高温水蒸汽螺杆膨胀机管系振动分析及优化

马云剑，王亚洲，韩 冰，韩海彪

（1.中国石化安庆石化公司，安徽安庆246002；2.中国船舶重工集团公司第七一一研究所，上海201108）

1 引言

石油化工和钢铁等工业生产过程中存在大量的低品位水蒸汽，通常采用直接排放而造成热资源浪费和环境污染，另外由于工艺要求，利用减温减压器直接将高品质的高压高温蒸汽转变为低品质的低温低压蒸汽，造成能量的无效损耗。目前工业上广泛采用螺杆膨胀机预热回收发电回收这些能量，既能产生可观的经济效益，又能降低对环境的危害[1-3]。

螺杆膨胀机按螺杆压缩机的逆原理工作，其基本构造与螺杆压缩机相似，工作过程相反，且对汽源具有良好的适应性。根据循环工质的不同，螺杆膨胀机可分为蒸汽型和有机工质型2种[4-6]。蒸汽型螺杆膨胀机汽源采用品质较高的余热蒸汽，利用蒸汽的内能驱动螺杆膨胀机转动，带动发电机将机械能转化为电能[7-9]。

高温水蒸汽螺杆膨胀机通常由于释放应力的需求，管道需要保证一定的柔性，因此在设计其支撑结构时需格外准确，刚度太大的支撑结构会导致膨胀机及管道内部存在较大的热应力，而支撑结构刚度不足时会导致强烈的管道振动，长期的管道振动会导致相连部件连接松动，引发泄漏甚至爆炸等严重事故[10-12]。

某石化企业的一台高温水蒸汽螺杆膨胀机，在运行过程中，机器振动速度随时间变化发生波动，最高值超过10 mm/s，远超过API619规定的8.0 mm/s，并且出现排气侧发生上翘变形，振动值随功率的增加而增加，并规律发生振动突然增大的现象，为查清振动问题的根源，首先对螺杆发电机组的本机和管路系统进行了变工况实测，然后分别采用PULS软件和CAESSARII软件建立了膨胀机管系脉动分析和振动分析模型，通过对管路系统的支撑结构进行优化和实施，实现了对管路系统异常振动的控制。

2 脉动分析

该螺杆膨胀机运行转速为1500 r/min，螺杆阴阳转子齿数比为6：4，进气压力范围为2.0~3.6 MPa，进气温度最高可达到290℃，排气压力为1.3 MPa，如图1所示。膨胀机运行转速为1500 r/min，输出功率为450 kW时，螺杆膨胀机排气管路第一个弯头后的水平直管段垂直方向的振动值最大，为14.5 mm/s，振动值在2倍频的分量最大；而对螺杆膨胀机及管路系统的振动进行了测量，测量结果表明阴转子端盖处的垂直方向振动值最大，达到了10.3 mm/s，主激发频率为100 Hz。整体测量及结合脉动分析结果表明：螺杆膨胀机机身的振动是由于排气管道的支撑结构刚度偏小，气流脉动的激振力诱发管道振动，并携带导致膨胀机的一端发生上翘振动。

本文中螺杆膨胀机的排气气流脉动采用PULS软件进行。在脉动模拟时，该排气管路系统被划分为22个单元，31个节点，其中节点1、21、22、23为螺杆机的齿间容积边界条件，节点12为无反射边界条件，具体模型如图2所示。

针对排气管线模型，分析气柱固有频率，计算结果如图3所示。从图中可以看出，排气管道的一阶气柱固有频率为379 Hz，二阶气柱固有频率为536 Hz，而膨胀机的气流脉动激振力基频为100 Hz，因此排除了气柱共振导致的管路系统振动异常现象。

图1 螺杆膨胀机

图2 排气管道脉动分析模型

通过对功率负荷范围为300 kW至1100 kW下的排气管路脉动分析结果表明，最大脉动峰峰值为25.4 kPa，压力不均匀度为1.85%，并未超过API619 6.9.4所规定的2%；各工况下，排气管路出口处垂直方向管线200 Hz的激振力最大，第一个弯头后的排气管线在一倍频100 Hz时的激振力最大。

从脉动分析结果可以看出，该螺杆膨胀机的振动并非由气流脉动诱发的管道共振，因此有必要对螺杆膨胀机的关系振动特性进行研究。

图3 排气管路气柱固有频率分析

3 改造前管系振动分析

从现场测量的膨胀机的振动数据可以得出：螺杆膨胀机所有测点的振动基频为100 Hz，各方向振动值主激发频率主要为1倍频或2倍频，少量测点主激发为2倍频和4倍频，并且2倍频和4倍频之间有连续激发谱存在。对压缩机在不同功率下的振动值进行测量，膨胀机各处振动值随着功率的增加而缓慢增加，并未出现明显的振动值突变现象，表明无共振现象存在，以机身自带的振动传感器结果为例，图4所示为不同功率下的垂直方向的振动值。

