随着天然气站场处理量的增加, 出现了很多压缩机异常振动的现象。管道的剧烈振动, 将使得管道结构、管路附件以及管道的连接部位疲劳损坏、松动和破裂。工况的改变, 导致压缩机效率变低, 阀片过早损坏, 毁坏管道上或附近的测量仪表, 噪声增大, 严重影响了生产安全和工作人员的身心健康。管道系统的异常振动, 轻则引起管路损坏, 噪声剧烈; 重则引起站场的爆炸、燃烧等重大事故。站场的安全运行是确保管道安全运行的第一要素, 因此, 明确压缩机振动机理, 尽量减少压缩机及其出口管道的振动, 建立一套系统的站场配管分析方案^[1-6]。

1.   工况分析与建模

某天然气压缩机站场, 单机2^# 机组运行, 转速6 000 r/min, 此时进站压力6.63 MPa, 温度9.6 ℃, 出站压力8.33 MPa, 温度33.7 ℃, 输量约6 250×10⁴ m³/d, 此时压缩机组厂房外出口汇管地面以及热旁通阀振动极其厉害, 为安全起见, 启动3^# 压缩机组并将双机转速调整到5 400 r/min, 振动减轻至可以接受的范围。为了解决振动问题, 现场采取了一系列措施, 如增加临时支撑与配重块等, 并对选取的关键测试点进行测量, 但收效甚微。强烈的振动导致了2^# 压缩机组热旁通阀仪表气管道断裂, 热旁通阀阀门底座破坏。根据实际站场布置, 建立压缩机出口段管系模型(图 1)。

图  1  压缩机出口段管系模型

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对于离心式压缩机管路系统, 可能诱发共振的激振频率主要有两种^[7]: 压缩机叶轮旋转导致脉动频率和管道中流动气流的扰动频率。

其中, 离心压缩机的脉动频率计算式为:

式中: N为离心压缩机的转速, r/min; Z为离心压缩机的叶片数; i为谐波次数。

离心压缩机叶片数未知, 只对离心压缩机的轴频进行计算, 取振动工况下最低转速作为计算值, 计算脉动频率(表 1)。

表  1  离心压缩机脉动频率计算结果

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由于大型离心压缩机的叶片数量一般为14~32, 因此压缩机叶片通过频率数值必然很大, 而现场实测的平均振动频率仅为33.89 Hz, 排除压缩机运行导致脉动, 进而引起管道共振的可能, 若激发共振, 应为管道内气流扰动引起。

2.   结构应力分析

2.1   自振分析

确定了振动激发原因之后, 再对管道系统进行分析, 判断激振源能否激发产生管路的共振^[8-9]。通过振动现象描述可以看出, 振动主要出现在压缩机出口管位置。由于压缩机本身不振动, 为固定约束, 并对其他支撑处给以相应方向的位移约束, 因此建立压缩机出口处至压缩机厂房出口之间的主管段、由三通分出到旁通阀的热旁通管段的模型。先在ANSYS的Modal模块下进行模态分析, 可以得到该管道模型的固有频率(表 2)和不同频率下的振动形式。

表  2  压缩机出口管道前6阶固有频率

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一个管道系统有很多阶的固有频率, 且每一阶的振型都不一样(图 2), 因为参与管道系统各阶运动的结构质量和刚度都不相同, 参与各阶响应的并非是管系的所有质量和刚度, 而是对应阶的“活跃的”有效质量, 是结构中的部分质量^[10]。

图  2  压缩机出口管道不同阶的模态振型

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2.2   受迫振动分析

已知压缩机出口管系应力结构满足设计要求, 为此, 针对现场的事故工况, 只需校核流体激振力是否足以导致热旁通管道的强烈振动。记录一定时间内压缩机出口处压力值, 取最大压力波动值为500 Pa, 乘以压缩机出口管道管径, 可以得到压缩机出口压力波动值。将受力值加载到压缩机出口管道(图 3), 即可得到相应的管道位移, 最大位移仅为0.182 μm, 在可接受范围内, 不足以引起现场毫米级的振动。因此, 单纯压缩机出口压力脉动不能够导致管道异常, 为了明确管段在出口压力脉动作用下具体的敏感频率, 有必要进行谐响应分析。

