1天津大港油田炼油厂空分改扩建装置建成于1999年，这是一套附属装置，它为该炼油厂加氢装置、重整装置提供高纯度的氮气，装置共有三台压缩机，其中两台PW- 8. 5/ 6 25氮气无油润滑压缩机，结构型式为卧式、一级、单作用活塞式压缩机。
这两台压缩机自1999年5月单机试运以来，突出问题是基础剧烈振动，对压缩机机房的安全性构成极大的威胁。采用日本制造的型号为VM - 63测振仪对基础进行振幅、振动速度的测量。
国家标准GB50040- 96动力基础设计规定中对活塞式压缩机基础的振动是这样规定的：对基础的振动应同时控制顶面的*大振幅和*大振动速度，基础顶面控制点的*大振幅不应大于0. 20 mm，同时*大振动速度不应大于6. 3 mm/ s.
选取A、B、C、D四个控制点，对其振幅、振动速度进行测量。
可以看出A、B、C、D四个控制点竖直方向（ Z方向）的振幅和振动速度值均超出国家标准的要求。
2原因分析
2. 1原因之一
为了便于分析、判断引起基础振动的原因，利用测振仪对压缩机的气缸、机身、轴承等处的振动情况作了测量，其振幅、振动速度均未超出GB7777- 87往复活塞压缩机机械振动测量与评价标准，因此排除压缩机本身的原因而在基础上找原因，为此向生产厂索要了主机、电动机的重心坐标资料。
以G、G、G0分别为主机、电动机、机组的质量， X、X、X 0分别为主机、电动机、机组在X方向上的重心坐标。根据：
G X + G X = G 0 X 0经计算知机组的重心坐标：
X 0 = 146mm， Y 0 = 122mm， Z 0 = 286mm设计单位提供的基础质量为10000kg，基础重心坐标为：
X= 130mm， Y= 110mm， Z= 273mm由上文可以看出：机组的重心和基础的重心并不重合，这是造成基础振动的原因之一。
2. 2原因之二
生产厂家提供的压缩机设计数据。
转速n 400r/ min曲轴旋转半径r 120mm连杆中心距l 500mm往复运动质量44. 5kg曲轴旋转运动质量m r 40kg
根据数据可计算出现有机组曲轴旋转运动质量产生的旋转惯性力两块平衡配重产生的旋转惯性力（据生产厂提供m 0 = 68kg， r 0 = 0. 126 mm计算）两块平衡配重剩余的旋转惯性力旋转惯性力是自由力，且周期性变化，它作用于基础上将引起基础的振动。对于曲轴旋转运动质量产生的旋转惯性力可通过在曲轴对侧设置平衡配重的方法予以抵消，由以上计算可知，本机组经平衡后，还剩余6650N的旋转惯性力。采用在曲轴对侧设置平衡配重的办法将把水平方向一阶往复惯性力的30% 50%转移到垂直方向上，从而减弱了水平方向的振动。
然而由于本机组基础重心和压缩机重心未能重合，将水平方向的一阶往复惯性力转移到垂直方向上一部分，更加剧了基础的振动，这是引起基础超标振动的原因之二。
3处理措施和效果
针对上述原因，有两种补救措施，其中一种是将基础拓宽，使拓宽后的基础重心和压缩机重心相重合。这需破坏已有的水泥地面，由于地面下有错综复杂的管线、电缆、光缆等，开挖困难，并且主体工程40万t/ a柴油加氢精制装置开工迫在眉睫，重新拓宽基础需要较长的时间，因此不宜采用。
根据原因之二的分析可知：只需将曲轴旋转运动重量产生的旋转惯性力在机内平衡抵消，而一阶往复惯性力不需任何平衡方式，这样只需将平衡配重的质量由原来的68kg改为40kg即可。经过改装平衡配重后，基础振动情况大为改观，采用测振仪测量后， X、Y、Z三方向的振幅、振速值均符合GB7777- 87往复活塞压缩机机械振动测量与评价标准的规定，保证了此装置的一次投产成功，为主体工程顺利投产提供了支持，为炼油厂创造了可观的经济效益。
4结论
当基础的重心和压缩机的重心因某种原因未能重合致基础的超标振动时，平衡配重的设置只需平衡掉曲轴旋转运动重量产生的旋转惯性力就可以了，对一阶往复惯性力不需采用任何平衡措施。当基础重心和压缩机重心重合时，*好的做法是在平衡掉曲轴旋转运转质量产生的旋转惯性力后，再通过加设平衡配重的办法把水平方向的一阶往复惯性力的（ 30% 50% ）转移到垂直方向上，以减轻水平方向的振动。
