潘 鑫，赵元林，杨怀军，李增魁

（1.渤海钻探工程有限公司油气合作开发分公司，天津 300280；2.渤海钻探钻井技术服务公司，天津 300280；3.渤海钻探工程有限公司油气井测试分公司，河北廊坊 065007）

0 引言

往复式压缩机组产生管道振动的原因，与其机械部件构成、工作原理密不可分。理清管道振动的原因，是设计加工生产管道主要动力部件吸振器的重要前提与技术基础，因此有必要对压缩机的机械部件构成、工作振动原理和管道振动的原因进行深入研究和分析。

1 往复式压缩机工作原理

往复式压缩机组通过液压电机的轴向杆带动活塞曲柄旋转，再带动活塞杆做直线往复式运动，是一种小型容积式移动压缩机，工作原理如图1 所示。往复式压缩机气缸内部气体压力循环过程，主要分为4 个步骤，如图2 所示。

图1 往复式压缩机工作原理

图2 工作循环阶段

（1）气体膨胀。活塞由A点移动到B 点，气缸容积由阀的V0膨胀增大至V1，因此气压从P2减小到P1。

（2）吸气。活塞由B 点移动到C 点，气缸容积从V1迅速增加至V3，气体在P1压力下被吸进压缩机中。

（3）气体压缩。活塞由C点移动到D 点，气体被活塞压缩，气压从P1增加到P2。

（4）气体排出。活塞由D 点移动到A 点，排气阀打开将气体排出，压缩机内气体容积从V2减小到V0。

2 往复式压缩机振动机理

2.1 气流脉动因素引起

气流压力脉动对运行管道的振动作用一般划分为两部分，分别是管道压力脉动耦合作用和压力速度脉动耦合作用，其中，压力速度脉动耦合作用是导致往复式压缩机组振动的决定性因素。往复式压缩机组中的具有一定压力的气体高速流动时，由于受到压缩机组管道弯头、变径器、安全控制阀等部件的阻碍，产生具有一定周期性的具有较高能量的压力脉动，直接导致往复式压缩机组产生强烈的机械振动。压缩机内气体压力脉动的变化如图3 所示。

图3 压缩机管道内压力脉动变化

为了更好地分析往复式压缩机组内部压力脉动变化，相关学者提出压力不均匀度作为参考量进行分析研究，为了使管道安全、稳定地输送气流，必须将压力的不均匀性控制在一定范围内。压力不均匀度的定义可以表示为：

式中 Pmax——管道绝对压力的最大值，MPa

Pmin——管道绝对压力的最小值，MPa

P0——管道平均绝对压力，（Pmax+Pmin）/2，MPa

脉动压力一般用ΔP 表示，表示气体压力偏离平均绝对压力的最大程度：

根据相关国内标准：①对于往复式压缩机组内气缸，其压力均匀不平衡度应保持在5%～7%；②对于往复式压缩机组内连接管道的进气和连接部分，压力不均匀度应保持在4%～8%；③对于排气管部分，其压力不均匀度应在2%～4%。压力不均匀度的控制主要与往复式压缩机组中部件所处的原理范围相关，针对于不同的压力范围，其压力不均匀度许用范围也有所不同。

2.2 共振因素引起

往复式压缩机组的振动还有可能是内部共振引起，压缩机管道共振可以分为结构件共振与气体共振两种类型。往复式压缩机内部气体共振是指在活塞的往复压缩运动过程中，被压缩的气体是一种弹性振动体，其具有一定的自身固有频率，活塞对气体进行压缩的过程也具有其自身的激发频率，当这两种频率相同时，将会发生气体共振现象。往复式压缩机内部结构件共振与气体共振原理相类似，压缩机管道等结构件在压缩机运行过程中是一个具有固定频率的机械振动系统，当电机的基频频率与该频率相重合或者接近时，就会迫使往复式压缩机内部发生剧烈振动。该情况下结构件共振、应力集中，出现压缩机部件劳损等现象。

2.3 机组自身因素引起

（1）设计参数问题。如果压缩机机械设计出现问题，其运行时产生惯性力处于非平衡状态，会引起管道内的强振动。

（2）不合格安装。往复式压缩机组使用过程中，由于出厂设计问题导致的压缩机强振动相对较少，但是不合格的安装调试过程将导致压缩机组运行可靠性受到严重威胁。在往复式压缩机组安装调试过程中，由于安装人员自身专业能力的不足和工作时不够全神贯注，常导致压缩机基座不牢固、压缩机地脚螺栓未稳固等细小因素出现，最终导致压缩机整体出现较大的振动。由于轴承和轴瓦之间的空隙较大，一旦曲柄中心线不垂直将会导致联轴器的动力平衡不对等，压缩机也会出现异常振动现象。同时，支撑管道安装位置不合格等因素也都会引起压缩机管道异常振动。

2.4 往复式压缩机振动分类与标准

往复式压缩机是大型压缩机设备，属于GB/T 6075.2—2012《在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动》第六部分的第5、6、7 类机械振动的评定范围，其评定标准由A 到D 依次是：A—最佳机器状态（刚投入使用的机械振动状态），B—机器的振动状况良好（能长期工作），C—机器的振动状况较差（不适合长时间运行，应定期进行维修），D—机器的振动状况很差（机器可能出现损坏，应立即停止，进行维修）。

根据现场压缩机振动试验结果，与振动标准对照，压缩机振动的较大部件包括一级出口安全阀（轴向）等，见表1。压缩机一级出口安全阀的轴向振动值为44.3 μm，是以上振动位置最大的值，振动速度为19.6 mm/s，振动时域如图4 所示。按第5 类机械振动值比较，一级出口安全阀的轴向振动位于B 等级和C等级之间，需要特别注意。

表1 往复式压缩机振动数据

图4 振动时域

3 往复式压缩机振动控制策略

3.1 削减激振力强度

（1）安装气缸缓冲控制装置。该装置直接连通气缸，从根源上减弱振动压力，减少汽缸气流通过脉动产生的阻尼系数，减少气缸中的气流脉动，从而大大减少气缸振动。

（2）设置气流脉动衰减装置。根据声学滤波原则，气流脉动衰减装置可有效削弱压力脉动强度。声抗滤波器根据声学滤波的原理，可以消除部分频段的脉动，减小振动和其产生的影响。往复压缩机以采用声抗滤波器为主。

3.2 优化设计管道动力性能

（1）管道机械的固有频率。管系的固有频率决定了管道的刚度，调节管系刚度时，可以对管道的固有频率进行调整，优化管道布置，合理地设置管道支架。布置往复压缩机管道时，应尽可能沿地面铺设，避免使用不必要的弯头，减少激振对压缩机和其管道的不利作用。

（2）压缩管道各个气柱的固有频率。这种设计主要用于精确测量压缩管道的各个气柱固有频率，使其在控制压缩机的轴向激发振动频率之外，防止带动压缩机的管道气柱发生共振。目前，改变燃气管道管径长度是调节管道气柱力和动力系统特性的主要方法之一。

4 结论

从压缩机振动结构和工作机理的角度考虑压缩机压力的波动变化，分析管道气流压力脉动、压缩机组共振等因素，以此为基础确定往复式压缩机组振动控制策略，为相关工程学科的振动研究提供了理论基础。