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[打印] [关闭] 发布时间：[2010-01-11 00:00]
往复压缩机管道振动对天然气集输装置的安全运行是一个不可忽视的隐患，强烈的振动会使管道本身以及与之相连的构件产生疲劳破坏，从而发生管线断裂、介质外泄，甚至引起严重的生产事故，给生产和环境造成严重危害[1]。而引起管道振动的原因往往很复杂，只有通过正确诊断，找出振动的原因，才能有效地采取减振措施，消除隐患。因此分析其振动特点和原因及消振措施十分必要。
目前国内外对管道振动问题进行了大量的研究，并解决了很多工程实际问题[2-6]。但往往在振动分析中，没有将复杂管路作为一个整体来考虑，仅对局部管路进行分析，结果常常出现振动转移现象[7-9]；而且对工况的变化及其影响也缺乏研究，不能有效预测工况变化时的振动变化趋势。本文针对新疆某油田天然气增压压缩机管道的实际振动问题，将其管道作为一个完整的系统，并充分考虑了各种工况的影响，依据结构振动理论，采用美国CODEN公司的专用软件CAESARII[10]对该管道系统在改造前后的振动特点进行了详细对比和分析，提出了具体的减振措施，并通过模拟计算和现场测试对减振效果进行了评价。
管系及压缩机基本情况
该天然气增压系统压缩机共有三台：型号为DPC-2804，三台压缩机均为120度三列对置式双作用压缩机。正常工作时，两台运转，一台备用。压缩机的运行转速范围较大，从265rpm到440rpm。压缩机管道系统为：气体先从进口总分离器经进气总管路进入三台压缩机的进气分支管路（其中2台运行，1台停止），经过三级压缩机压缩后，经相应的排气分支管路进入排气总管路，再进入管网。在运行了一段时间以后，发现压缩机进气总管线出现振动，在压缩机进口分离器出口管路及分离器放空管线处振幅较大，并有部分管架发生振动。考虑到气流脉动和管道振动对整个管网的影响主要体现在进、排气管路，其中进气管路的振动现象明显，因此，本文主要对该压缩机管道系统的进气管路进行分析。
管道振动分析
管道系统是一个连续的弹性体结构系统，设计管道时，除计算管道内气体的气柱固有频率和压力脉动外，还必须对管系的结构固有频率和管道振动响应进行分析和计算。对该天然气压缩机管系的振动分析，包括两方面的内容：（1）模态分析，即管道系统结构固有频率的计算及振型分析[11]；（2）激发响应分析，即分析在气流脉动激发力作用下的管道受迫响应振动情况。
1、管道振动分析计算模型及边界条件
该吸气管道系统的结构振动分析模型如图1所示。其中，三台压缩机分别简化为自由度完全约束的支撑点， 即假设压缩机本身是一个质量为零的刚体连接着管道的进、排气口；阀门及法兰按其相应质量的刚性单元处理；对于承重支承，在竖直方向添加+ Y方向的自由度；管道系统中的管卡结点，限制与管子轴向相垂直的四个方向的自由度；分离器底部固定处施加固支边界；管路与分离器、缓冲器外壳的接口设为管口结点，并按一定的焊接压力容器标准，校核其管口应力值。
2、管道结构固有频率
利用CAESARII对图1所示的管道模型进行模态分析，计算出该管道系统前10阶的固有频率h如表1所示。从该表看出，低阶固有频率比较密集，第1阶的固有频率只有2.619Hz。系统固有频率整体偏低，说明管道系统刚性较差。
压缩机转速范围为265rpm～440rpm，激发力基频为4.417Hz～7.333Hz。由于是双作用，故主频率为8.834Hz～14.666Hz。而管道系统前10阶的固有频率范围为2.619Hz～15.736Hz，大多处在主激发频率范围内，很容易发生低阶共振现象，因此需要提高最低阶固有频率。
3、低阶固有频率对应的振型
该管道系统的前3阶固有频率对应的振型如图2-图4所示。从各低阶振型图可以
看出，最大的振动位移主要发生在分离器出口弯管处和分离器放空管线处，这
与实际观察和测量到的压缩机在375rpm～420rpm运行时引起的振动现象一致。
4、激发响应计算
利用CAESARII对图1所示的模型计算了在压缩机运行转速范围内不同激振频率下
的振动位移情况。管道系统所受的激振力，根据气流脉动计算结果，作为集中
载荷添加到各个受力结点。对应气流脉动幅值最大的激振频率下（12.8Hz，转
速385rpm）的响应振动位移情况如图5所示。出现的最大振动位移发生在分离器
出口弯管处和压缩机进气分支管道上，分别为0.393mm和0.157mm。在现场实测
中，压缩机在375rpm～420rpm运行时，分离器出口处实际振幅值为0.4mm。
管道系统改进设计
通过对改造前系统管道振动的分析，找出发生大幅度振动的主要原因，为此，
结合现场实际布置情况，在管道结构上作了以下调整：
（1）在进气总管和分支管路之间增加直径为610mm的汇管，对气流起缓冲作用
，减小管段内的气流脉动，从而减少动应力；
（2）将立式进气分离器改为卧式放置，降低了分离器出口管线的高度，由原来
的6米降为4.3米；
（3）与汇管连接的分支管路的高度从原来的1.9米降到了0.6米，增强稳定性；
改造后管道振动分析
1、改造后管道结构固有频率计算
利用CAESARII对图6所示的管道模型进行模态了分析，改造后固有频率的计算结
果如图7所示。与改造前相比，管道系统刚性明显增强，最低阶固有频率从
2.6Hz提高到了12.2Hz，而且低阶固有频率不再密集，基本错开了激发频率的前
几阶，从各阶的模态振型分析可看出，低阶共振现象基本消失。
2、改造后激发响应计算结果
对改造后管道系统在不同激发频率下的响应振动进行了计算，图8为改造后管道
在激振频（13.33Hz，转速400rpm）下的响应振动位移情况。如图所示，最大振
动位移发生在压缩机进气分支管道上，幅值降为0.117mm，大部分节点的振幅都
在0.1mm以下，而且在分离器出口处振动已消除。
改造前由于分离器出口管线及压缩机分支管路的高度较高，管系刚性较差，结
构固有频率偏低，大多落在了主激发频率范围之内，所以振动现象严重。改造
后，使管道固有频率整体有较大提高，避免了低阶共振，振动幅值明显降低。
实测结果
经过采用以上综合调整措施后，整个管线的振幅大大降低，结果如表2所示。压
缩机在各种工况下运行时，整个管线的振幅都控制在远低于0.4mm以下，大部分
情况都低于0.1mm。
结论
（1）振动分析确认改造前管系的振动是由于管系结构频率偏低，而且比较密集
，大多处在主激发频率范围内，因此很容易发生低阶共振现象。分析结果与实
际振动现象一致。
（2）改造后管系振动结构发生本质改变，刚度显著加强，第1阶结构固有频率
从2.6Hz提高到12.2Hz，而且跨度较大，有效地避开了低阶结构共振；
（3）改造后管系振动幅值明显降低，整个管路中最大振幅值降为0.117mm，而
且振动位置发生了改变，减振效果明显，与实测结果吻合。
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