冷俊 吳卓謙 廖凱 蔣沖 趙勇

摘 要：隨著天然氣工業(yè)的發(fā)展，大型壓縮機組越來越廣泛的應用于天然氣長輸管道工程。結合工程實際應用，對已有的壓縮機站場工藝管道振動分析方法作出改進。通過管道應力分析軟件CAESAR Ⅱ和科學仿真計算軟件Matlab的聯合使用，合理、有效的對天然氣壓縮機站場工藝管道振動情況進行分析。

關 鍵 詞：壓縮機；管道；固有頻率；氣柱；振動

中圖分類號：TQ 051 文獻標識碼： A 文章編號： 1671-0460（2015）07-1690-03

Discussion on Analysis Methods of Pipeline Vibration

in Natural Gas Compressor Stations

LENG Jun1， WU Zhuo-qian2， LIAO Kai3， JIANG Chong4， ZHAO Yong5

（1. School of Oil & Natural Gas Engineering，Southwest Petroleum University， Sichuan Chengdu 610000， China；

2. Gas Management Office，Southwest Oil and Gas Company， Sichuan Chengdu 610000， China；

3. Shunan Gas Field of Southwest Oil & Gas Field Company， Sichuan Shunan 646000， China；

4. Jiangxi Natural Gas Co.， Ltd，， Jiangxi Nanchang 330029， China；

5. Lan-Cheng-Yu Oil Product Transportation Subcompany， Sichuan Chengdu 61000， China）

Abstract： With the rapid development of natural gas industry， large-scale compressor sets have been widely used in long distance natural gas pipeline projects. Based on the practical application in a compressor station， the analysis method of pipeline vibration in the compressor station was improved by using CAESAR Ⅱ and Matlab， a reasonable and efficient vibration analysis method of the pipeline of natural gas compressor station was put forward.

Key words： Compressor； Pipeline； Resonant frequency； Air column； Vibration

根據世界石化工業(yè)100起特大財產毀損事件分析表明，由管道振動引發(fā)的事故為19%，排在第二位（第一位是機械故障）[1]。

在生產實際中，強烈的管道振動，將會使管路附件，尤其是管道的連接部位、管道與附件的連接部位和管道與支架的連接部件等處發(fā)生磨損、松動；在振動所產生的交變

應力作用下，導致疲勞破壞，從而發(fā)生管線斷裂、介質外泄，甚至引起嚴重的生產事故，給生產和環(huán)境造成嚴重危害。對于壓縮機站來說，壓縮機進出口管道直接與振動源相連，對其進行振動分析是很有必要的。

以前的研究未考慮氣柱共振的影響，或氣柱固有頻率計算結果不太理想，本文根據工程的實際應用，提出的分析方法考慮了氣柱共振影響，同時提高了氣柱固有頻率計算的準確度。

1 壓縮機站場工藝管道振動

壓縮機站場是長距離輸氣管道的重要組成部分。壓縮機進出口管道直接與壓縮機相連，易受振動源激發(fā)，產生振動。如果激發(fā)源的振動頻率與管道的固有頻率一致或接近將會產生共振，容易造成對管道的破壞，引發(fā)事故。同時管道內填充的氣體也有自身的固有頻率，若激發(fā)頻率接近該頻率，該氣柱系統(tǒng)也會產生響應，引發(fā)共振，對管道系統(tǒng)造成破壞。因此，對這兩個振動系統(tǒng)進行分析，找到其共振可能發(fā)生的頻率范圍，可對壓縮機站的工藝管道設計以及運營維護階段的事故分析提供幫助。

天然氣壓縮機站場工藝管道的振動由兩個振動系統(tǒng)構成。一是機械振動系統(tǒng)，由管道、管道附件、容器、支架等構成，受到激發(fā)后產生機械振動響應。二是氣柱振動系統(tǒng)，即充斥于管路內的氣體，它具有自己的固有頻率，這個系統(tǒng)受到一定的激發(fā)后也會產生振動響應。激發(fā)源的振動頻率與任一系統(tǒng)的固有頻率接近，該系統(tǒng)就會發(fā)生共振。

在對新疆某壓縮機站場振動分析過程中，整理出一套合理的方法，且對以前的方法作了改進。

2 振動分析

使用管道系統(tǒng)設計和應力分析的專業(yè)軟件CAESAR Ⅱ建立管道模型，根據該壓縮機站場的實際情況，設置相應約束，在其動態(tài)分析模塊中進行管系固有頻率的計算。為了準確的求出氣柱各階固有頻率，使用頻響函數法替代宋曉輝等[2]采用的轉移矩陣法進行氣柱固有頻率的計算。頻響函數法能有效避免轉移矩陣法遺漏氣柱某些階次固有頻率的現象[3]。使用商業(yè)數學軟件MATLAB編制程序計算得到氣柱固有頻率，將管系固有頻率和氣柱固有頻率分別與激發(fā)頻率比較。分析引起振動的主要原因，提出針對性的措施。

2.1 激發(fā)頻率

往復式壓縮機的激發(fā)頻率[4]：

（1）

式中：m —氣缸作用方式的一個數，當單作用時，m=1；當雙作用時， m=2；

n —壓縮機曲軸轉速，r/min。

根據上式計算得該壓縮機站場工藝管道的激發(fā)頻率為382 Hz。

2.2 機械固有頻率

在管道應力分析軟件CAESAR Ⅱ中建立管道模型，根據管道的實際情況設置管道的約束條件（圖1）。該壓縮機站場由于進出口管系之間有一條旁通連接，因此在分析其管系固有頻率時建立了壓縮機區(qū)進出口管系的整體模型。

