[打印] [關閉] 發(fā)布時間：[2010-01-11 00:00]

往復壓縮機管道振動對天然氣集輸裝置的安全運行是一個不可忽視的隱患，強烈的振動會使管道本身以及與之相連的構件產(chǎn)生疲勞破壞，從而發(fā)生管線斷裂、介質外泄，甚至引起嚴重的生產(chǎn)事故，給生產(chǎn)和環(huán)境造成嚴重危害[1]。而引起管道振動的原因往往很復雜，只有通過正確診斷，找出振動的原因，才能有效地采取減振措施，消除隱患。因此分析其振動特點和原因及消振措施十分必要。

目前國內(nèi)外對管道振動問題進行了大量的研究，并解決了很多工程實際問題[2-6]。但往往在振動分析中，沒有將復雜管路作為一個整體來考慮，僅對局部管路進行分析，結果常常出現(xiàn)振動轉移現(xiàn)象[7-9]；而且對工況的變化及其影響也缺乏研究，不能有效預測工況變化時的振動變化趨勢。本文針對新疆某油田天然氣增壓壓縮機管道的實際振動問題，將其管道作為一個完整的系統(tǒng)，并充分考慮了各種工況的影響，依據(jù)結構振動理論，采用美國CODEN公司的專用軟件CAESARII[10]對該管道系統(tǒng)在改造前后的振動特點進行了詳細對比和分析，提出了具體的減振措施，并通過模擬計算和現(xiàn)場測試對減振效果進行了評價。

管系及壓縮機基本情況

該天然氣增壓系統(tǒng)壓縮機共有三臺：型號為DPC-2804，三臺壓縮機均為120度三列對置式雙作用壓縮機。正常工作時，兩臺運轉，一臺備用。壓縮機的運行轉速范圍較大，從265rpm到440rpm。壓縮機管道系統(tǒng)為：氣體先從進口總分離器經(jīng)進氣總管路進入三臺壓縮機的進氣分支管路（其中2臺運行，1臺停止），經(jīng)過三級壓縮機壓縮后，經(jīng)相應的排氣分支管路進入排氣總管路，再進入管網(wǎng)。在運行了一段時間以后，發(fā)現(xiàn)壓縮機進氣總管線出現(xiàn)振動，在壓縮機進口分離器出口管路及分離器放空管線處振幅較大，并有部分管架發(fā)生振動?？紤]到氣流脈動和管道振動對整個管網(wǎng)的影響主要體現(xiàn)在進、排氣管路，其中進氣管路的振動現(xiàn)象明顯，因此，本文主要對該壓縮機管道系統(tǒng)的進氣管路進行分析。

管道振動分析

管道系統(tǒng)是一個連續(xù)的彈性體結構系統(tǒng)，設計管道時，除計算管道內(nèi)氣體的氣柱固有頻率和壓力脈動外，還必須對管系的結構固有頻率和管道振動響應進行分析和計算。對該天然氣壓縮機管系的振動分析，包括兩方面的內(nèi)容：（1）模態(tài)分析，即管道系統(tǒng)結構固有頻率的計算及振型分析[11]；（2）激發(fā)響應分析，即分析在氣流脈動激發(fā)力作用下的管道受迫響應振動情況。

1、管道振動分析計算模型及邊界條件

該吸氣管道系統(tǒng)的結構振動分析模型如圖1所示。其中，三臺壓縮機分別簡化為自由度完全約束的支撐點， 即假設壓縮機本身是一個質量為零的剛體連接著管道的進、排氣口；閥門及法蘭按其相應質量的剛性單元處理；對于承重支承，在豎直方向添加+ Y方向的自由度；管道系統(tǒng)中的管卡結點，限制與管子軸向相垂直的四個方向的自由度；分離器底部固定處施加固支邊界；管路與分離器、緩沖器外殼的接口設為管口結點，并按一定的焊接壓力容器標準，校核其管口應力值。

2、管道結構固有頻率

利用CAESARII對圖1所示的管道模型進行模態(tài)分析，計算出該管道系統(tǒng)前10階的固有頻率h如表1所示。從該表看出，低階固有頻率比較密集，第1階的固有頻率只有2.619Hz。系統(tǒng)固有頻率整體偏低，說明管道系統(tǒng)剛性較差。

