天然氣輸氣站工藝管線流致振動(dòng)分析及控制研究

岑 康, 溫韻巧, 魏 星, 李浩然, 韓宗芷, 李佳憶

(1. 西南石油大學(xué) 土木工程與測(cè)繪學(xué)院,成都 610500; 2. 四川省燃?xì)獍踩c高效利用工程技術(shù)研究中心,成都 610500; 3. 中油廣安天然氣有限公司,四川 廣安 638000; 4. 國(guó)家管網(wǎng)集團(tuán)西南管道有限責(zé)任公司 貴州省管網(wǎng)有限公司,成都 610095)

某天然氣輸氣站調(diào)壓器后工藝管線在大輸量下出現(xiàn)了明顯振動(dòng)現(xiàn)象。持續(xù)的強(qiáng)烈振動(dòng)將在管線及其附件的連接部位產(chǎn)生較大的交變應(yīng)力,可能造成焊縫開(kāi)裂、螺栓松動(dòng)、法蘭漏氣等嚴(yán)重問(wèn)題,甚至可能引發(fā)天然氣泄漏爆炸事故,對(duì)輸氣站以及周邊環(huán)境造成重大安全威脅[1-2]。

流致振動(dòng)是指由流體運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的交變激振力誘發(fā)的結(jié)構(gòu)振動(dòng),是作用在結(jié)構(gòu)上的流體力、阻尼力和彈性力之間相互作用的結(jié)果[3]。目前,針對(duì)天然氣往復(fù)式壓縮機(jī)組或輸油泵機(jī)組進(jìn)出口連接管線等出現(xiàn)的流致振動(dòng)問(wèn)題已開(kāi)展大量理論與試驗(yàn)研究[4-8]。理論方面主要采用聲波理論、傳遞矩陣法和有限元法建立振動(dòng)模型,并開(kāi)展壓力脈動(dòng)仿真、振動(dòng)模態(tài)分析、流固耦合分析以及管線的動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析等[9-14]。試驗(yàn)研究主要采用現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試、后期信號(hào)處理和頻譜分析來(lái)診斷管線的振動(dòng)水平,并識(shí)別振動(dòng)的來(lái)源[15-17]。已有研究[18-20]發(fā)現(xiàn),管線內(nèi)流體壓力脈動(dòng)、流彈失穩(wěn)導(dǎo)致的流固耦合、聲共振以及氣柱共振是導(dǎo)致管系結(jié)構(gòu)流致振動(dòng)問(wèn)題的主要原因。一般采取改變管線結(jié)構(gòu)、提高管線振動(dòng)阻尼、降低管內(nèi)流速等措施來(lái)減小流致振動(dòng)。然而,目前針對(duì)僅存在調(diào)壓器而無(wú)往復(fù)式壓縮機(jī)組等強(qiáng)烈振動(dòng)激勵(lì)源的天然氣管線,其振動(dòng)原因及控制優(yōu)化方面的研究鮮有報(bào)導(dǎo)。

本文針對(duì)某天然氣輸氣站調(diào)壓器后工藝管線強(qiáng)烈振動(dòng)的問(wèn)題,通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試管線關(guān)鍵部位的振動(dòng)位移和振動(dòng)速度,同時(shí)采用錘擊法測(cè)試管線的固有頻率,探究其振動(dòng)原因。在此基礎(chǔ)上提出針對(duì)性的減振控制方案,并對(duì)整改后管線的減振效果進(jìn)行評(píng)價(jià),以期為類似工藝管線流致振動(dòng)原因分析與優(yōu)化控制提供參考。

