黃志強，黃 琴，陳 振，秦飛虎，楊 金，李 強

（1.西南石油大學(xué) 機電工程學(xué)院，成都610500；2.中國石油集團(tuán)濟柴動力有限公司 成都壓縮機分公司，成都610100）

頁巖氣是蘊藏于頁巖層可供開采的天然氣資源，中國的頁巖氣可采儲量較大。頁巖氣開采中后期，當(dāng)儲層壓力降低至與管網(wǎng)壓力的壓力差小于0.7 MPa時，自儲層流入井筒的流量會急劇減小，此時通過頁巖氣壓縮機裝置減小井口壓力，增加自儲層和井口的壓力差，可以增加流量和加大流速。另一方面，頁巖氣井井底壓力小，且開采中后期壓力衰減較快，短時間內(nèi)便會導(dǎo)致氣體因壓力低于管網(wǎng)壓力而無法正常外輸，必須利用壓縮機增壓外輸。同時，由于頁巖氣氣井偏遠(yuǎn)的特性，頁巖氣開采用的壓縮機組需要具備體積小，整機重量輕，能快速搬遷、重復(fù)利用等特性。因此，為提高頁巖氣開采效率和輸送距離，采取撬裝往復(fù)式頁巖氣壓縮機增壓技術(shù)，壓縮機外觀如圖1所示。

圖1 撬裝往復(fù)式頁巖氣壓縮機

撬裝往復(fù)式頁巖氣壓縮機組各部件之間通過管道相互連接，各部件、橇體與基礎(chǔ)通過地腳螺栓連為一體，是一個復(fù)雜的多自由度振動系統(tǒng)，本文將其稱為壓縮機撬裝模塊。當(dāng)壓縮機撬裝模塊的機械固有頻率與激振頻率接近時會發(fā)生共振，處于共振下運行的壓縮機組會發(fā)生劇烈振動，這會對壓縮機機體本身和與之相連的部件造成嚴(yán)重的沖擊，長期高頻振動與沖擊將對壓縮機的機械零件造成破壞，如頁巖氣開采現(xiàn)場壓縮機組出現(xiàn)連接螺栓斷裂、分離器內(nèi)部結(jié)構(gòu)損壞、緩沖罐開裂等現(xiàn)象，圖2所示為破損的實例，有的甚至?xí)斐蓧嚎s機基礎(chǔ)振裂，這將嚴(yán)重影響壓縮機組的正常安全運行及頁巖氣開采效率。

圖2 壓縮機組的分離器與緩沖罐結(jié)構(gòu)失效

針對壓縮機機組振動問題，國內(nèi)外學(xué)者主要圍繞壓縮機組的管線氣流脈動及曲軸扭振兩個方面進(jìn)行了大量研究，而針對壓縮機撬裝模塊整個系統(tǒng)振動的研究還比較少。高寶華等[1]基于平面波動理論，對某往復(fù)壓縮機的排氣管路進(jìn)行氣流脈動計算與分析，采用增設(shè)孔板的方法來消減壓力脈動幅值。王康[2]研究了不同結(jié)構(gòu)緩沖器的體積、長徑比、管口直徑對管道氣柱固有頻率和氣流脈動的影響。Zhao等[3]通過數(shù)值模擬研究了壓縮機出口管道的劇烈振動的原因，通過添加脈動衰減器，添加管道支撐來改善管道系統(tǒng)的整體剛度，以避免結(jié)構(gòu)共振。李艷玲[4]對往復(fù)壓縮機曲軸系進(jìn)行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，分析發(fā)現(xiàn)原曲軸系存在扭轉(zhuǎn)振動隱患，通過調(diào)整設(shè)計參數(shù)，改善了曲軸系扭振狀。陳濤[5]基于有限元理論，對動平衡高轉(zhuǎn)速曲軸進(jìn)行了扭振分析與優(yōu)化設(shè)計研究。趙杰等[6]對在役超高壓往復(fù)壓縮機進(jìn)行了結(jié)構(gòu)模態(tài)分析和動力響應(yīng)分析，找到了壓縮機振動的原因，并提出了一套減振方案。劉成武等[7]對壓縮機機體進(jìn)行了模態(tài)分析和振動響應(yīng)分析，獲得了機體的固有頻率和振型，以及機體在動態(tài)工況下的應(yīng)力、變形云圖，找到了機體結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)，為機體的結(jié)構(gòu)設(shè)計改進(jìn)提供理論依據(jù)。周厚強[8]對大功率往復(fù)式壓縮機的曲軸箱和整機進(jìn)行模態(tài)分析，獲得了該壓縮機曲軸箱的自由模態(tài)頻率和振型、整機的約束模態(tài)頻率和振型，并根據(jù)模態(tài)振型圖分析各階振型的特點，進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)，為整機的振動控制提供參考和方向。韓韜[9]對壓縮機機體進(jìn)行了動態(tài)特性分析，對作用在機體上的氣體壓力、主軸承載荷等主要激勵進(jìn)行了模擬，計算出了機體的振動響應(yīng)，獲得了機體振動大的區(qū)域，從而為機體的結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了依據(jù)。綜上所述，目前開展的壓縮機振動方面的研究一般從壓縮機管線氣流脈動、曲軸扭振以及單獨對主機機體本身振動進(jìn)行分析，針對撬裝壓縮機撬裝模塊整個系統(tǒng)的振動研究較少。壓縮機撬裝模塊各部件之間通過管道相互連接，各部件、橇體與基礎(chǔ)通過地腳螺栓連為一體，是一個復(fù)雜的多自由度振動系統(tǒng)。

