往复式压缩机出口管系振动的分析与控制措施

2017-04-13杨建刚罗定全练新元李勤佘金胜杜尚明

设备管理与维修 2017年2期

关键词：管系安全阀冷却器

杨建刚，罗定全，练新元，李勤，佘金胜，杜尚明

（中国石油西南油气田公司川西北气矿江油采气作业区，四川江油621709）

往复式压缩机出口管系振动的分析与控制措施

杨建刚，罗定全，练新元，李勤，佘金胜，杜尚明

（中国石油西南油气田公司川西北气矿江油采气作业区，四川江油621709）

增压站往复式压缩机出口管系振动幅值超标，对压缩机组进行现场振动检测和数据采集，查找引起振动的原因，制定解决方案。整改后的压缩机出口管系振动幅值达到设计标准。

往复式压缩机；振动幅值超标；振动分析

0 压缩机概况及参数

某石油公司增压集气站1台往复式天然气压缩机。机型DPC-2803MH9×9；额定功率470 kW；额定转速365 r/min；气缸双作用形式；动力缸缸径381 mm；压缩缸缸径228.6 mm；动力缸缸数3；压缩缸缸数2；排气量1.8×105m3/d；缓冲罐容积0.213 m3；入口平均压力（绝压）0.6 MPa；出口平均压力（绝压）2.6 MPa；工作介质为含甲烷83%的含硫天然气；可压缩系数0.9976；相对密度0.6214；比重0.621；绝热指数1.27。自投产以来，曾出现先导式安全阀导压管短节断裂、冷却器隔板破裂、单流阀异响，安全阀至放空管道及冷却器至汇管管道振动幅值超标等一系列故障。

1 出口管系振动分析

往复式压缩机机组产生振动的原因主要有3种[1]，①气流脉动；②机械共振；③动平衡性差。往复式压缩机的工作原理决定了进出口管道内必然产生气流脉动，而机械共振和动平衡差是完全可以避免的。经检测，该压缩机主机振动符合设计要求，出口管系的振动由气流脉动引起管道共振的可能性较大。

1.1 压力不均匀度δ

式中Pmax——最大压力，MPa

Pmin——最小压力，MPa P0——平均压力，MPa

美国石油学会API 618标准规定，当压力在0.35～20.7 MPa时，压力不均匀度的许用值在2%～5%，根据公式（1）计算出压力不均匀度δ为3.3%，符合设计要求。

1.2 共振

（1）主激发频率FC，见式（2）。

式中n——压缩机转速，r/min

mi——曲轴每转一周，向管道吸气或排气的次数，双作用压缩机mi=2。

激发频率Fc根据公式（2）计算结果为12.2 Hz，共振区的频率范围（0.8～1.2）Fc，即9.76～14.64 Hz，出口管系的结构固有频率，至少前三阶要避开激发频率共振区的频率范围。

（2）气柱共振管长[2]。气柱固有频率见式（3）。

气柱共振管长的条件是f=（0.8～1.2）f固，共振管长可以分为2种状况进行计算，见式（4）和式（5）。

A状况，一端为开端，一端为闭端，n=4。

B状况，两端均为开端或闭端，n=2。

式中i——气柱固有频率阶次，（一阶i=1,二阶i=3,……奇数）

α——气体声速，α=，389.5 m/s

K——气体绝热系数

R——气体常数

T——气体绝热绝对温度，K

L——管道长度，m

由于安全阀至放空管道在机组运行时，基本没有压缩气体介质进入，本文只考虑这段管道的固有频率。压缩机气缸出口腔容积较小，可以近似的认为闭端；只要容器的容积大于管道容积的10倍以上，就可以把容器视为开口端，冷却器和汇管近似认为开端。压缩机气缸出口至冷却器的管道采用公式（4）计算，冷却器至汇管的管道采用公式（5）计算，共振管道长度计算结果见表1。

压缩机气缸出口至冷却器管道长4.82 m，安全阀至放空管道长7.5 m，冷却器至汇管管道长17.9 m。通过与表1的气柱共振管道长度范围比较，安全阀至放空管道长7.5 m，恰好处于表1中A状况i=1阶共振管长（6.4～9.6）m范围。冷却器至汇管管道长17.9 m，恰好处于表1B状况i=1阶共振管长（12.8～19.2）m范围。说明这两段管道的激发频率和固有频率重合，易发生共振。

（3）管道固有频率[2]。出口管系结构固有频率，与压缩机主激发频率或倍频重合，就会发生结构性共振。固有频率需要通过管道结构模态分析或者公式（6）计算得知；固有频率在激发频率± 20%范围内，就会引发共振。复杂管道结构固有频率20%的计算误差很常见，主要原因有2点，①管路系统支撑的刚性与实际值有较大偏差。②技术人员需要具有丰富的工程经验。

