劉恩斌，廉殿鵬，蘇中亞，謝 萍，尚 臣，陳其錕

(1.西南石油大學(xué) 石油與天然氣工程學(xué)院，四川 成都 610500；2.中國石化中原石油工程設(shè)計有限公司，河南 鄭州 450006；3.國家管網(wǎng)西部管道公司，新疆 烏魯木齊 830000；4.卡迪夫大學(xué) 工程學(xué)院，英國 卡迪夫 CF24 3AA)

0 引言

管道振動是天然氣輸送過程中常見的1種破壞形式，嚴重地威脅著管道安全[1]。強烈的管道振動不僅容易產(chǎn)生噪聲污染，嚴重損害作業(yè)區(qū)員工的身心健康；還會造成管道、管件及站場設(shè)備的連接部位松動，引發(fā)輸送介質(zhì)泄漏[2]。

針對管道振動問題，眾多學(xué)者從基礎(chǔ)理論和實驗等多方面進行研究。Kadri等[3]研究管道氣流脈動對水平管道氣液流動段塞長度和頻率的影響；周斌[4]對比分析有無基礎(chǔ)振動對管道動態(tài)特性的影響；藍天等[5]通過對二氧化碳往復(fù)式壓縮機管道振動原因分析，降低管道振動對設(shè)備的危害；閆家鵬[6]計算壓力不均勻度，并證明其理論可以很好地用于指導(dǎo)實踐活動；宋微等[7]計算對比干、濕模態(tài)下懸跨管道的振動情況，分析影響水下管道自振頻率的因素及其發(fā)生渦激振動的響應(yīng)規(guī)律；Khudayarov等[8]采用具有弱奇異遺傳核的Boltzmann-Volterra積分模型描述管道應(yīng)變過程，提出求解黏彈性管道流體流動的一維振動和穩(wěn)定性問題的算法[9]；侯慧敏等[10]分析壓力管道水流流態(tài)對管道振動的激勵特征并提出優(yōu)化設(shè)計方案；Wu等[11]采用流體與結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)交換的流動結(jié)構(gòu)補償方法，研究管道結(jié)構(gòu)與內(nèi)部氣流相互作用下的管道自激振動問題。本文運用Caesar Ⅱ與Fluent軟件相結(jié)合的方式，對某壓氣站進行管道振動分析與治理，對管道的正常運行具有指導(dǎo)意義。

1 數(shù)值計算基本理論

1.1 控制方程

湍流模型選用Realizablek-ε模型，其優(yōu)點是可以保持雷諾應(yīng)力與真實湍流一致，與實際流動的物理情況相符[12]，同時用管道軸向控制方程描述其結(jié)構(gòu)行為。

1.2 流體流動模型

1.2.1 質(zhì)量守恒方程

質(zhì)量守恒方程如式(1)所示：

(1)

式中：x，y，z分別為三維坐標方向；vx，vy，vz分別為速度在x，y和z方向的分量，m/s。

1.2.2 動量守恒方程

動量守恒方程如式(2)所示：

(2)

2 管道建模及模型驗證

2.1 Pro/E模型

運用Pro/E軟件對涉及三通和彎頭較多的振動管段進行建模，同時為加快計算速度，對模型進行必要的簡化處理，最終建模效果及進出口如圖1所示。

圖1 Pro/E簡化模型Fig.1 Pro/E simplified model

將Pro/E建立的模型導(dǎo)入ICEM中，對振動區(qū)域進行網(wǎng)格劃分，其網(wǎng)格局部放大圖及網(wǎng)格質(zhì)量如圖2所示。網(wǎng)格質(zhì)量均大于0.35，在壁面附近具有良好的邊界層，網(wǎng)格疏密程度適中，能夠很好地滿足后續(xù)計算要求。

圖2 管道振動模型局部網(wǎng)格及網(wǎng)格質(zhì)量Fig.2 Local grid and grid quality of pipeline vibration model

2.2 現(xiàn)場測試分析

管道建模后進行初步流致振動分析，確定現(xiàn)場檢測時的13個振動監(jiān)測點，并取測量時間內(nèi)的最大振動速度，如圖3所示。按照ISO10816國際振動標準中的相關(guān)規(guī)定，對振動測試結(jié)果進行評價。

圖3 振動測試點的振動水平評價Fig.3 Vibration level evaluation of vibration test points

由圖3可知，當輸氣量小時，監(jiān)測點振動速度均在優(yōu)秀范圍，無需進行管道振動治理，當輸氣量大時，其振動速度較大，需要對管道進行振動治理，由此可得管道異常振動與站場輸氣量密切相關(guān)。

