往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系振動(dòng)的分析與控制措施

楊建剛，羅定全，練新元，李勤，佘金勝，杜尚明

（中國石油西南油氣田公司川西北氣礦江油采氣作業(yè)區(qū)，四川江油621709）

往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系振動(dòng)的分析與控制措施

楊建剛，羅定全，練新元，李勤，佘金勝，杜尚明

（中國石油西南油氣田公司川西北氣礦江油采氣作業(yè)區(qū)，四川江油621709）

增壓站往復(fù)式壓縮機(jī)出口管系振動(dòng)幅值超標(biāo)，對壓縮機(jī)組進(jìn)行現(xiàn)場振動(dòng)檢測和數(shù)據(jù)采集，查找引起振動(dòng)的原因，制定解決方案。整改后的壓縮機(jī)出口管系振動(dòng)幅值達(dá)到設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。

往復(fù)式壓縮機(jī)；振動(dòng)幅值超標(biāo)；振動(dòng)分析

0 壓縮機(jī)概況及參數(shù)

某石油公司增壓集氣站1臺(tái)往復(fù)式天然氣壓縮機(jī)。機(jī)型DPC-2803MH9×9；額定功率470 kW；額定轉(zhuǎn)速365 r/min；氣缸雙作用形式；動(dòng)力缸缸徑381 mm；壓縮缸缸徑228.6 mm；動(dòng)力缸缸數(shù)3；壓縮缸缸數(shù)2；排氣量1.8×105m3/d；緩沖罐容積0.213 m3；入口平均壓力（絕壓）0.6 MPa；出口平均壓力（絕壓）2.6 MPa；工作介質(zhì)為含甲烷83%的含硫天然氣；可壓縮系數(shù)0.9976；相對密度0.6214；比重0.621；絕熱指數(shù)1.27。自投產(chǎn)以來，曾出現(xiàn)先導(dǎo)式安全閥導(dǎo)壓管短節(jié)斷裂、冷卻器隔板破裂、單流閥異響，安全閥至放空管道及冷卻器至匯管管道振動(dòng)幅值超標(biāo)等一系列故障。

1 出口管系振動(dòng)分析

往復(fù)式壓縮機(jī)機(jī)組產(chǎn)生振動(dòng)的原因主要有3種[1]，①氣流脈動(dòng)；②機(jī)械共振；③動(dòng)平衡性差。往復(fù)式壓縮機(jī)的工作原理決定了進(jìn)出口管道內(nèi)必然產(chǎn)生氣流脈動(dòng)，而機(jī)械共振和動(dòng)平衡差是完全可以避免的。經(jīng)檢測，該壓縮機(jī)主機(jī)振動(dòng)符合設(shè)計(jì)要求，出口管系的振動(dòng)由氣流脈動(dòng)引起管道共振的可能性較大。

1.1 壓力不均勻度δ

式中Pmax——最大壓力，MPa

Pmin——最小壓力，MPa P0——平均壓力，MPa

美國石油學(xué)會(huì)API 618標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，當(dāng)壓力在0.35～20.7 MPa時(shí)，壓力不均勻度的許用值在2%～5%，根據(jù)公式（1）計(jì)算出壓力不均勻度δ為3.3%，符合設(shè)計(jì)要求。

1.2 共振

（1）主激發(fā)頻率FC，見式（2）。

式中n——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min

mi——曲軸每轉(zhuǎn)一周，向管道吸氣或排氣的次數(shù)，雙作用壓縮機(jī)mi=2。

激發(fā)頻率Fc根據(jù)公式（2）計(jì)算結(jié)果為12.2 Hz，共振區(qū)的頻率范圍（0.8～1.2）Fc，即9.76～14.64 Hz，出口管系的結(jié)構(gòu)固有頻率，至少前三階要避開激發(fā)頻率共振區(qū)的頻率范圍。

（2）氣柱共振管長[2]。氣柱固有頻率見式（3）。

氣柱共振管長的條件是f=（0.8～1.2）f固，共振管長可以分為2種狀況進(jìn)行計(jì)算，見式（4）和式（5）。

A狀況，一端為開端，一端為閉端，n=4。

B狀況，兩端均為開端或閉端，n=2。

式中i——?dú)庵逃蓄l率階次，（一階i=1,二階i=3,……奇數(shù)）

α——?dú)怏w聲速，α=，389.5 m/s

K——?dú)怏w絕熱系數(shù)

