杜震昊

中國石油工程建設有限公司華北分公司

在機組轉動設備和流動介質中，低強度的機械振動是不可避免的，若轉動設備機械振動通過系統(tǒng)連接部件及介質傳遞至系統(tǒng)管道使其產生共振，會對機組及管線的安全運行構成很大的威脅[1]。機組系統(tǒng)管道振動根本原因在于機組的設計、安裝、操作及運行等方面，系統(tǒng)管道振動直接反映了轉動設備的機械性能及運行情況。以國內某壓氣站為例，分析管道共振產生的原因，并通過動態(tài)及靜態(tài)分析方法尋找消除管道共振的措施。

1 管道共振的危害

（1）對工作人員危害。干擾工作人員的視覺，降低施工效率；工作人員感覺疲勞；導致質量事故甚至安全事故；長期在相當強度下的振動環(huán)境中工作，則可能對施工人員身體造成較大危害或影響。

（2） 對建筑物危害。由于管道振動強度和頻率的不同，將會使某些建筑物的建筑結構受到破壞（常見的破壞現(xiàn)象表現(xiàn)為基礎和墻壁的龜裂、墻皮剝落、石塊滑動，重者可使建筑物地基變形等）。

（3）對精密儀器的危害。管道振動會影響系統(tǒng)精密儀器及儀表的正常運行，影響對儀器儀表的刻度閱讀的準確性和閱讀速度，甚至根本無法讀數(shù)。若管道振動過大，會直接影響儀器儀表的使用壽命，甚至受到破壞；對于某些靈敏的電器（如繼電器），振動會引起其誤動作，從而可能造成一些重大事故。

（4）對系統(tǒng)主設備的危害。長期的管道振動會造成系統(tǒng)主設備出力不均，影響主設備的機械性能及正常運行。

2 管道共振的實際案例

某輸氣管道工程天然氣站場LNG進站管線通過4303#可控球閥調壓向下游管線輸送天然氣（圖1）。該壓氣站運行中存在以下問題：4303#可控球閥在高壓差、大開度工作時，調壓閥及調壓區(qū)管道（DN700）存在較強烈振動和噪聲；即在調壓運行過程中發(fā)現(xiàn)，當上下游壓差過大調壓閥在部分開度時，可控球閥調壓致使LNG管線振動過大，管線附屬儀表出現(xiàn)劇烈晃動、球閥兩端螺栓出現(xiàn)松動等現(xiàn)象；即使在不調壓情況下，埋地管道地面也有明顯震感。當工作人員進入該區(qū)域時，地面?zhèn)鱽淼膹娏覑炚鹗谷梭w不適，嚴重影響壓氣站工作人員日常生產生活。在該站壓縮機組運行工況下，現(xiàn)有4303#可控球閥調壓支路不具備向下游供氣的條件，且進站區(qū)工藝管線隨氣量增加（最大流量4 200×104m3/d）振動逐步增大。

圖1 可控球閥在站場中的位置Fig.1 Position of controllable ball valve in the station yard

3 管道共振的原因分析

3.1 管線靜態(tài)分析

管道系統(tǒng)的固有頻率反映管系對動態(tài)載荷響應的趨勢，通過管道系統(tǒng)的固有頻率能夠評估管道振動響應的可能性[2-4]，管系的固有頻率原則上不應和設備的操作頻率或系統(tǒng)中產生的激振頻率太接近。按照一般規(guī)律，較高的固有頻率對于管系有利，較低的固有頻率表征管道振動可能性，本文將核查管系的低階固有頻率，并通過計算的固有頻率與規(guī)范要求進行校核。

挪威船級社的Structural Analysis of Piping Systems（DNV-RP-D101）推薦規(guī)程中提出，“按照好的管道支撐標準所設計支撐的管道系統(tǒng)，其最低階固有頻率不應低于4 Hz?！?/p>

根據(jù)現(xiàn)場安裝和實際生產情況創(chuàng)建應力分析模型[5]，進行管線固有頻率分析。由圖2可知，管道結構的前12階固有頻率均高于4 Hz，因此管道在激振力的作用下不易產生振動。