2.3 模型驗證

將現(xiàn)場測量結(jié)果與流致振動分析結(jié)果進行比較，不斷調(diào)整流致振動分析模型。在進行數(shù)值模擬時，以測試條件下的工況為模擬工況，比較模擬工況和實際測量時的管道節(jié)點最大振動速度，驗證流致振動分析模型的準確性。

以測試工況進口1流量：5 000×104Nm3/d，進口2流量：4 000×104Nm3/d，通過建模分析其流場，并進行曲線擬合得到各監(jiān)測點的最大振動速度，通過對比，以達到驗證模型準確性的目的，對比結(jié)果如圖4所示。

圖4 豎直最大速度對比Fig.4 Comparison of vertical maximum velocity

整體來看，在測試工況和模擬工況條件下，管道各主要節(jié)點的最大振動速度數(shù)值比較接近，在誤差控制范圍之內(nèi)，說明流致振動分析模型符合現(xiàn)場實際情況，分析結(jié)果可信。

3 內(nèi)部流場及流致振動分析

3.1 多工況管道內(nèi)部流場分析

根據(jù)其工藝運行特點，得知壓氣站發(fā)球筒管道振動與管徑為Φ711 mm的西二線、西三線聯(lián)通管線密切相關(guān)。因此，在進行流場分析時，根據(jù)其運行方式不同，設(shè)計3種極端工況，通過這3種工況之間的交叉比較，可以驗證聯(lián)通管線對管道振動的影響，找到管道振動的原因，數(shù)值模擬的3種工況條件如表1所示。

表1 數(shù)值模擬工況Table 1 Numerical simulation condition table

3.2 各工況下流場模擬結(jié)果

由分析得，整個發(fā)球筒管內(nèi)壓力過渡比較平緩，但在彎頭和三通區(qū)域，壓力會出現(xiàn)明顯變化。同時天然氣在聯(lián)通管內(nèi)的流速較高，特別是在部分彎頭處，因此監(jiān)測點位置應(yīng)重點放在彎頭和三通區(qū)域。

3.2.1 渦核圖

在Fluent流場分析過程中，對管道渦流核心區(qū)域設(shè)置壓力波動監(jiān)測點。3種工況下渦核圖及壓力監(jiān)測點位置如圖5所示。

圖5 各工況渦核圖Fig.5 Vortex core diagram under various working conditions

從渦核圖中可以很直觀地看出管道形成渦流比較劇烈的區(qū)域，其中渦核主要集中在彎頭、三通部分，渦核圖有助于在渦流核心區(qū)域更準確地設(shè)置監(jiān)測點，分析其壓力波動。

3.2.2 波動頻譜圖

整合各監(jiān)測點的流體壓力波動，對其進行FFT變換，3種工況下管道渦流核心區(qū)域壓力波動的頻譜圖如圖6所示。

圖6 各工況頻譜圖Fig.6 Frequency spectrum diagram under various working conditions

通過3種工況下管道內(nèi)渦流核心區(qū)域壓力波動頻譜的分析發(fā)現(xiàn)，管道內(nèi)壓力波動的頻率主要集中在低頻范圍內(nèi)(0～7 Hz)。如果管道系統(tǒng)的固有頻率與管道內(nèi)壓力波動的頻率接近，那么管道系統(tǒng)就容易發(fā)生共振現(xiàn)象。因此，需要對管道系統(tǒng)的固有頻率進行分析。

3.3 管道流致振動分析

3.3.1 管道系統(tǒng)固有頻率分析

為判斷管道系統(tǒng)是否發(fā)生共振，利用Caesar Ⅱ軟件對振動管段進行固有頻率分析[13]，前20階固有頻率如圖7所示，第1階固有頻率下的振型如圖8所示。

圖7 振動管段固有頻率Fig.7 Natural frequencies of vibration pipe section

圖8 第1階固有頻率下的振型Fig.8 Vibration mode at first order natural frequency

由圖8可知，在第1階固有頻率為3.755 Hz時，管道在4 500節(jié)點以及4 800節(jié)點附近有較大的水平方向振動趨勢。通過管道內(nèi)部的流場分析發(fā)現(xiàn)，管道內(nèi)壓力波動頻率與管道系統(tǒng)的前2階固有頻率接近，因此，管道容易發(fā)生共振現(xiàn)象，使振動變得更加劇烈。

3.3.2 管道振動位移、速度分析

在流場模擬及固有頻率分析的基礎(chǔ)上，將流場模擬所得的管道激振力施加到相應(yīng)的彎頭和三通位置，利用Caesar Ⅱ軟件對某壓氣站的振動管段進行振動位移和振動速度的分析[14]。分別定義每組力的大小、方向、作用位置以及其他控制參數(shù)，得到3種工況下的最大振動位移，并通過數(shù)值擬合，得到各主要節(jié)點水平方向的最大振動速度，如圖9所示。