壓縮機轉速范圍為265rpm～440rpm，激發(fā)力基頻為4.417Hz～7.333Hz。由于是雙作用，故主頻率為8.834Hz～14.666Hz。而管道系統(tǒng)前10階的固有頻率范圍為2.619Hz～15.736Hz，大多處在主激發(fā)頻率范圍內(nèi)，很容易發(fā)生低階共振現(xiàn)象，因此需要提高最低階固有頻率。

3、低階固有頻率對應的振型

該管道系統(tǒng)的前3階固有頻率對應的振型如圖2-圖4所示。從各低階振型圖可以

看出，最大的振動位移主要發(fā)生在分離器出口彎管處和分離器放空管線處，這

與實際觀察和測量到的壓縮機在375rpm～420rpm運行時引起的振動現(xiàn)象一致。

4、激發(fā)響應計算
利用CAESARII對圖1所示的模型計算了在壓縮機運行轉速范圍內(nèi)不同激振頻率下

的振動位移情況。管道系統(tǒng)所受的激振力，根據(jù)氣流脈動計算結果，作為集中

載荷添加到各個受力結點。對應氣流脈動幅值最大的激振頻率下（12.8Hz，轉

速385rpm）的響應振動位移情況如圖5所示。出現(xiàn)的最大振動位移發(fā)生在分離器

出口彎管處和壓縮機進氣分支管道上，分別為0.393mm和0.157mm。在現(xiàn)場實測

中，壓縮機在375rpm～420rpm運行時，分離器出口處實際振幅值為0.4mm。

管道系統(tǒng)改進設計

通過對改造前系統(tǒng)管道振動的分析，找出發(fā)生大幅度振動的主要原因，為此，

結合現(xiàn)場實際布置情況，在管道結構上作了以下調整：

（1）在進氣總管和分支管路之間增加直徑為610mm的匯管，對氣流起緩沖作用

，減小管段內(nèi)的氣流脈動，從而減少動應力；

（2）將立式進氣分離器改為臥式放置，降低了分離器出口管線的高度，由原來

的6米降為4.3米；

（3）與匯管連接的分支管路的高度從原來的1.9米降到了0.6米，增強穩(wěn)定性；

改造后管道振動分析

1、改造后管道結構固有頻率計算

利用CAESARII對圖6所示的管道模型進行模態(tài)了分析，改造后固有頻率的計算結

果如圖7所示。與改造前相比，管道系統(tǒng)剛性明顯增強，最低階固有頻率從

2.6Hz提高到了12.2Hz，而且低階固有頻率不再密集，基本錯開了激發(fā)頻率的前

幾階，從各階的模態(tài)振型分析可看出，低階共振現(xiàn)象基本消失。

2、改造后激發(fā)響應計算結果

對改造后管道系統(tǒng)在不同激發(fā)頻率下的響應振動進行了計算，圖8為改造后管道

在激振頻（13.33Hz，轉速400rpm）下的響應振動位移情況。如圖所示，最大振

動位移發(fā)生在壓縮機進氣分支管道上，幅值降為0.117mm，大部分節(jié)點的振幅都

在0.1mm以下，而且在分離器出口處振動已消除。

改造前由于分離器出口管線及壓縮機分支管路的高度較高，管系剛性較差，結

構固有頻率偏低，大多落在了主激發(fā)頻率范圍之內(nèi)，所以振動現(xiàn)象嚴重。改造

后，使管道固有頻率整體有較大提高，避免了低階共振，振動幅值明顯降低。

實測結果

經(jīng)過采用以上綜合調整措施后，整個管線的振幅大大降低，結果如表2所示。壓

縮機在各種工況下運行時，整個管線的振幅都控制在遠低于0.4mm以下，大部分

情況都低于0.1mm。

結論

（1）振動分析確認改造前管系的振動是由于管系結構頻率偏低，而且比較密集

，大多處在主激發(fā)頻率范圍內(nèi)，因此很容易發(fā)生低階共振現(xiàn)象。分析結果與實

際振動現(xiàn)象一致。

（2）改造后管系振動結構發(fā)生本質改變，剛度顯著加強，第1階結構固有頻率

從2.6Hz提高到12.2Hz，而且跨度較大，有效地避開了低階結構共振；

（3）改造后管系振動幅值明顯降低，整個管路中最大振幅值降為0.117mm，而

且振動位置發(fā)生了改變，減振效果明顯，與實測結果吻合。