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DPC2803压缩机管系振动分析及减振措施
发布时间:2015-10-08 18:10 作者: 阅读次数: 文章出自:

          

                                                                             DPC2803压缩机管系振动分析及减振措施

                                                                                                    作者:杨建刚 罗定全

(                                                            中国石油西南油气田分公司川西北气矿江油采气作业区 邮编 621709)

摘要:针对DPC2803天然气压缩机管系振动超标的问题。通过对压缩机组进行现场振动监测和数据采集,分析振动原因,制定减振措施。减振改造后的压缩机出口管系振动幅值达到合格标准,并对存在的问题提出了建议。

关键词:天然气压缩机;出口管系;振动分析;减振措施

        Vibration analysis and absorbing DPC2803 compressor

                             YANG jian-gang, LUO ding-quan

Abstract:Aiming at DPC2803 gas compressor piping system vibration exceed the standard problem. Through the field vibration monitoring and data acquisition of the compressor, vibration cause analysis, develop mitigation measures. Shock after the transformation of the compressor outlet piping vibration amplitude reached the standards, and puts forward some suggestions on the existing problems.

Keyword:Natural gas compressor; outlet pipe; vibration; vibration reduction measures

0前言

往复式天然气压缩机作为压缩和输送天然气的装置,广泛使用于石油、石化等行业中。在实际运行中,压缩机管道的强烈振动对机组性能及可靠性有很大的影响。往复式压缩机吸排气是间断性的过程,造成出口管道中气流的压力和速度呈周期性变化,即存在气流脉动。气流脉动不仅降低了压缩机的容积效率,造成产量下降,引起额外的功率消耗,同时更容易引起管道的强烈振动,从而使管道附件,特别是管道的连接部位和管道与附件的连接部位发生松动和破裂。准确研究气流脉动的产生机理,建立合理的气流脉动数学模型,准确地进行气流脉动的预测,掌握控制气流脉动的有效方法,意义重大。中石油西南油气田分公司下属某增压集气站现有一台DPC2803型整体式天然气压缩机,该机自投产以来出口管系及放空管线振动超标,曾出现先导式安全阀导压管短接频繁断裂,冷却器隔板破裂,机组冷却器端撬装梁振动大,出口单流阀异响等一系列故障现象。

1 管线振动理论

管道及其支架和与之相连接的各种设备或装置构成一个复杂的机械系统,该系统产生的振动是由多个原因引起,其中最主要原因有以下三种:

(1)由气流脉动引起,气流脉动激发管路作机械振动;

(2)管道发生结构(机械)共振,从而造成管道系统的振动;

(3)动平衡性差或基础设计不当而引起的管道振动。

管道振动的消减主要有两个途径来解决:

(1)控制管流的压力脉动,使其不产生谐振;

(2)调整管系结构的固有频率,使其不产生机械振动,一般采取第二种解决途径,就是更改管线系统的结构特征。改变管系结构特征有两个途径:(a)增加管线系统约束来改变管系系统刚度和阻尼。(b)更改管线质量,改变管系结构的固有频率。

1.1 降低压力不均匀度以避免较大的气流脉动

    由于往复压缩机的吸、排气过程的间歇性,所以,管路内的气体压力和流速在工作条件下产生波动(即气流脉动)。因气流脉动引起施加于管道的激振力,可以认为是由于压力脉动和速度脉动的合成,但在数量上由前者引起的占90%以上,因此,主要考虑压力脉动的影响。衡量压力脉动值大小的指标是压力不均与度δ,其定义如下: 

                             (1)

                                                        (2)

                                                         (3)    

式中   ——压力不均匀度(%)

—— 最大压力

   —— 最小压力

  —— 平均压力 

p —— 脉动压力

 API618 第五版公式:                                  (4)

            式中   —— 与主频率和谐波频率相对应的各个脉动分量的最大许用峰值,以管路平均压力百分数表示

                        PL—— 管线内平均绝对压力,bar

                        ID—— 管路管子内径,mm

                        F —— 脉动频率,Hz

                        α—— 声速,m/s    

                        f —— 脉动频率,Hz

我们将会看到,只要有压力不均度δ存在,管道就会发生振动。而且δ值越大,由脉动气流作用到管路上的激振力也就越大,管道振动也就会更加强烈。 一般情况下,压缩机吸、排气口的压力不均度是不能消减的;参照美国石油学会API618标准,设计中重点考虑降低缓冲器(分离器等)后继管道的压力脉动值。如果受到工艺要求或客观条件限制,不能改动缓冲器,则可以采取在其入口处安装合适的孔板等措施。