1 振動(dòng)測(cè)試及原因分析

1.1 測(cè)試方法與內(nèi)容

某天然氣輸氣站設(shè)計(jì)規(guī)模為300×104m3/d,調(diào)壓前流程設(shè)計(jì)壓力為6.3 MPa,其余流程設(shè)計(jì)壓力為4.0 MPa,隨著下游用戶增多及其用氣量持續(xù)增大,其出站工藝管線最大流速已高達(dá)48 m/s,出現(xiàn)強(qiáng)烈振動(dòng)現(xiàn)象,嚴(yán)重影響站場(chǎng)的運(yùn)行安全。且該站作為唯一氣源,直接負(fù)責(zé)下游多個(gè)不可中斷供氣工業(yè)用戶的天然氣供應(yīng)。一旦管線由于持續(xù)強(qiáng)烈振動(dòng)而失效,導(dǎo)致天然氣供應(yīng)中斷,必將造成重大經(jīng)濟(jì)損失與社會(huì)影響。振動(dòng)部分工藝管線如圖1所示。需要說(shuō)明的是,該輸氣站的調(diào)壓閥T1雖配有緊急備用管路,但由其分流后的天然氣仍會(huì)通過(guò)強(qiáng)烈振動(dòng)管線處,因此無(wú)法通過(guò)控制其閥門(mén)開(kāi)度來(lái)解決振動(dòng)問(wèn)題。且該備用管路若長(zhǎng)期處于運(yùn)行狀態(tài),節(jié)流閥易發(fā)生鎖緊裝置松動(dòng)、節(jié)流口部分堵塞失效等情況[21]。

圖1 振動(dòng)部分工藝管線(mm)Fig.1 Layout of the process piping(mm)

為了全面分析該輸氣站調(diào)壓器后工藝管線的振動(dòng)原因,分別對(duì)管線四個(gè)關(guān)鍵部位的振動(dòng)速度與振動(dòng)位移進(jìn)行了現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試。測(cè)點(diǎn)No.1～ No.4的具體位置及方向如圖1和圖2所示,測(cè)試儀器型號(hào)及其性能參數(shù)如表1所示。

表1 主要測(cè)試儀器及其性能參數(shù)Tab.1 Main test instruments and performance parameters

圖2 測(cè)點(diǎn)位置示意圖Fig.2 Schematic of measuring points position

1.2 測(cè)試結(jié)果

1.2.1 關(guān)鍵部位振動(dòng)參數(shù)

結(jié)合國(guó)內(nèi)外管線振動(dòng)測(cè)量與評(píng)價(jià)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定[22-24],各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)幅值測(cè)試結(jié)果及超標(biāo)情況如表2和圖3所示。由表2和圖3可知,在實(shí)際運(yùn)行工況下,測(cè)點(diǎn)No.1的振動(dòng)位移峰峰值遠(yuǎn)超過(guò)最大許用值,測(cè)點(diǎn)No.2處位移峰峰值、速度有效值、速度峰值以及速度峰峰值也均超過(guò)最大許用值,表明該輸氣站調(diào)壓器后工藝管線振動(dòng)已嚴(yán)重超標(biāo)。

表2 實(shí)際運(yùn)行工況下測(cè)點(diǎn)振動(dòng)值Tab.2 Vibration value at measuring points under the actual operating condition

圖3 各測(cè)點(diǎn)在實(shí)際運(yùn)行工況下的振動(dòng)速度頻譜Fig.3 The spectrum of vibration velocity at each measuring point under the actual operating condition

為簡(jiǎn)化起見(jiàn),僅選取振動(dòng)幅值最大的測(cè)點(diǎn)No.2的振動(dòng)速度進(jìn)行詳細(xì)分析,其振動(dòng)速度隨時(shí)間的變化關(guān)系以及對(duì)應(yīng)的頻譜曲線如圖4所示。由圖4可知,測(cè)點(diǎn)No.2處的速度峰值已達(dá)到22.61 mm/s,峰峰值為44.84 mm/s,且振動(dòng)頻率成分單一,主頻為12.5 Hz,呈現(xiàn)比較明顯的峰丘狀。

圖4 測(cè)點(diǎn)No.2的速度響應(yīng)Fig.4 Velocity response at the measuring point No. 2

1.2.2 振動(dòng)源壓力脈動(dòng)

為查明該輸氣站的主要振動(dòng)源,對(duì)調(diào)壓閥T1出口部位壓力脈動(dòng)進(jìn)行了現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試,出口壓力脈動(dòng)幅頻特性如圖5所示。由圖5可知,振動(dòng)源的激勵(lì)頻率為12.5 Hz,與實(shí)際運(yùn)行工況下管線的響應(yīng)頻率12.5 Hz完全重合,表明振動(dòng)激勵(lì)源主要來(lái)自調(diào)壓閥出口在大輸量下產(chǎn)生的壓力脈動(dòng)。

圖5 調(diào)壓器T1出口壓力脈動(dòng)幅頻特性Fig.5 Amplitude-frequency characteristic of pressure pulsation at the outlet of pressure regulator T1