圖1 管道振動分析模型

Fig.1 The model of pipeline vibration analysis

使用該軟件的動態(tài)分析模塊“Dynamic Analysis”計算出該管系的各階固有頻率（表1）。

由于激發(fā)頻率為382 Hz，因此激振頻率在管系的67階、68階固有頻率之間，較為接近68階，通過CAESAR Ⅱ的振動仿真動畫“Animation”可判斷，此時的共振形式為壓縮機出口管線臨近壓縮機出口直管段的拉伸和壓縮（67階），壓縮機進口管線臨近進口部分至管段的拉伸和壓縮（68階）、連接進出口管線的旁通管在閥門附近的拉伸和壓縮（69階）。若現場的共振破壞區(qū)域在這些區(qū)域，則該管系的振動破壞可能來源于機械振動系統(tǒng)的共振。

表1 管系固有頻率

Table 1 The natural frequency of pipeline system

階次 頻率/Hz 階次 頻率/Hz

64 326.900 69 389.264

65 336.839 70 392.201

66 341.394 71 398.320

67 344.223 72 399.762

68 387.039 73 413.505

這種情況下，可以采取減少彎管數量，適當增加支撐數，減少兩支承間的跨度等措施，達到增加系統(tǒng)剛度的目的[5]。

2.3 氣柱固有頻率

工程上，管道系統(tǒng)氣柱固有頻率一直采用的轉移矩陣法（以下稱GTMM）進行計算。但相比于以前采用傳遞矩陣法可能發(fā)生漏根的現象，本文采用的頻響函數法，能克服GTMM漏根的缺點，計算結果更加準確。

任何復雜的管網系統(tǒng)總是由管道的基本元件組成，可將其分成直管元件和集中阻力元件。一般來說，管系內任一點的波動情況是由該點的脈動壓力P及脈動質量流量 確定。在簡諧波動情況下，假定任一元件進出口兩端點i、j的壓力和脈動質量流量幅值分別為 、 、 、 。對于等截面管，由線性波動理論可得管段進出口處四個參數的關系為：

（2）

其中， （3）

式中： ； ； ； ；

R—管道沿程阻力系數；

S—管道橫截面積，m2；

f—管道摩擦系數；

D—管道內徑，m；

a—介質聲速，m/s；

u0—介質平均流速，m/s；

w—激振圓頻率，rad/s。

KP為直管的單元剛度陣。集中阻力原件的單元剛度陣為

（4）

式中： ；

—局部損失系數。

通過直管單元的單元剛度陣和集中阻力原件的剛度陣可拼裝出整個系統(tǒng)的總剛度陣 ，且

（5）

式中： P —節(jié)點壓力幅值， ；

E—外界流入結點的脈動質量流量幅值， 。

對相應邊界結點進行處理后，可以得到結點壓力P與外界流入體積質量流量的關系：

（6）

當E已知的情況下可以通過上式求得，

（7）

式中F為K的逆矩陣。其i行j列元素fij表示當系統(tǒng)只在j結點有單位信號輸入（即脈動質量流量）時在i結點的輸出響應（即脈動壓力）。

剛度陣是圓頻率w的函數，通過對w反復賦值，找到滿足條件的w值，這些值就是氣柱固有頻率。使用計算機可以很好的完成氣柱固有頻率的求解。

使用頻響函數法，在Matlab中進行該壓縮機站氣柱固有頻率計算。計算結果見表2。

表2 氣柱固有頻率

Table 2 The natural frequency of air column

階次 頻率/Hz 階次 頻率/Hz

11 286.6630 15 394.1616

12 304.5795 16 429.9945

13 340.4123 17 447.9110

14 376.2452 18 483.7438

由于激振頻率為382 Hz，在氣柱固有頻率14、15階之間，發(fā)生氣柱共振的可能性不大。但應考慮到計算氣柱固有頻率時，剛度矩陣中的聲速受溫度影響，在溫度變化的情況下氣柱固有頻率可能與激振頻率接近。若現場振動破壞的區(qū)域不在機械振動系統(tǒng)分析的區(qū)域，振動破壞原因應考慮為氣柱共振。

這種情況下，應針對管系進行改造，如在破壞區(qū)域附近的彎頭應盡量采用45°或大彎曲半徑彎頭，減少激振力的影響；考慮在壓縮機出＼入口設置緩沖罐（視破壞區(qū)域選定）等。

3 結 論

通過本文提出的方法能對天然氣壓縮機站場工藝管道振動情況進行分析，診斷管道劇烈振動或破壞的原因是來自于機械系統(tǒng)的共振還是來自于氣柱系統(tǒng)的共振，針對性的制定保護措施。本文的方法，在對氣柱固有頻率計算時使用了改進的計算方法，比之以前使用的GTMM，規(guī)避了漏根的風險，能更準確的診斷管道振動與氣柱固有頻率之間的關系，分析壓縮機站場工藝管道振動原因。

在結合實際工程應用的基礎上，針對機械系統(tǒng)共振和氣柱共振兩種不同的情況提出了相應的改進措施。

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（上接第1689頁）

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