1.2 调整管道结构固有频率以避免机械共振

     在调整气柱固有频率和气体脉动压力后,还需进一步调整管道结构,以使管道在机械固有频率避开压缩机的激发频率。为此,当计算结果出现某阶机械共振时,最有效的办法是改变管道的走向或减少弯头的数量等办法降低激振力对管道的作用。由于压力不均匀度不可能全部消除,而管道总有转弯和异径接头等。在优化设计时,可以采取适当措施降低激振力,尽量使弯道走向平直,减少或避免空间走向。在需要转弯时,力求使转角β小些(图1所示)。激振力频率取决于压缩机转速,它是定值。为避免机械共振,通过改变支撑的数量和方式来改变管道的刚度,从而达到改变结构固有频率的目的。可采用两种方法:其一是刚性管道设计,即增加支撑使系统低阶固有频率高于激发频率。其二是柔性管道设计,即弱化支撑,适当地放松对管道的约束,使系统的低阶固有频率下降,低于激发频率。

1.3 弯管在管系振动中的影响

管道流体的压力、速度、密度等参数随时间呈周期性变化的现象称管流脉动。往复式压缩机由于吸、排量的间歇性和周期性使管道流体的压力、速度、密度等参数发生变化,这种变化即表现在随位置的变化也表现在随时间的变化上。脉动气流在管道运输过程中遇到弯管、三通、阀门、法兰、盲板、异径管等管道元件时会产生随时间变化的激振力,这些激振力作用于管道和附属设备产生振动。

 

 

 

 

1.31 直角弯管管壁处激振力计算

如图1所示,设直角弯头管子的内径为d,管道的流通面积为S,弯头的进出口压力为P1,而且相等。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P2S,将此二力合成,得到沿弯头分角线的合力R1。如果压力P1是常量,不随时间变化,作用在弯头上的这个合力R1也将不随时间变化,它仅是一个静力或所谓静载荷。考虑使用适当地支撑,这个静载荷并不会引起什么危害。问题在于压力P1不是常量,它在平均压力上下随时间变化着,表示为:P1=Pm+P式中 Pm表示平均压力,P表示脉动压力。这样,就有:

                                          (5)

                                                       (6)

                                     

                     

式中    ,称为静力部分;

                  ,称为动力部分或激振力。

如上所述,Rm这个部分只要在设计管道支撑时加以适当考虑,就不会引起多大问题。但是F这个部分,它是随时间变化的力。正是由于象F这样随时间变化的力的作用,引起了管道的振动。现场测试平均压力Pm=2.5Mpa,管道内压力不均匀度δ= 4%,管道内径d=150mm,则压力脉动的振幅值为:

                                                     (7)

             

             

激振力F的幅度(单振幅)为:

                                                     (8)

             1249 N

即在弯管分角线方向上有1249N的作用力,这个力周期性性作用在管道的弯头部分,引起管道振动。

1.32弯管处压力分布

使用solidworks三维设计软件对直角弯管建模并进行流体分析,得出以下结论:

(a)随着介质压力增大,弯管应力增加,流体压力对弯管应力影响较大,但流速对弯管应力影响较小,弯管内流体压力分布几乎不变,只是压差有所增加,故流速对弯管应力影响相对较小。

(b)流体流经弯管时,流体作用在弯管内壁上压力分布式不均匀的,弯管内壁外侧入口附近所受压力较大,而内壁附近出口内侧相对较小,而且随着流体速度的增大,内外壁的压差相对较大,但速度变化对流体压力分布影响不大。

   (c) 减小弯管处激振力对管线的影响,施工中采用的管卡和支架应尽量靠近弯管处设计。

(d) 为了避免气流对管道产生较大的冲击力而引发的振动,布管过程中应尽量避免出现较大的折弯;

(e) 在安装条件允许的情况下,在折弯连接处,采用尽可能长的直管段,以保证气流有充分发展段,从而降低对折弯处的气流冲击力。

2 管线模态分析

    利用Bentley autopipe管道应力分析软件建立管道有限元模型,对管道振动模型进行求解,获得管道系统振动模态和应力分析计算结果。应用这种方法对DPC2803天然气压缩机管系进行计算分析,并对管道系统各个弯头位置的振幅进行了实际测量。测量结果证实了理论分析中所建模型及其边界的合理性。

2.1管道系统的激振频率

激发频率fc按式(9)计算,压缩机转速:365/min;压缩机为双作用,i=2。因此,前5阶激发频率分别为:12.2Hz,24.33 Hz,36.5 Hz,48.7 Hz,60.8 Hz。

                                (9)

式中   n —— 压缩机转速,r/min

                     mi —— 简谐阶次,m=1,2,3……..