1.2.3 工藝管線固有頻率

為進(jìn)一步分析振動(dòng)原因,在管線停止運(yùn)行狀態(tài)下,采用錘擊法模擬瞬態(tài)沖擊信號(hào),測(cè)試實(shí)際運(yùn)行工況下已嚴(yán)重超標(biāo)的測(cè)點(diǎn)No.1和No.2處的振動(dòng)頻率,進(jìn)而獲得放散管處的固有頻率[25]。測(cè)點(diǎn)No.1和No.2的幅頻特性曲線如圖6所示。由圖1和圖6可知:放散管1的主頻為15 Hz,次頻為35 Hz;放散管2處主頻為12.5 Hz。

1.3 振動(dòng)原因分析

測(cè)點(diǎn)No.1和No.2的響應(yīng)頻率、振動(dòng)源激勵(lì)頻率以及管線固有頻率,如表3所示。結(jié)合上述數(shù)據(jù)分析可知,在實(shí)際運(yùn)行工況下,測(cè)點(diǎn)No.2的響應(yīng)頻率、振動(dòng)源激勵(lì)頻率以及管線固有頻率均為12.5 Hz,表明流體與管線已處于共振狀態(tài),且振動(dòng)激勵(lì)源來(lái)自調(diào)壓閥出口處天然氣在大輸量下產(chǎn)生的強(qiáng)烈壓力脈動(dòng)。

表3 實(shí)際運(yùn)行工況下各測(cè)點(diǎn)響應(yīng)頻率Tab.3 Response frequency of each measuring point under the actual operating condition

管線固有頻率與管線系統(tǒng)剛度的關(guān)系如式(1)所示[26]

(1)

式中:ω0為管線固有頻率,Hz;k為管線系統(tǒng)剛度,N/m;m為管線質(zhì)量,kg。

需要說(shuō)明的是,由圖1可知,放散管2比放散管1的管徑更小,壁厚更薄,使得其管線系統(tǒng)剛度更低。而固有頻率與剛度呈正比關(guān)系,導(dǎo)致放散管2管線固有頻率更低,與振動(dòng)源激勵(lì)頻率重合,激發(fā)了共振。而放散管1的固有頻率則與共振頻帶錯(cuò)開(kāi),因此放散管2測(cè)點(diǎn)No.2處的振動(dòng)比放散管1測(cè)點(diǎn)No.1處更明顯。

2 減振方案及效果評(píng)價(jià)

2.1 減振方案優(yōu)選

對(duì)氣體管線系統(tǒng),忽略固體管線和流體之間的流

固耦合效應(yīng),把管線振動(dòng)當(dāng)作周期性激振力引起的受迫振動(dòng),振動(dòng)微分方程為

(2)

(3)

由式(2)可知,可采用以下途徑來(lái)控制和消除管線振動(dòng):①改變管線系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特性參數(shù)[M],[C]和[K],即改變管線結(jié)構(gòu)或增加阻尼,以調(diào)整結(jié)構(gòu)的動(dòng)力響應(yīng)特性,如固有頻率、位移響應(yīng)等;②控制流體流動(dòng)速度或邊界條件,從而消減激振力{f}。

因此,針對(duì)該站調(diào)壓器后工藝管線由共振導(dǎo)致的流致振動(dòng)問(wèn)題提出了兩種減振方案,如表4所示。方案1是在安全閥配管和放散管處加設(shè)管夾約束或支撐等局部剛性加固材料,提高管線系統(tǒng)剛度,使其固有頻率同流體脈動(dòng)頻率錯(cuò)開(kāi),以避免共振的發(fā)生。然而,通過(guò)這種方案來(lái)解決流致振動(dòng)問(wèn)題并不會(huì)改變激勵(lì)源頻率,不能從根本上消減振動(dòng)。方案2則通過(guò)工藝改造,新增一路調(diào)壓閥T2管路,并利用其對(duì)原調(diào)壓閥T1管路進(jìn)行分流,降低調(diào)壓閥T1出口流量,改變振動(dòng)源激勵(lì)頻率,避開(kāi)共振頻帶,從根本上降低調(diào)壓閥T1出口后工藝管線的振動(dòng)強(qiáng)度。此外,此方案還可避免出現(xiàn)調(diào)壓閥T1和節(jié)流閥失效時(shí),導(dǎo)致天然氣供應(yīng)中斷的嚴(yán)重問(wèn)題,可極大改善該站在大輸量的工藝適應(yīng)性。因此,最終選擇方案2進(jìn)行工藝改造,整改后的工藝管線如圖7所示。