R——?dú)怏w常數(shù)

T——?dú)怏w絕熱絕對溫度，K

L——管道長度，m

由于安全閥至放空管道在機(jī)組運(yùn)行時(shí)，基本沒有壓縮氣體介質(zhì)進(jìn)入，本文只考慮這段管道的固有頻率。壓縮機(jī)氣缸出口腔容積較小，可以近似的認(rèn)為閉端；只要容器的容積大于管道容積的10倍以上，就可以把容器視為開口端，冷卻器和匯管近似認(rèn)為開端。壓縮機(jī)氣缸出口至冷卻器的管道采用公式（4）計(jì)算，冷卻器至匯管的管道采用公式（5）計(jì)算，共振管道長度計(jì)算結(jié)果見表1。

壓縮機(jī)氣缸出口至冷卻器管道長4.82 m，安全閥至放空管道長7.5 m，冷卻器至匯管管道長17.9 m。通過與表1的氣柱共振管道長度范圍比較，安全閥至放空管道長7.5 m，恰好處于表1中A狀況i=1階共振管長（6.4～9.6）m范圍。冷卻器至匯管管道長17.9 m，恰好處于表1B狀況i=1階共振管長（12.8～19.2）m范圍。說明這兩段管道的激發(fā)頻率和固有頻率重合，易發(fā)生共振。

（3）管道固有頻率[2]。出口管系結(jié)構(gòu)固有頻率，與壓縮機(jī)主激發(fā)頻率或倍頻重合，就會(huì)發(fā)生結(jié)構(gòu)性共振。固有頻率需要通過管道結(jié)構(gòu)模態(tài)分析或者公式（6）計(jì)算得知；固有頻率在激發(fā)頻率± 20%范圍內(nèi)，就會(huì)引發(fā)共振。復(fù)雜管道結(jié)構(gòu)固有頻率20%的計(jì)算誤差很常見，主要原因有2點(diǎn)，①管路系統(tǒng)支撐的剛性與實(shí)際值有較大偏差。②技術(shù)人員需要具有豐富的工程經(jīng)驗(yàn)。

管道固有頻率f，見式（6）。

表1 1～3階共振管道長度范圍m

式中λ——支撐型系數(shù)，剛性支撐=3.74

E——彈性模量，N/cm2

J——管路截面的慣性矩，cm4

m——支撐間管段單位長度質(zhì)量，kg L——支撐間距，cm

美國石油學(xué)會(huì)API 618標(biāo)準(zhǔn)推薦，結(jié)構(gòu)固有頻率應(yīng)高于壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對應(yīng)的頻率的2.4倍，根據(jù)公式（6）計(jì)算管道固有頻率，結(jié)果如表2所示。

表2 整改前后管道固有頻率Hz

整個(gè)出口管系中有4處振動(dòng)幅值超標(biāo)，分別是冷卻器至匯管管道、安全閥至放空管道、安全閥導(dǎo)壓管短接和冷卻器側(cè)撬裝梁。從表2可以看出，安全閥至放空管道的前2階固有頻率值，處于共振區(qū)頻率9.76～14.64 Hz的范圍內(nèi)，且各階次頻率較為接近，故該段管道出現(xiàn)振動(dòng)幅值超標(biāo)現(xiàn)象。先導(dǎo)式安全閥導(dǎo)壓管處于振動(dòng)末端，長期經(jīng)受劇烈振動(dòng)而出現(xiàn)疲勞斷裂。由于安全閥至放空管道的支撐設(shè)計(jì)在撬裝梁上，安全閥至放空管道的振動(dòng)通過支撐傳遞到撬裝梁，導(dǎo)致單側(cè)撬裝梁振動(dòng)大。冷卻器至匯管管道設(shè)計(jì)不合理，使用了過多的直角彎頭，降低了該段管道的固有頻率值，其1階固有頻率值處于共振區(qū)頻率9.76～14.64 Hz的范圍內(nèi)，故該段管道出現(xiàn)振動(dòng)幅值超標(biāo)現(xiàn)象。出口管系工藝流程中，單流閥安裝位置過于靠后，在氣流脈動(dòng)作用下，單流閥前后兩端瞬時(shí)壓差波動(dòng)大，單流閥閥瓣頻繁開合而產(chǎn)生敲擊聲音。