由此，本文以某型號大功率往復(fù)式頁巖氣壓縮機為研究對象，基于振動理論，建立壓縮機撬裝模塊振動模型，利用有限元分析軟件ANSYS，開展壓縮機撬裝模塊振動特性研究，確定其在1、2 階激振頻率范圍內(nèi)的各階固有頻率和振型，掌握壓縮機撬裝模塊振動響應(yīng)規(guī)律。并基于振動分析結(jié)果，結(jié)合API618 設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，對易振部位進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，為減小機組共振風(fēng)險和振動控制提供理論指導(dǎo)。

1 壓縮機撬裝模塊振動理論

1.1 壓縮機撬裝模塊振動有限元分析理論

模態(tài)分析是振動分析的基礎(chǔ)，模態(tài)是結(jié)構(gòu)的固有振動特性，其參數(shù)包括固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型，求解模態(tài)參數(shù)的過程就是模態(tài)分析過程。而模態(tài)分析的本質(zhì)就是求解結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的固有頻率和系統(tǒng)內(nèi)各節(jié)點的振幅值的問題[10]。

壓縮機撬裝模塊是一個包含有主機、緩沖罐、電機、管線的復(fù)雜振動系統(tǒng)，由很多階的模態(tài)疊加而成，不同模態(tài)對撬裝結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的影響不同。本文采用有限元模態(tài)分析的方法，確定壓縮機撬裝模塊結(jié)構(gòu)振動時主要模態(tài)，以掌握結(jié)構(gòu)振動特性。

1.2 API618標(biāo)準(zhǔn)對固有頻率的規(guī)定

（1）共振區(qū)范圍原則

根據(jù)美國API618 石油化工和天然氣工業(yè)用往復(fù)式壓縮機對機械結(jié)構(gòu)固有頻率限制規(guī)定要求[11]：計算的機械結(jié)構(gòu)固有頻率與各階激振頻率應(yīng)滿足20%的頻率分隔區(qū)，即共振區(qū)為各階激發(fā)頻率的±20%范圍內(nèi)。

由壓縮機產(chǎn)生的激振頻率：

式中：m表示壓縮機氣缸作用方式的一個數(shù)，考慮到常用工況下氣缸采用雙作用方式，即m=2；n為曲軸轉(zhuǎn)速，n=1486 r/min。

計算可得激振頻率：

（2）管線最小固有頻率原則

根據(jù)美國API618 石油化工和天然氣工業(yè)用往復(fù)式壓縮機對管線系統(tǒng)的機械固有頻率限制規(guī)定要求[11]：保證管線系統(tǒng)的機械固有頻率大于壓縮機在額定轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生激振頻率的2.4倍，即：

