性支撑，减小限位钢结构的支腿变形。并在限位支腿处4 个方向设置斜拉筋，防止限位钢板发生变形。同时，将限位支腿钢板与钢结构横梁之间的间隙利用橡胶或钢板填塞，同时利用螺栓紧固，确保钢板与横梁之间无间隙。

（3）根据上述现场实际的情况进行了应力分析，建立模型与现场实际的情况保持一致，校核结果：2FC+MC=240.56，超出API 要求值，故得出结论，压缩机组的振动应该是由于管路作用在压缩机各进出气风筒法兰上荷载的合力、合力矩超出了标准2.4 倍要求。而该荷载较大的原因是由于现场的支架生根刚度不足，没有实现设计预期的效果造成的。更改后所有支架符合计算模型要求时，整机校核结果：2FC+MC=100.34，虽然也略超出规范要求，但根据以往设计经验，可以满足压缩机的正常运转要求。

6 机组运转情况

经过10 天对气管路及管路支撑的更改，压缩机重新投产运行，振动值均在25.4u 以下，二段出口管路振动明显下降，振动振幅15mm/s 以下，机组一直平稳运行。

7 结语

该压缩机组发生振动原因：管路应力、管路支撑设计不达标，实际管路支撑安装存在一定问题。气流对管路存在一定冲击，气流频率与管路固有频率接近，容易引发共振问题造成管路振动偏大，引发压缩机振动。管路应力不达标，导致管路管口对压缩机风筒作用载荷变大，随压力温度的提升效果更佳剧烈，管路管口对压缩机整机反作用载荷超标造成管路振动大，引发压缩机振动。管路支撑设计存在问题及实际支撑安装存在问题，管路内介质气高速流动，管路不能得到充分的支撑或限位，管路易发生振动，引发压缩机振动。