1.3 彎頭受力分析

冷卻器至匯管管道彎頭使用多達(dá)8個(gè)，重點(diǎn)分析彎頭在整個(gè)出口管系振動(dòng)中的影響，通過對彎頭激振力計(jì)算，并采用Flow Simulation軟件分析彎頭內(nèi)壁所受流體的壓力分布，發(fā)現(xiàn)彎頭在整個(gè)管系振動(dòng)中有非常重要的影響。

如圖1a所示[3]，設(shè)直角彎頭管子的內(nèi)徑為d，管道的流通面積為A，彎頭的進(jìn)出口壓力為P1且相等。對彎頭來說，它受到一個(gè)水平向右的推力P1S和一個(gè)垂直向下的推力P1S和一個(gè)垂直向下的推力P1S，將此二力合成，得到沿彎頭分角線的合力R1，即R1=2P1Asin45°。壓力P1不是常量，它在平均壓力上下隨時(shí)間變化著，表示為P1=P0+P，式中P0表示平均壓力，P表示脈動(dòng)壓力。彎頭所受合力R1=2（P0+P）Asin45°=Rm+F，其中脈動(dòng)壓力P= 0.5δP0，Rm=2P0Ssin45°稱為靜力部分，F(xiàn)=2PAsin45°稱為激振力。實(shí)際計(jì)算出激振力為1249 N，這個(gè)力周期性作用在管道的彎頭部分，引起管道作受迫振動(dòng)。

采用Solidworks軟件對直角彎頭建模，將模型導(dǎo)入Flow Simulation進(jìn)行流體分析。如圖1b所示，流體流經(jīng)彎頭時(shí)，作用在彎頭內(nèi)壁上的壓力，呈現(xiàn)出不均勻分布的特征，彎頭內(nèi)壁外側(cè)所受壓力較大，而內(nèi)壁內(nèi)側(cè)所受壓力相對較小。為減小彎頭激振力對管道的影響，工程設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量減少彎頭的數(shù)量；施工中采用的管卡和支架應(yīng)盡量靠近彎頭，并且所選彎頭拐彎處曲率半徑應(yīng)＞1.5倍公稱直徑，避免氣流對管道產(chǎn)生較大的沖擊力而引發(fā)振動(dòng)。上述分析，為工藝管道設(shè)計(jì)時(shí)彎頭的選型提供了理論依據(jù)[4]。

2.4 Bentley Autopipe管道振動(dòng)分析

Bentley Autopipe是一套直接基于Windows操作平臺(tái)的工程分析軟件，專為工業(yè)管道系統(tǒng)設(shè)計(jì)所開發(fā)。

Bentley Autopipe是一個(gè)獨(dú)立的用于進(jìn)行管道應(yīng)力計(jì)算、法蘭分析、管道支撐設(shè)計(jì)，以及靜態(tài)和動(dòng)態(tài)載荷條件下，管道設(shè)備受力分析的計(jì)算機(jī)輔助工程分析（CAE）程序[5]。

2.41 模型的建立

圖1 彎頭受力分析示意圖

圖2是一個(gè)簡化的管網(wǎng)系統(tǒng)，采用Bentley Autopipe管道應(yīng)力分析軟件對出口管系分3段建模。①壓縮缸出口至冷卻器管道，即A00～A12節(jié)點(diǎn)，管道規(guī)格Φ159×9 mm L245NS。②冷卻器至匯管管道，即（B00～B19）節(jié)點(diǎn)，管道規(guī)格Φ159×9 mm L245NS。③安全閥至放空管道，即（E00～E15）節(jié)點(diǎn)，管道規(guī)Φ89×7 mm L245NS。管道設(shè)計(jì)壓力6.4 MPa，設(shè)計(jì)溫度≤120℃，防腐裕量4 mm，管道標(biāo)準(zhǔn)選擇ASME B31.3。壓縮機(jī)主體和冷卻器簡化為自由度完全約束的支撐點(diǎn)，與之相連的管道采用剛性連接。

1.4 模態(tài)分析

壓縮機(jī)運(yùn)行工況參數(shù)，P=2.5 MPa，Q=1.8×105 m3/d，T=20℃，管道支撐點(diǎn)如圖3所示設(shè)置。將上述工況加載到出口管系上，使用Bentley Autopipe軟件進(jìn)行模態(tài)分析，計(jì)算結(jié)果見表3、表4。