2 壓縮機撬裝模塊振動分析

2.1 壓縮機撬裝模塊有限元模型建立

（1）三維模型建立及簡化

由于壓縮機撬裝模塊各部件的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在分析過程中，如保留全部細(xì)節(jié)特征，會出現(xiàn)網(wǎng)格過密的現(xiàn)象，導(dǎo)致計算量增大甚至不能求解的結(jié)果，因此在有限元計算前的實體建模過程中，根據(jù)有限元模型簡化原則，對壓縮機撬裝模塊模型簡化如下[12]：

（1）忽略部分細(xì)小特征。如主機部件上一些倒角、潤滑油孔和小的螺栓孔等予以忽略，將螺栓連接簡化為焊接；

（2）簡化對撬裝模塊結(jié)構(gòu)強度和剛度影響不大的幾何特征。如控制面板與按鈕等；

（3）保留對于影響較大的結(jié)構(gòu)。否則將嚴(yán)重改變系統(tǒng)的質(zhì)量、剛度矩陣，因而影響計算結(jié)果，故將空冷器、電機、主機、緩沖罐等較為復(fù)雜的結(jié)構(gòu)簡化為形狀相似的當(dāng)量質(zhì)量塊。簡化后壓縮機撬裝模塊模型主要包括空冷柜、主機、電機、緩沖罐、分離器、高位油箱、循環(huán)加熱器、管道等部件，壓縮機撬裝模塊幾何模型建立完成如圖3所示。

圖3 壓縮機撬裝模塊幾何模型建立

（2）主要材料參數(shù)設(shè)置

在線性靜力結(jié)構(gòu)分析中，因為不考慮熱載荷的影響，所以材料屬性只需要定義楊氏模量以及泊松比。因為考慮重力場的作用，即考慮系統(tǒng)的慣性載荷，所以必須要定義材料的密度。查閱《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計規(guī)范》手冊可知各部件具體材料參數(shù)[13]。

（3）模型網(wǎng)格劃分

當(dāng)生成模型時，典型地是用單元去連接節(jié)點以建立不同自由度間的關(guān)系，但是有時需要能夠刻劃特殊細(xì)節(jié)，如剛性區(qū)域結(jié)構(gòu)的鉸接連接、各部件之間特殊內(nèi)節(jié)點連接等，這些用單元不足以表達(dá)。因此可以用耦合和約束方程來建立節(jié)點間、自由度間的特殊關(guān)系，利用共享拓?fù)浼夹g(shù)，能進(jìn)行單元做不到的自由度連接難題。要解決自由度耦合難題，本文采取共享拓?fù)浼夹g(shù)，共享拓?fù)浜?，對壓縮機撬裝模塊振動模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，各個部件在相互接觸的位置就可以很好地實現(xiàn)節(jié)點共享。

采用共享拓?fù)浼夹g(shù)可以使面體之間生成相交線，在線體之間生成相交點，使壓縮機撬裝模塊各個部件相交處的節(jié)點自由度全部耦合，從而實現(xiàn)力和力矩的有效傳遞，有效地模擬各個部件聯(lián)接振動時的局部分離與接觸情況，并能提高計算效率和計算精度?？紤]到壓縮機撬裝模塊結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，采用四面體網(wǎng)格自動劃分，最大網(wǎng)格尺寸50 mm。壓縮機撬裝模塊模型網(wǎng)格劃分后，生成節(jié)點2 212 400個，生成單元1 474 357個，見圖4所示。

（4）邊界條件設(shè)置

壓縮機撬裝模塊各部件之間無相對滑動，通過螺栓或焊接的方式固定于底部撬板，底部撬板由混凝土澆注固定于地面，故對底部撬板施加固定約束。

圖4 壓縮機撬裝模塊三維模型

2.2 壓縮機撬裝模塊振動模態(tài)結(jié)果分析

在壓縮機撬裝模塊機械振動中，1、2階激振頻率的激振力將作為系統(tǒng)受迫振動的主要能量貢獻(xiàn)者[14]。結(jié)合實際工程分析，求解了壓縮機撬裝模塊處于1、2 階激振頻率范圍內(nèi)的各階頻率及振型結(jié)果，共30階模態(tài)結(jié)果總結(jié)如表1所示。