圖2 管道結構固有頻率分析Fig.2 Natural frequency analysis of pipeline structure

3.2 管線動態(tài)分析

3.2.1 流體壓力脈動

根據(jù)閥門廠家提供的材料，減壓閥在工作時會產生壓力波動，波動范圍在2 MPa左右。該壓力變化將隨著流體的流動，并在管系中管道和彎頭之間產生不平衡力[6-7]，在不考慮壓力波動導致流體激振力的情況下，其作用大小為

式中：Ft為沿管線產生的不平衡力，N；dp為管內介質壓力變化，MPa； A為管道截面積，m2；ω為流體角頻率，rad/s；t為瞬態(tài)時間，s；L為直管段長度，m；c為流體中的聲速，m/s。

依據(jù)廠家提供的數(shù)據(jù)，壓力脈動最大約2.18 MPa，將該作用力附加至管道計算其對管系的瞬時荷載。

3.2.2 流體管件作用力

當流體流過彎頭處將會產生動量變化[8]，該變化在彎頭處產生的力為

式中：F為彎頭所受的作用力，N；v為流體流速，m/s； θ為彎頭角度，(°)； ρ為介質密度，kg/m3。

經計算，在瞬時輸量1.75×106m3/h的條件下，彎頭處所受的作用力為3.2 kN，將該作用力附加至管道計算其對管系的瞬時荷載。

3.2.3 流體脈動

根據(jù)現(xiàn)場安裝和實際生產情況創(chuàng)建流體分析模型（圖3），進行流場計算（系統(tǒng)各部件的壓力、壓損、流量、流速等）[9]。

圖3 流體分析模型Fig.3 Fluid analysis model

根據(jù)計算結果，當管道以最大流量進行輸送時，閥門和大小頭處的天然氣流速比較高，其中閥門和大小頭處流速為40 m/s，此處局部的流速比天然氣管道的推薦流速（15 m/s）大。

減壓閥的尺寸是DN500 mm，然后連接DN500 mm×DN700 mm大小頭，經過閥門后管徑就會突然增大；由于流速較高，導致比較嚴重的閥后擾流（圖4），這是管道振動的主要原因。

由于流速較大，只要有稍微的開度變化，減壓閥后流體壓力流動變化也較明顯，會造成閥后管道內天然氣壓力的波動。

如圖5所示，在最大流量工況下，閥門開度發(fā)生變化的瞬間，閥后的壓力突然升高又迅速降低，然后反復升高和降低。在0.05 s內共6次的壓力急劇變化，產生的振動頻率約為1 200 Hz，壓力變化值約1.6 MPa。壓力變化時，壓力波就會沖擊閥后的彎頭，從而導致本段管道的振動[10]。

圖4 流體分析結果Fig.4 Results of fluid analysis

圖5 管道內流體壓力波動Fig.5 Fluid pressure fluctuation in the pipeline

3.3 管道振動許用值分析

管道機械振動的控制標準始于往復壓縮機機械行業(yè)，其中一些標準同樣適用于管道機械振動的評判。圖6為美國普渡壓縮機技術協(xié)會關于機械振幅的要求，此項要求也被國內外工程公司應用于管道機械振動的評判。當管道機械振幅不超過圖6的要求，管道的運行是平穩(wěn)、安全的。

圖6示出5條曲線，包括：平均感覺界限；設計界限，即要求管線設計以此線為標準；介乎設計與修改之間的界限；修改界限，即振動達到此界限時，管線必須修改；危險界限。

圖6 機械振幅要求Fig.6 Mechanical amplitude requirements

據(jù)壓氣站現(xiàn)場提供的資料，管道振動頻率最大時達到1 755 Hz（流體計算脈動分析結果為1 200 Hz，不疊加其他作用）。

綜上所述，得出如下結論：

（1）經應力分析結果看出，當前管道固有頻率符合相關標準，且管道在荷載的作用下管道材料不會發(fā)生屈服。

（2）根據(jù)液體脈動分析判斷，振源為較大流速管道變徑和閥后擾流產生的壓力波。

（3）通過管道振動許用值分析，管道振動頻率已經超過相關標準，需要采取措施以滿足管道振動許用值設計界限。

（4）管道系統(tǒng)應力雖未失效（管道當前不會破壞），但振動頻率已超出相關管道振動規(guī)定，管道存在高頻疲勞等破壞的風險，需要對本管道系統(tǒng)進行減振改造。

