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)出口管系振動幅值超標(biāo),對壓縮機(jī)組進(jìn)行現(xiàn)場振動檢測和數(shù)據(jù)采集,查找引起振動的原因,制定解決方案。整改后的壓縮機(jī)出口管系振動幅值達(dá)到設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)。
往復(fù)式壓縮機(jī);振動幅值超標(biāo);振動分析
某石油公司增壓集氣站1臺往復(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;動力缸缸徑381 mm;壓縮缸缸徑228.6 mm;動力缸缸數(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幅值超標(biāo)等一系列故障。
往復(fù)式壓縮機(jī)機(jī)組產(chǎn)生振動的原因主要有3種[1],①氣流脈動;②機(jī)械共振;③動平衡性差。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,而機(jī)械共振和動平衡差是完全可以避免的。經(jīng)檢測,該壓縮機(jī)主機(jī)振動符合設(shè)計要求,出口管系的振動由氣流脈動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API 618標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,當(dāng)壓力在0.35~20.7 MPa時,壓力不均勻度的許用值在2%~5%,根據(jù)公式(1)計算出壓力不均勻度δ為3.3%,符合設(shè)計要求。
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,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)計算,冷卻器至匯管的管道采用公式(5)計算,共振管道長度計算結(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)計算得知;固有頻率在激發(fā)頻率± 20%范圍內(nèi),就會引發(fā)共振。復(fù)雜管道結(jié)構(gòu)固有頻率20%的計算誤差很常見,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。
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
整個出口管系中有4處振動幅值超標(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)振動幅值超標(biāo)現(xiàn)象。先導(dǎo)式安全閥導(dǎo)壓管處于振動末端,長期經(jīng)受劇烈振動而出現(xiàn)疲勞斷裂。由于安全閥至放空管道的支撐設(shè)計在撬裝梁上,安全閥至放空管道的振動通過支撐傳遞到撬裝梁,導(dǎo)致單側(cè)撬裝梁振動大。冷卻器至匯管管道設(shè)計不合理,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,在氣流脈動作用下,單流閥前后兩端瞬時壓差波動大,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,重點(diǎn)分析彎頭在整個出口管系振動中的影響,通過對彎頭激振力計算,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)彎頭在整個管系振動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,它受到一個水平向右的推力P1S和一個垂直向下的推力P1S和一個垂直向下的推力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間變化著,表示為P1=P0+P,式中P0表示平均壓力,P表示脈動壓力。彎頭所受合力R1=2(P0+P)Asin45°=Rm+F,其中脈動壓力P= 0.5δP0,Rm=2P0Ssin45°稱為靜力部分,F(xiàn)=2PAsin45°稱為激振力。實際計算出激振力為1249 N,這個力周期性作用在管道的彎頭部分,引起管道作受迫振動。
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,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)計時應(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。上述分析,為工藝管道設(shè)計時彎頭的選型提供了理論依據(jù)[4]。
2.4 Bentley Autopipe管道振動分析
Bentley Autopipe是一套直接基于Windows操作平臺的工程分析軟件,專為工業(yè)管道系統(tǒng)設(shè)計所開發(fā)。
Bentley Autopipe是一個獨(dú)立的用于進(jìn)行管道應(yīng)力計算、法蘭分析、管道支撐設(shè)計,以及靜態(tài)和動態(tài)載荷條件下,管道設(shè)備受力分析的計算機(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)計壓力6.4 MPa,設(shè)計溫度≤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,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結(jié)果的判斷。
根據(jù)上述分析,制定整改方案。
(1)重新設(shè)計冷卻器至匯管管道走向,減少5個直角彎頭,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動設(shè)備振動診斷系統(tǒng),對壓縮機(jī)出口管系振動幅值進(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)械振動許用幅值標(biāo)準(zhǔn)要求<300 μm。
表5 整改前后振動超標(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)
(1)當(dāng)脈動的氣流遇到彎頭時,將產(chǎn)生較大的激振力,使管道發(fā)生節(jié)奏性的振動,這是不可避免的,所以管道工藝流程設(shè)計中應(yīng)盡量減少彎頭的使用。
(2)將氣流脈動和管道振動結(jié)合起來分析振動問題,先將氣流脈動控制在容許范圍內(nèi),再使結(jié)構(gòu)固有頻率與激發(fā)頻率的前3階錯開,避免機(jī)械共振,就可從根本上消除振動幅值超標(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)的振動進(jìn)行分析,較為全面的還原了管道實際振動情況;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)振動的分析計算。
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〔編輯 利文〕
TH17
B
10.16621/j.cnki.issn.1001-0599.2017.02.46