壓縮機撬裝模塊發(fā)生共振時各部件主要振型如圖5所示。

由壓縮機撬裝模塊振動模態(tài)結(jié)果分析可知：

（1）第11、13、14、23、24、25、26、27、28、29、30階，共11 階對應(yīng)的固有頻率落在1、2 階激振頻率共振區(qū)范圍內(nèi)，主要共振部位為管道、循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)、分離器結(jié)構(gòu)、主機及其附屬結(jié)構(gòu)，因此這些部位有發(fā)生共振的風(fēng)險。

（2）循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)、分離器結(jié)構(gòu)主要處于低階共振；管道結(jié)構(gòu)、主機及其附屬結(jié)構(gòu)主要處于高階共振。

（3）管道、循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)的振型主要為沿長、短軸方向的扭轉(zhuǎn)擺動。分離器結(jié)構(gòu)、主機及其附屬結(jié)構(gòu)的振型主要為沿長、短軸方向的擺動。

圖5 壓縮機撬裝模塊發(fā)生共振時各部件主要振型

表1 原壓縮機撬裝模塊處于1、2階激振頻率范圍內(nèi)的各階頻率及振型

3 壓縮機撬裝模塊振動控制優(yōu)化研究

由振動理論可知，增大結(jié)構(gòu)的剛度可以提高其固有頻率，故對各結(jié)構(gòu)部件采用結(jié)構(gòu)優(yōu)化的理念，提高各部件的剛度和穩(wěn)定性，以增大結(jié)構(gòu)的固有頻率，使各部件盡量避開1、2 階激振頻率共振帶，減小共振風(fēng)險，從而降低因長期高頻振動帶來的危害。基于壓縮機撬裝模塊的模態(tài)分析結(jié)果，對處于激振頻帶的各部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，包括管道、循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)、分離器結(jié)構(gòu)、主機及其附屬結(jié)構(gòu)，以減小共振帶來的危害，增加其可靠性。

3.1 關(guān)鍵結(jié)構(gòu)優(yōu)化

（1）管道結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由第23、24、26、28 階與第27、30 階模態(tài)計算結(jié)果可知，分離器的接管管道、緩沖罐的接管管道結(jié)構(gòu)的振型主要為沿長、短軸方向擺動，其均處于2階激振頻率共振區(qū)內(nèi)。改變管路結(jié)構(gòu)和增加管路約束即增大管路阻尼與剛度，考慮到對于投產(chǎn)運行中的管道系統(tǒng)改變管路結(jié)構(gòu)這種方法不切實際，因此只考慮在原來已有關(guān)卡之間增加管路約束，約束其上下、左右方向的振動。采用加設(shè)不同約束位置的防震管托，并進(jìn)行模態(tài)分析，對比找出最合理的約束位置，間隔壓縮機激發(fā)頻率的落點，以消除共振。

（2）循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由第5、8、11、14 階模態(tài)計算結(jié)果可知，其中第11、14階處于共振頻率范圍，循環(huán)加熱器擋板兩邊支撐架跨度較大，為1 066 mm，且上部結(jié)構(gòu)較重，重心高，而下部結(jié)構(gòu)較輕，出現(xiàn)了較大的扭轉(zhuǎn)振動。結(jié)合其結(jié)構(gòu)特點分析：兩邊支架穩(wěn)定性及剛度、擋板剛度不足，應(yīng)加強其剛度。為減小支撐架間的跨距，在中間部位增加一個支撐架，同時支撐架之間用型鋼進(jìn)行焊接，以增加擋板及支撐架的剛度和穩(wěn)定性，從而減小結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)擺動見圖6所示。

圖6 循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

（3）分離器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由第6、7、9、13階模態(tài)計算結(jié)果可知，分離器結(jié)構(gòu)振型主要沿長、短軸方向擺動，其中第13階處于1階共振頻率帶范圍內(nèi)，振動較為劇烈的部位為一級、二級進(jìn)氣分離器頂部位置，結(jié)合模態(tài)結(jié)果與結(jié)構(gòu)特點分析：分離器底部固定端與上部自由端的垂直間距較大，上部又連有管道，須加強分離器下部結(jié)構(gòu)的剛度。故在分離器外表面添加以結(jié)構(gòu)鋼為材料的補償圈，以增加其剛度，如圖7所示。