图  3  压缩机出口管道受迫振动分析模型

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2.3   谐响应分析

管道及其组件构成一个系统, 该系统结构本身具有的频率称为该管道系统的机械固有频率。在工程上, 常将0.8~1.2倍的固有频率范围作为共振区^[11]。当外力的激发频率落在共振区内时, 可能会产生结构的共振。在谐响应曲线中, 如果在某一频率附近出现明显的峰值, 说明外力频率与固有频率相同或接近, 会产生共振。为了进一步判断离心压缩机所激发的压力脉动是否会和压缩机出口管道产生共振, 对压缩机出口管道进行了谐响应分析。通常, 关注的是弯头、三通等关键部位, 只要这些部位避开了共振区, 该管道系统则是相对安全的。对于上述天然气压缩机站场事故工况, 异常振动的区域为热旁通段管道, 因此只对该段进行谐响应分析即可。另外, 关注较多的是低频下的振动, 所以首先选取0~80 Hz的频率范围作为测试区间, 每隔5 Hz取一个频率测试点, 以上述已得出的压力波动数值作为激振力, 作用在热旁通管道上。对热旁通支管部位的位移响应进行分析(图 4、图 5)。

图  4  热旁通支管部位的谐响应分析模型

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图  5  热旁通支管x、y、z方向位移-频率响应曲线

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根据以上谐响应分析, 在大范围内确定了响应最强烈时所对应的频率值, 通过缩短选取的频率区间, 提高分析精度, 进一步的谐响应分析后可知: 在25~55 Hz范围内, 热旁通支管部位在x、y、z方向振动位移响应最强烈的频率分别为46 Hz、49 Hz、46 Hz。

对于此管段而言, 机械共振区为36.8~58.8 Hz, 而现场实测的管道系统振动频率均值为33.89 Hz, 不在共振区域内, 说明压缩机出压力口脉动不会引起热旁通支管处的机械共振, 也验证了现场通过增加支撑和约束来改变管道机械固有频率的做法未能消除振动的原因。为此, 有必要对管道系统内流体进行流场和声学共振的分析。

3.   介质流动状态分析

3.1   涡脱及声学频率计算

由于压缩机运行时对管道内气体产生扰动, 特别是转速高达一定程度时, 管道振动十分剧烈, 说明系统振动很可能与流体激振力有关, 因此应对流体介质进行分析。当高速流动的气体通过支管时, 会产生涡流脱落现象, 涡流将对支管内的气体产生挤压。当热旁通阀关闭时, 支管内的气体形成一个具有弹性的气柱, 并随挤压力的周期性变化做振荡运动。下面分别对涡脱频率和热旁通支管声学频率进行计算。

已知参数如下: 气体流速为20.4 m/s, 气体密度为62.59 kg/m³, 支管内径为0.38 m, 有效管长3.315 m, 声速为428 m/s, 气体黏度为0.000 014 93 Pa·s, 利用Fluent软件建立流场模型(图 6)。由该流形图可明显观察到在热旁通支管处, 确有扰动现象, 并有涡流产生。

图  6  涡流对热旁通支管气体影响模型

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涡旋脱落频率的计算式为^[9]:

式中: F_W为涡旋脱落频率, Hz; S_t为斯特劳哈尔数, 取0.69;V为上游流体流速, m/s; d为特征尺寸, m。

根据以上提供的数据, 此时的流体雷诺数为32.58×10⁶, 计算得涡旋脱落频率为34.04 Hz。当热旁通阀关闭时, 支管与主管的相接处可以认为是开端状态, 选取其边界条件为声学开口; 支管上关闭的阀门处可以处理为声学闭口状态。利用ANSYS的声学模块进行热旁通支管的气柱固有频率模拟(图 7), 前三阶气柱的固有频率分别为34.1 Hz、102.4 Hz、170.6 Hz。