管道固有频率f，见式（6）。

表1 1～3阶共振管道长度范围m

式中λ——支撑型系数，刚性支撑=3.74

E——弹性模量，N/cm2

J——管路截面的惯性矩，cm4

m——支撑间管段单位长度质量，kg L——支撑间距，cm

美国石油学会API 618标准推荐，结构固有频率应高于压缩机转速对应的频率的2.4倍，根据公式（6）计算管道固有频率，结果如表2所示。

表2 整改前后管道固有频率Hz

整个出口管系中有4处振动幅值超标，分别是冷却器至汇管管道、安全阀至放空管道、安全阀导压管短接和冷却器侧撬装梁。从表2可以看出，安全阀至放空管道的前2阶固有频率值，处于共振区频率9.76～14.64 Hz的范围内，且各阶次频率较为接近，故该段管道出现振动幅值超标现象。先导式安全阀导压管处于振动末端，长期经受剧烈振动而出现疲劳断裂。由于安全阀至放空管道的支撑设计在撬装梁上，安全阀至放空管道的振动通过支撑传递到撬装梁，导致单侧撬装梁振动大。冷却器至汇管管道设计不合理，使用了过多的直角弯头，降低了该段管道的固有频率值，其1阶固有频率值处于共振区频率9.76～14.64 Hz的范围内，故该段管道出现振动幅值超标现象。出口管系工艺流程中，单流阀安装位置过于靠后，在气流脉动作用下，单流阀前后两端瞬时压差波动大，单流阀阀瓣频繁开合而产生敲击声音。

1.3 弯头受力分析

冷却器至汇管管道弯头使用多达8个，重点分析弯头在整个出口管系振动中的影响，通过对弯头激振力计算，并采用Flow Simulation软件分析弯头内壁所受流体的压力分布，发现弯头在整个管系振动中有非常重要的影响。

如图1a所示[3]，设直角弯头管子的内径为d，管道的流通面积为A，弯头的进出口压力为P1且相等。对弯头来说，它受到一个水平向右的推力P1S和一个垂直向下的推力P1S和一个垂直向下的推力P1S，将此二力合成，得到沿弯头分角线的合力R1，即R1=2P1Asin45°。压力P1不是常量，它在平均压力上下随时间变化着，表示为P1=P0+P，式中P0表示平均压力，P表示脉动压力。弯头所受合力R1=2（P0+P）Asin45°=Rm+F，其中脉动压力P= 0.5δP0，Rm=2P0Ssin45°称为静力部分，F=2PAsin45°称为激振力。实际计算出激振力为1249 N，这个力周期性作用在管道的弯头部分，引起管道作受迫振动。

采用Solidworks软件对直角弯头建模，将模型导入Flow Simulation进行流体分析。如图1b所示，流体流经弯头时，作用在弯头内壁上的压力，呈现出不均匀分布的特征，弯头内壁外侧所受压力较大，而内壁内侧所受压力相对较小。为减小弯头激振力对管道的影响，工程设计时应尽量减少弯头的数量；施工中采用的管卡和支架应尽量靠近弯头，并且所选弯头拐弯处曲率半径应＞1.5倍公称直径，避免气流对管道产生较大的冲击力而引发振动。上述分析，为工艺管道设计时弯头的选型提供了理论依据[4]。

2.4 Bentley Autopipe管道振动分析

Bentley Autopipe是一套直接基于Windows操作平台的工程分析软件，专为工业管道系统设计所开发。

Bentley Autopipe是一个独立的用于进行管道应力计算、法兰分析、管道支撑设计，以及静态和动态载荷条件下，管道设备受力分析的计算机辅助工程分析（CAE）程序[5]。

2.41 模型的建立

图1 弯头受力分析示意图

图2是一个简化的管网系统，采用Bentley Autopipe管道应力分析软件对出口管系分3段建模。①压缩缸出口至冷却器管道，即A00～A12节点，管道规格Φ159×9 mm L245NS。②冷却器至汇管管道，即（B00～B19）节点，管道规格Φ159×9 mm L245NS。③安全阀至放空管道，即（E00～E15）节点，管道规Φ89×7 mm L245NS。管道设计压力6.4 MPa，设计温度≤120℃，防腐裕量4 mm，管道标准选择ASME B31.3。压缩机主体和冷却器简化为自由度完全约束的支撑点，与之相连的管道采用刚性连接。

1.4 模态分析

压缩机运行工况参数，P=2.5 MPa，Q=1.8×105 m3/d，T=20℃，管道支撑点如图3所示设置。将上述工况加载到出口管系上，使用Bentley Autopipe软件进行模态分析，计算结果见表3、表4。

图2 出口管系模型和节点布置

图3 整改前后出口管系工艺流程

对比表2后发现，冷却器至汇管管道的前3阶固有频率值，误差最大约19%；安全阀至放空管道前3阶固有频率值，误差最大约15%。使用Bentley Autopipe软件分析时，充分考虑了B05～ B07节点和B18～B19节点，两段埋地管道土壤载荷的影响；软件中各支撑采用的支撑系数符合ASME B31.3规范，其值比公式（4）中选用的支撑系数略大。对比数据显示，1阶固有频率都处于共振区频率9.76～14.64 Hz的范围内，不影响出口管系振动结果的判断。