圖2 出口管系模型和節(jié)點(diǎn)布置

圖3 整改前后出口管系工藝流程

對比表2后發(fā)現(xiàn)，冷卻器至匯管管道的前3階固有頻率值，誤差最大約19%；安全閥至放空管道前3階固有頻率值，誤差最大約15%。使用Bentley Autopipe軟件分析時(shí)，充分考慮了B05～ B07節(jié)點(diǎn)和B18～B19節(jié)點(diǎn)，兩段埋地管道土壤載荷的影響；軟件中各支撐采用的支撐系數(shù)符合ASME B31.3規(guī)范，其值比公式（4）中選用的支撐系數(shù)略大。對比數(shù)據(jù)顯示，1階固有頻率都處于共振區(qū)頻率9.76～14.64 Hz的范圍內(nèi)，不影響出口管系振動(dòng)結(jié)果的判斷。

2 控制措施

根據(jù)上述分析，制定整改方案。

（1）重新設(shè)計(jì)冷卻器至匯管管道走向，減少5個(gè)直角彎頭，采用曲率半徑較大的彎頭代替直角彎頭。

（2）優(yōu)化安全閥至放空管道的工藝流程，改用彈簧式安全閥替換先導(dǎo)式安全閥，管道規(guī)格改為Φ108×7 mm L245NS，減少1個(gè)直角頭。

（3）優(yōu)化管道的支撐結(jié)構(gòu)、減小支撐間距，提高管道系統(tǒng)固有頻率。

（4）更換抗氣流脈動(dòng)性好、耐腐蝕強(qiáng)的冷卻器并對冷卻器進(jìn)行減振處理。

（5）更改工藝流程中單流閥位置，使其靠近冷卻器出口端。

使用瑞典LeonovaTM動(dòng)設(shè)備振動(dòng)診斷系統(tǒng)，對壓縮機(jī)出口管系振動(dòng)幅值進(jìn)行檢測，各檢測點(diǎn)位置如圖3所示，檢測結(jié)果表5所示，注：一般機(jī)械振動(dòng)許用幅值標(biāo)準(zhǔn)要求＜300 μm。

表5 整改前后振動(dòng)超標(biāo)位置振

表3 冷卻器至匯管管道模態(tài)分析數(shù)據(jù)

表4 安全閥至放空管道模態(tài)分析數(shù)據(jù)

3 結(jié)論

（1）當(dāng)脈動(dòng)的氣流遇到彎頭時(shí)，將產(chǎn)生較大的激振力，使管道發(fā)生節(jié)奏性的振動(dòng)，這是不可避免的,所以管道工藝流程設(shè)計(jì)中應(yīng)盡量減少彎頭的使用。

（2）將氣流脈動(dòng)和管道振動(dòng)結(jié)合起來分析振動(dòng)問題，先將氣流脈動(dòng)控制在容許范圍內(nèi)，再使結(jié)構(gòu)固有頻率與激發(fā)頻率的前3階錯(cuò)開，避免機(jī)械共振，就可從根本上消除振動(dòng)幅值超標(biāo)現(xiàn)象。

（3）運(yùn)用Bentley autopipe軟件，對往復(fù)式壓縮機(jī)管道系統(tǒng)的振動(dòng)進(jìn)行分析，較為全面的還原了管道實(shí)際振動(dòng)情況；說明Bentley autopipe管道應(yīng)力分析軟件，能夠比較準(zhǔn)確地完成對往復(fù)式壓縮機(jī)管道系統(tǒng)振動(dòng)的分析計(jì)算。

［1］成大先.壓縮機(jī)手冊[M].北京:化工工業(yè)出版社，2012.

［2］NewAPIStandard6185thEdition，Reciprocation Compre-ssors for Petroleum[s]. 2007.

［3］黨錫淇，陳守五.活塞式壓縮機(jī)氣流脈動(dòng)與管道振動(dòng)[M].西安：西安交通大學(xué)出版社1984.

［4］張勇，馮承科.活塞壓縮機(jī)工藝氣管路內(nèi)部流場特征分析[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2009（5）：115-121.

［5］ASME B31.3，Precess piping，2001 Edition.

〔編輯 利文〕

TH17

B

10.16621/j.cnki.issn.1001-0599.2017.02.46