图  7  支管内气柱的有限元模型

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通过对比发现, 涡脱频率与热旁通支管第一阶气柱固有频率极为相近, 容易引起支管段的声学气柱共振, 这即为现场出现2^#压缩机组热旁通阀仪表气管道断裂的原因。

3.2   改变流动状态

通过改变流体流动状态, 进一步验证是流体介质流动状态引起的管道振动。由于站场不能停输, 且上游流量已定, 因此通过启用压气站内的备用机组, 使站内3台机组同时运行, 每台压缩机处理气体流量将改变, 计算出新工况下压气站内单台压缩机出口管道内的气体流速(表 3)。

表  3  新旧工况下单台压缩机出口管道内气体参数

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根据气体的流速, 可以计算出新流速下气体流经支管处时的涡流脱离频率, 调整前后分别为34.3 Hz和22.9 Hz。从上述计算结果可知, 热旁通管道在热旁通阀门关闭时的第一阶气柱固有频率为34.1 Hz。由于可能引起气柱共振的频率范围约为涡脱频率的20%, 当涡脱频率在27.3~41.0 Hz范围内时, 均有可能引起管道的气柱共振, 而22.9 Hz不在该范围内, 这就解释了在3台机组运行的工况下热旁通管道未出现振动的原因。

4.   分析与优化

虽然通过结构分析不会产生振动现象, 但是通过流体介质流动状态的分析, 验证了当漩涡形成、脱落的频率与某段管长的气柱固有频率一致时, 会引发气柱共振。当气柱共振的频率与管道某阶频率相近时, 还会引起声学和机械的双重共振, 后果不堪设想。因此, 工程设计中, 除了对压缩机出口等重要管段进行静力结构分析外, 还应对其内部介质进行流场分析和声学分析, 并基于分析结果, 优化管道系统的配置方式及流体流动状态。

基于上述分析, 可以通过优化结构来消除振动, 即减少扰动现象, 消除振动激发源。为此, 对热旁通支管进行了改造。Marcel曾在类似的改造工程中提出了两种改造措施, 并取得明显效果, 分别为: 对支管进行增加扰流板的设置和利用平滑的曲面实现主管与分支管的连接^[12]。借鉴国外成功经验, 考虑在热旁通阀入口处安装涡流扰流板来优化流体流动结构。常用的扰流板设计为十字形交叉结构, 因为扰流板片与支管平行, 当热旁通阀打开时, 不会对气体的流动造成阻碍, 也不会产生比较大的压降(图 8)。因此为了说明改造后可以达到明显消除漩涡的效果, 对改造前后内部流场进行模拟验证。

图  8  热旁通支管入口处增加涡流扰流片的模拟结果

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对比改造前后的两组流线分布图(图 9、图 10)可以明显看出: 改造前, 支管处扰动严重, 流线呈漩涡状; 增加扰流板之后, 流线规整了许多, 支管外援处已成线性, 中心处的漩涡也基本消失。扰流板的安装明显消除了支管与主管连接处涡流的生成, 优化了流动状态。流体流动形式稳定后, 可以从根本上消除振动源, 解决振动问题。但是, 限于焊接工艺、施工技术, 以及扰流板具体形式的优化等因素, 在实际工程实践中, 增设扰流片的优化设计尚需进一步积累经验。

图  9  改造前支管截面处流线分布图

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图  10  改造后支管截面处流线分布图

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5.   结论

解决管道系统振动问题最常见的方法是调整系统支撑、改善布局、紧固约束等, 而另一种可行方案是调整热旁通阀门的位置, 使其关闭时形成的密闭气柱大小改变, 进而改变其固有频率。对于气柱共振问题, 虽然可以通过修改局部管长来消除一定范围内管道的振动, 但是这将会影响与其连接的其他区域内管道系统的气柱特性, 互相调整配合是一个复杂的过程。同时, 对于已投运的管道, 修改管长需要移动热旁通阀门的位置, 重新设计阀门支撑和其相应的基础, 土建专业也需要进行修改。为了减少工作量, 还应该从消除振动源的角度寻求解决方案。