4 管道共振的解決措施

對于本管道系統(tǒng)，改造方式主要分為兩個方面：管道配管安裝改造；工藝流體分析優(yōu)化。本管道主要振動原因是流體產生的流體激振力，工藝流體分析優(yōu)化為本管道系統(tǒng)的主要解決措施。

4.1 管道配管安裝

（1）增加支撐。本管道存在大量埋地管線，管線剛性較大，采用增加支撐措施優(yōu)化效果不明顯。

（2）優(yōu)化走向，增加直管線長度。本管道安裝空間相對緊張，增加直管段長度較小。

（3）減少彎頭。振源（減壓閥）前后彎頭較多。

（4）減少變徑點。管道管件閥門較多，存在一定的變徑點。

4.2 工藝流體分析優(yōu)化

工藝流體分析優(yōu)化主要通過流體分析軟件對管道及流體建模，分析管道系統(tǒng)內流體流動情況。

通過分析結果可以判斷產生激振力的工況（流速、壓力、溫度等），激振力的頻率、大小等。對于激振力較大處，需要對工藝參數(shù)、管件參數(shù)、管道安裝等進行調整。

根據(jù)設計情況初步判斷為聲阻產生的激振現(xiàn)象，需要下一步設計，提出優(yōu)化措施并進行優(yōu)化結果評定。

綜合以上兩種改造措施，最終推薦采用減少減壓閥及相關管線，取消變徑點，減少管系中彎頭量等方法。將減壓閥運至下游LNG壓氣站站內空間寬敞處進行安裝，從而保留此長輸線路的調壓功能。同時，該調壓管線安裝時采用減少彎頭數(shù)量、以長直管線為主的安裝方式，并在必要區(qū)域添加管線支撐，在保證管線應力及固有頻率要求的前提下，降低管線柔性，提升管線剛性，從而避免管線振動。壓氣站最終改造方案如圖7所示。

圖7 壓氣站最終改造方案Fig.7 Final transformation plan of natural gas compression station

4.3 評定結果

（1）應力分析評定。由圖8可知，拆除減壓閥后，管道結構的第一階固有頻率為8.794 Hz，大于改造前的5.971 Hz。本改造方案和原安裝方案進行對比，拆除減壓閥后，管道系統(tǒng)的模態(tài)及應力分析情況要優(yōu)于原安裝方案。

（2）流體脈動評定。改造后該位置的減壓閥被拆除，本系統(tǒng)不存在引發(fā)管道的劇烈震動的誘因，整個管道系統(tǒng)壓力相對平穩(wěn)。

圖8 管線改造后的管道固有頻率Fig.8 Natural frequency of pipeline after pipeline modification

（3）系統(tǒng)綜合評定。本段管線減壓閥去掉后，管系中不存在引發(fā)管道劇烈震動的主要誘因（振源），綜合分析地上管線和埋地管線的應力情況以及流體的作用力。改造后管道的載荷、頻率、振幅等滿足相關規(guī)范。

5 結束語

管線振動無法避免，尤其是管線共振會對管線本身、相連設備、建筑物或工作人員產生巨大的潛在危害；但設計人員可以通過軟件模擬或其他方法分析管線共振的原因，最終制定出合理的改造方案。比如，增加支撐、減少拐點數(shù)量等方式增加管線剛性，或者采用取消管線變徑點等方式減少流體振動源[11]，從而使管線不易產生振動，減少管線共振對管道系統(tǒng)的破壞。