圖9 各工況下主要節(jié)點水平方向最大振動速度Fig.9 Maximum horizontal vibration velocity of main nodes under various working conditions

通過3種工況下的最大振動位移和最大振動速度分析發(fā)現(xiàn)：1)管道振動主要集中在水平方向，在管道軸向和豎直方向基本不存在振動現(xiàn)象；2)管道振動最劇烈的位置位于發(fā)球筒管道的盲板附近以及平衡管線附近，其他位置的振動均較??；3)管道異常振動與管道內(nèi)的壓力波動有關(guān)，由于二、三線的聯(lián)通管線經(jīng)過彎頭和三通后，與三線出站前管線相連，流體在聯(lián)通管內(nèi)的流速高，進入到出站前匯管后，流體流速突然變低。因此，在該處的三通附近形成強烈的渦流波動，進而產(chǎn)生流體激振力，引起管道的振動。

4 管道減振措施

壓氣站的管道振動由管內(nèi)流體激振力導(dǎo)致，對其振動治理應(yīng)主要從2方面入手，即增加管道支撐和改變配管方案：通過設(shè)置錨固墩和管夾約束，提高管道系統(tǒng)的剛度，使其能夠抵抗流體激振力；通過增大聯(lián)通管線的管徑，改變流體的流動狀態(tài)，減小流體激振力[15]。

根據(jù)上述原則，提出3種整改方案。方案1：在管道上設(shè)置錨固墩和管夾約束；方案2：改變聯(lián)通管線的走向和管徑(由Φ711 mm改為Φ1 016 mm)，以減小彎頭個數(shù)，同時按方案1的方式增加錨固墩及管夾約束；方案3：改變聯(lián)通管線的走向和管徑(由Φ711 mm改為Φ1 016 mm)，不增加錨固墩和管夾約束。整改治理方案的示意如圖10所示。

圖10 整改方案示意Fig.10 Schematic diagram of rectification scheme

在圖10中，1，2，3，4為所添加的錨固墩，5為平衡管線處的管夾約束，6為盲板處的斜拉彈簧約束。

4.1 整改后管道固有頻率分析

以管道流致振動分析時的工況3為例，分析各整改方案的減振效果。利用Caesar Ⅱ軟件對整改后管系振動管段進行固有頻率分析發(fā)現(xiàn)，改管后壓力同樣在低頻范圍內(nèi)波動，但由于改管后，管系的固有頻率提高，其第1階固有頻率變大，與壓力波動的頻率相差較大，因此，管系中不會存在共振現(xiàn)象。

4.2 整改后管道位移、速度分析

運用Caesar Ⅱ軟件分析整改后各管線振動情況，求得其水平方向的最大振動速度如圖11所示，并運用上述同樣方法，分析各整改方案的減振效果，計算各方案的理論減振效率。

圖11 治理前后最大振動速度對比Fig.11 Comparison of maximum vibration velocity before and after treatment

由圖11可以看出，3種整改治理方案均能達到比較好的減振效果，整改方案1的理論減振率可達到68%～83%，整改方案2的理論減振率可達到90%～95%，整改方案3的理論減振率可達到78%～86%(在統(tǒng)計理論減振率過程中，原本優(yōu)秀的數(shù)據(jù)，不計算在內(nèi))。

5 結(jié)論

1)管道內(nèi)的流體壓力波動是導(dǎo)致管道出現(xiàn)異常振動現(xiàn)象的主要原因，壓力波動產(chǎn)生隨時間變化的流體激振力，這些激振力作用在彎頭、變徑管等處，引起管道的異常振動現(xiàn)象。

2)通過管道內(nèi)流體壓力波動頻譜的分析，發(fā)現(xiàn)管道內(nèi)壓力波動主要集中在低頻范圍內(nèi)(0～7 Hz)，通過Caesar Ⅱ軟件發(fā)現(xiàn)，管道系統(tǒng)的第1階固有頻率為3.755 Hz，第2階固有頻率為7.906 Hz，管道內(nèi)壓力波動頻率與管道系統(tǒng)的前2階固有頻率接近，因此，管道系統(tǒng)發(fā)生共振現(xiàn)象，使振動變得更加劇烈。

3)在管道減振中，優(yōu)化管道結(jié)構(gòu)和增設(shè)錨固墩相結(jié)合的方法可以達到最好的減振效果，其理論減振率達到90%以上。