2.2 管道系统固有频率

现场使用Leonova?设备监测诊断系统对压缩机主体和冷却器进行检测,数据显示振动参数在合理范围,所以把压缩机主体和冷却器简化为自由度完全约束的支撑点,管线采用刚性连接。运用Bentley autopipe管道应力分析软件的模态分析,计算出各管系的固有频率如表1所示。当激发频率等于0.8~1.2倍管道固有频率时产生共振,本文只考虑前三阶发生共振的情况。

表1:技改前后管线固有频率和激发频率(Hz)

阶次

激发频率(Hz

放空管线(Hz

缓冲罐后端出口管线(Hz

冷却器后端出口管线(Hz

技改后管系(Hz

1

12.2

9.39

33.51

10.57

37.20

2

24.33

12.76

52.86

16.21

42.97

3

36.5

22.11

60.06

20.33

48.54

4

48.7

38.45

70.72

21.97

53.06

5

60.8

43.66

99.27

24,38

55.76

 

3 振动机理分析

整个系统中振动较大的四处分别是冷却器后端出口管线、放空管线、安全阀导压管短接和冷却器侧撬装梁。通过表1可以看出,放空管线的前三阶固有频率值正好落在压缩机系统的激发频率范围内,且各阶次频率较为接近,易出现共振现象。先导式安全阀和放空管线相连接,在安全阀导压管短接处出现末梢振动放大效应,常出现短接破裂问题。由于放空管线支撑设计在撬装梁上,放空管线的振动直接传递到撬装梁上,从而导致单侧撬装梁振动大。冷却器后端出口管线由于历史原因设计不合理,使用过多的直角弯头,且前三阶固有频率也落在激发频率范围内,从而出现振动超标现象。技改前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变小,单流阀瓣不停开关从而产生撞击声。

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 技改方案

  根据上述分析,结合DPC2803压缩机出口管线实际运行情况,给出如下具体改进方案:

(1) 对出口管线的走向重新设计,尽量减少不必要的弯头、异径管等易产生激振力的管件,在管道结构中所使用的弯头,尽量采用弯曲半径较大的弯管代替直角弯头。

(2) 优化管道的支撑固定方式,提高系统固有频率。

(3) 重新设计放空管线的走向和支撑,使用弹簧式安全阀取代先导式安全阀,避免末梢振动放大效应。

(4) 由于冷却器隔板在气流脉动作用下出现疲劳破裂,更换抗气流脉动性好、耐腐蚀强的冷却器。

(5) 更改工艺流程中单流阀位置,重新设计使其靠近冷却器出口端。

表2技改前后振动超标位置振幅值(μm)

监测点

安全阀X

末端弯头Y

撬装梁Z

冷却器出口X

放空管线X

技改前

855

415

331

389

581

技改后

186

114

83

79

128

备注:一般机械振动许用幅值标准要求小于300μm

5 总结

(1)往复式压缩机的吸、排气过程的间歇性,使气流的压力和速度呈周期性变化,气流压力脉动比较大。当脉动的气流遇到弯头、三通、异径管等部位,就产生较大的激振力,使其管道发生节奏性的振动,这是不可避免的。

(2)将气流脉动和管道振动结合起来分析振动问题,先将气流脉动控制在容许范围内,再使结构固有频率与激发频率的前几阶错开,避免机械共振,就可从根本上消除振动现象。

(3)在管路设计中,将复杂管路作为一个整体来考虑,可防止振动的局部转移。

(4)利用Bentley autopipe管道应力分析软件对往复式压缩机管道系统的振动进行分析,较为全面的还原实际振动情况,说明Bentley autopipe管道应力分析软件能够比较准确地完成对往复式压缩机管道振动的分析计算。

(5)采用分段计算复杂管道系统的方法,能够比较准确地计算出管道系统的固有频率及其振幅。

参考文献:

[1]  成大先.压缩机手册[M] 化工工业出版社, 2012年5月北京第五版 

[2]  New API Standard 6185th Edition,Reciprocation Compressors for Petroleum[s]. 2007

[3]  党锡淇,陈守五.活塞式压缩机气流脉动与管道振动[M].西安交通大学出版社,1984

[4]  张勇,冯承科.活塞压缩机工艺气管路内部流场特征分析[J].压缩机技术,2009,(5):115-121

 

 

第一作者简介:

姓名:杨建刚

出生年月:1976/10/26

性别:男

职称:高级技工

学历:本科

毕业院校:西南科技大学 (计算机专业)

研究方向:现在中国石油西南油气田公司从事机泵管理、维修工作。









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