圖7 進(jìn)氣分離器添加補償圈結(jié)構(gòu)

（4）主機及其附屬結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由第20、22、25、29 模態(tài)計算結(jié)果可知，其中第25 階、29 處于共振頻率帶，振型表現(xiàn)為主機結(jié)構(gòu)沿短軸、長軸方向的擺動。結(jié)合模態(tài)結(jié)果與結(jié)構(gòu)特點分析：主機結(jié)構(gòu)體積龐大，結(jié)構(gòu)較為分散，具體表現(xiàn)為中體和氣缸的伸出較長，主機及其附屬結(jié)構(gòu)沿曲軸徑向、軸向的剛度和沿機身高度方向的剛度不足，應(yīng)當(dāng)在這三個方向采取加強措施。

考慮到原氣缸結(jié)構(gòu)與曲軸箱的支撐跨距長，此時氣缸的系統(tǒng)剛度低，各列氣缸處容易出現(xiàn)沿曲軸徑向、軸向的振動。因此在沿曲軸徑向和軸向的方向上添加支撐結(jié)構(gòu)，這樣就限制了氣缸沿曲軸徑向和軸向的振動，從而提高氣缸部件的剛度，支撐架構(gòu)與氣缸及底部撬板均采用螺釘聯(lián)接方式，如圖7所示。

原一、二級出氣緩沖罐與其下部的支墩結(jié)構(gòu)為面與線的接觸，在受到復(fù)雜激勵載荷的情況下，緩沖罐與支墩結(jié)構(gòu)不能很好地接觸，容易產(chǎn)生較大振動。優(yōu)化后的支墩結(jié)構(gòu)為面與面之間的接觸，限制了緩沖罐沿曲軸軸線和機身高度方向的振動，緩沖罐下部支墩結(jié)構(gòu)優(yōu)化如圖8所示。

圖8 主機及其附屬結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.2 優(yōu)化前后壓縮機撬裝模塊各部件模態(tài)結(jié)果對比分析

（1）管道結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后對比分析

優(yōu)化前分離器接管管道的第23、24、26、28階固有頻率均處于2 階激振頻率范圍內(nèi)；優(yōu)化后的排氣管道、分離器出口管道在1、2 階激振頻率范圍內(nèi)未出現(xiàn)振動，且滿足API618 管線最小固有頻率原則，對預(yù)防管道結(jié)構(gòu)發(fā)生機械共振有重要的意義。

（2）循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后對比分析

循壞加熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后的頻率及振幅變化對比如表2所示。

整體上，循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)優(yōu)化后相比于原結(jié)構(gòu)，固有頻率提高，最大振幅減?。黄渲袃?yōu)化前循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)的第3 次起振頻率為51.369 Hz，處于1 階共振頻率范圍內(nèi)，優(yōu)化后的循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)的第3 次起振頻率為91.63 Hz，頻率提高，振幅相對減??；優(yōu)化后的循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)相比于原結(jié)構(gòu)，在1、2 階共振頻率范圍內(nèi)未出現(xiàn)第4次起振。

（3）分離器結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后對比分析

分離器結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后的頻率及振幅變化對比如表3所示。

通過分析可知，整體上，壓縮機撬裝模塊一、二級進(jìn)氣分離器結(jié)構(gòu)優(yōu)化后相比于原結(jié)構(gòu)，固有頻率提高，最大振幅較??；優(yōu)化前二級進(jìn)氣分離器結(jié)構(gòu)的第1 次起振頻率為55.453 Hz，處于2 階激振頻率共振區(qū)范圍內(nèi)，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)未落在1 階共振頻率范圍內(nèi)，減小了分離器結(jié)構(gòu)共振風(fēng)險。