从不同功率下的螺杆膨胀机的振动结果可以看出，螺杆膨胀机在垂直方向的振动值随着功率的增加而增大，其中在输出功率为300 kW时的振动速度为6.8 mm/s，而输出功率为650 kW时的振动速度为9.2 mm/s。

根据初始管道布置情况采用CAESARII软件建立的管道系统振动分析模型如图5所示，膨胀机简化为刚形体，其他管路及法兰件按照实际尺寸建立。从图中可以看出，为了适应高温工况下热应力释放的需求，所有的管道支撑结构如节点190、节点650和节点710等均为导向支撑。

通常压缩机和膨胀机的激发频率应避免落入管路的某一阶或某几阶固有频率的0.8~1.2倍范围内，且管道的自振频率应该在4 Hz以上。管道的模态分析结果如表1所示，从中可以看出该管路系统的第26和28阶固有频率和膨胀机的一阶激振力频率接近，而第41和42阶固有频率和膨胀机的二阶激振力频率接近。因此有必要对管路系统的支撑结构进行调整，以避开发生低阶共振的可能性。

同时，对管路模型的应力分析结果表明，操作温度时持续应力为ASME B31.3中允许值的1.28倍，应力超标；螺杆机进、出口载荷为API 619附录F中允许值的6.56倍，载荷超标。导致上述问题的主要原因是管道支架设置不合理。

图4 振动值随功率变化

图5 初始管道系统振动分析模型

表1 改造前管道系统固有频率

4 改造方案

管道支架是减小管道应力、降低机器口载荷、抑制管道振动的重要组成。管道的支架设计涵盖了管道应力和管道振动两方面要求。通过对机器进、排气管道的应力分析和振动分析，对现有进、排气管道的支架做出设计修改，从降低机器口载荷和控制振动位移两方面同时减小引起振动的因素。因此综合改造前振动分析和应力分析结果，提出以下改造措施：

（1） 在进气管道节点190处增加弹簧+导向支撑；

（2） 进气管道节点115处增加弹簧架；

（3）在排气管道节点595处增加立管双支耳；

（4） 在排气管道节点650处增加双弹簧支架+导向架。

对原有支撑结构修改后的振动模型如图6所示。

5 改造前后结果对比

对原管路进行支架优化设计，管道支架修改前、后，与螺杆机激发频率接近的管道固有频率计算结果如表2所示。从表2计算结果看出，支架修改后，消除了101 Hz和200 Hz的固有频率，避开管道与螺杆机气流脉动的共振频率。

图6 支撑结构调整后的振动分析模型

表2 管道支架修改前后固有频率结果

对管道进行谐响应分析，激发频率是100 Hz，循环次数为1000000次，管道上附加压力脉动激振力。修改支架前管道的谐波分析结果见表3所示，修改支架后管道的谐波分析结果见表4所示。

从表3、4结果看，修改支架后DX方向的振动位移降低至31%，FX方向载荷降低至43%，支架对管道的振动响应有明显改善。

表3 修改支架前谐响应分析结果

根据图6中所示的支撑结构对膨胀机及气管路系统实施改造后的振动进行测量，并与改造前排气管振动值进行对比，如表5所示，其中测点1（排气管法兰口） 和测点2（排气管支耳） 为手持式测振仪测量结果，X、Y和Z分别为水平方向、竖直方向和轴向。从表中可以看出，改造后膨胀机排气管上的振动明显改善。

表4 修改支架后谐响应分析结果

表5 改造前后膨胀机及管路系统振动对比

6 结语

经过对机器排气管道的支架修改前、后的模态分析和谐波分析，修改支架后的管道结果评定如下：

（1） 排气管道基本避开了共振频率，还有靠近共振的频率和低频无法避开；

（2） 支架修改后的管道持续应力合格，机器口载荷超标大幅降低，仍存在超标问题，共振频率消除，振动位移合格，排气管道内疲劳应力满足标准要求；

（3）排气管道的最大振幅满足规范要求。

通过本次改造，虽然管道的振动问题得到有效抑制，由于受到现有管道布置和现场条件的较大限制，能够采取的措施有限，如果要进一步降低高负荷下的振动，还需要重新加固基础，调整支撑结构。