表4 減振方案比較Tab.4 Comparison of vibration reduction schemes

圖7 采用方案2整改后的工藝管線布置Fig.7 Layout of the process piping after rectification by scheme 2

2.2 減振效果評(píng)價(jià)

為評(píng)價(jià)整改后該輸氣站調(diào)壓器后工藝管線減振效果,對(duì)整改后振動(dòng)源激勵(lì)頻率和關(guān)鍵部位的振動(dòng)參數(shù)進(jìn)行測(cè)試。整改后出口壓力脈動(dòng)的幅頻特性如圖8所示,整改后各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)參數(shù)幅值如表5所示,其整改前后各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度對(duì)比如圖9所示。由圖8可知,通過(guò)管線分流的方式,出口壓力脈動(dòng)頻率由整改前的12.5 Hz降低至8.5 Hz,與管線的固有頻率錯(cuò)開(kāi),有效地避開(kāi)了共振頻帶,從根本上避免了共振現(xiàn)象的產(chǎn)生。由表5和圖9可知,整改后的管線振動(dòng)符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求。并且,為量化評(píng)價(jià)改造后的減振效果,定義減振效率η=1-ψy/ψx,其中ψx為改造前的速度均方根值,ψy為改造后的速度均方根值。由表5可知,整改后的管線減振效率可達(dá)到62.4%～77.2%,取得了顯著的減振效果。

表5 整改后各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)值Tab.5 Vibration value of each measuring point after rectification

圖8 整改后的振動(dòng)源幅頻特性Fig.8 Amplitude-frequency characteristic of the vibration source after rectification

圖9 整改前后各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度對(duì)比圖Fig.9 Comparison of vibration velocity of each measuring point before and after rectification

3 結(jié) 論

針對(duì)天然氣輸氣站調(diào)壓器后工藝管線強(qiáng)烈振動(dòng)問(wèn)題,對(duì)實(shí)際運(yùn)行工況下的出站管線振動(dòng)參數(shù)、振動(dòng)激勵(lì)源以及管線固有頻率進(jìn)行了現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試,分析了振動(dòng)原因,提出了減振控制優(yōu)化方案。通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)與分析,得到以下結(jié)論:

(1)測(cè)點(diǎn)No.1位移峰峰值為0.48 mm,遠(yuǎn)超過(guò)最大許用值。測(cè)點(diǎn)No.2位移峰峰值為0.76 mm,振動(dòng)速度有效值為7.96 mm/s,振動(dòng)速度峰值為22.6 mm/s,振動(dòng)速度峰峰值為44.8 mm/s,均超過(guò)最大許用值,表明管線振動(dòng)已嚴(yán)重超標(biāo)。

(2)現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試發(fā)現(xiàn)響應(yīng)頻率、振動(dòng)源激勵(lì)頻率以及管線的固有頻率三者均為12.5 Hz,確定工藝管線出現(xiàn)強(qiáng)烈振動(dòng)的根本原因是振動(dòng)源激勵(lì)頻率與管線固有頻率重合激發(fā)的共振。振動(dòng)激勵(lì)源主要來(lái)自調(diào)壓閥出口處天然氣在大輸量下產(chǎn)生的強(qiáng)烈壓力脈動(dòng)。

(3)新增一路調(diào)壓閥T2管路,對(duì)原調(diào)壓閥T1管路進(jìn)行分流,能有效降低振動(dòng)強(qiáng)度。調(diào)壓閥出口激勵(lì)頻率由整改前的12.5 Hz降低至8.5 Hz,有效避開(kāi)了共振頻帶,且可根據(jù)工況變化靈活調(diào)整激勵(lì)源頻率,從根本上解決了共振現(xiàn)象的產(chǎn)生。整改后的管線最大振動(dòng)位移峰峰值為0.18 mm,最大振動(dòng)速度峰峰值為7.2 mm/s,減振效率可達(dá)到62.4%～77.2%,測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)明顯降低,振動(dòng)幅值符合要求,取得了較好的減振效果。