（4）主機及其附屬結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后對比分析

主機及其附屬結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后的頻率及振幅變化對比如表4所示。

通過分析可知，整體上主機及其附屬結(jié)構(gòu)優(yōu)化后相比于原結(jié)構(gòu)，固有頻率提高，最大振幅整體上降低。其中第2 次起振時，優(yōu)化后的振幅相比于優(yōu)化前有所增大，分析其原因為優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的固有頻率提高，但更接近2階共振區(qū)范圍，導(dǎo)致其對應(yīng)的振幅有所增大。第4次起振時，優(yōu)化后相比于優(yōu)化前，其對應(yīng)振幅降低了17.9%。

原主機及其附屬結(jié)構(gòu)第2 次起振頻率為114.38 Hz，處于2倍激振共振區(qū)頻率范圍內(nèi)，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)第2 次起振頻率為119.28 Hz，優(yōu)化后主機及其附屬結(jié)構(gòu)在2 倍激振頻率范圍內(nèi)未出現(xiàn)共振，減小了主機及其附屬結(jié)構(gòu)共振的風(fēng)險，提升了整機系統(tǒng)的可靠性、安全性。

優(yōu)化后的壓縮機撬裝模塊處于1階、2階激振頻率范圍內(nèi)的各階頻率及振型結(jié)果共18階，其模態(tài)結(jié)果總結(jié)如表5所示。

綜上，優(yōu)化后的壓縮機撬裝模塊各階固有頻率提高，振幅減小。原壓縮機撬裝模塊共有11階于共振頻率帶范圍內(nèi)，優(yōu)化后有6 階，與優(yōu)化前相比，落在共振頻率帶的共振階數(shù)減少，大大降低了壓縮機組共振風(fēng)險。

4 結(jié)語

本文考慮頁巖氣壓縮機撬裝模塊為復(fù)雜多自由度機械振動系統(tǒng)，基于振動理論，開展壓縮機撬裝模塊振動分析，掌握了壓縮機撬裝模塊各部件的振動特性和響應(yīng)規(guī)律，得到以下主要結(jié)論：

（1）針對頁巖氣壓縮機撬裝模塊構(gòu)型和建模復(fù)雜的問題，采用共享拓?fù)浼夹g(shù)，有效解決了各部件之相交處節(jié)點的自由度耦合難題，實現(xiàn)了部件間力和力矩的有效傳遞，更加符合工況。

表2 優(yōu)化前后循環(huán)加熱器結(jié)構(gòu)各階模態(tài)結(jié)果對比分析

表3 優(yōu)化前后分離器結(jié)構(gòu)各階模態(tài)結(jié)果對比分析

表4 優(yōu)化前后主機及其附屬結(jié)構(gòu)各階模態(tài)結(jié)果對比分析

表5 優(yōu)化后壓縮機撬裝模塊各階固有頻率及振型

（2）掌握了壓縮機撬裝模塊在1、2 階激振頻率范圍內(nèi)的各階主要模態(tài)特性，確定了壓縮機撬裝模塊處于共振區(qū)范圍的危險部件為管道、循環(huán)加熱器、分離器、主機及其附屬結(jié)構(gòu)，預(yù)測了各危險部件在激振頻率下的實際振動響應(yīng)趨勢，為壓縮機撬裝模塊振動控制提供科學(xué)依據(jù)。

（3）采用提高各部件結(jié)構(gòu)剛度的準(zhǔn)則，對緩沖罐采用充分包絡(luò)承托結(jié)構(gòu)、進(jìn)氣分離器采用補償圈加強結(jié)構(gòu)、管道增設(shè)防震管托等，開展了壓縮機撬裝模塊振動控制優(yōu)化技術(shù)研究。

（4）優(yōu)化后的排氣管道、分離器接管管道的固有頻率滿足API618管線最小固有頻率原則，對預(yù)防管道結(jié)構(gòu)發(fā)生機械共振有重要的意義。

（5）優(yōu)化后的壓縮機撬裝模塊各階固有頻率提高，振幅減小。原壓縮機撬裝模塊共有11階于共振頻率帶范圍內(nèi)，優(yōu)化后有6 階，相比與優(yōu)化前，落在共振頻率帶的共振階數(shù)減少，大大降低了機組共振風(fēng)險，其中關(guān)鍵部件主機結(jié)構(gòu)振幅最大降低了17.9%。