壓縮機平衡管劇烈振動問題研究*

楊放 袁運棟 林青 楊志 鄧琳納 武慶國 侯世宇

(中油國際管道有限公司)

0 引 言

天然氣長距離傳輸需要進行多次增壓，增壓氣站是天然氣長輸管道的重要節(jié)點，壓縮機引起的管道振動是壓氣站面臨的主要問題之一[1-3]。大量有壓縮機工作的管道系統(tǒng)中存在振動引起的一系列問題，無論是離心式的壓縮機系統(tǒng)還是往復式壓縮機系統(tǒng)中[4-6]。如某跨境天然氣管道哈薩克斯坦境內(nèi)多個壓氣站RR(Rolls Royce公司)機組平衡管出現(xiàn)較大的振動問題，多次發(fā)生平衡管管口開裂，以致頻繁維修，不僅影響機組的正常運行，且存在一定的安全隱患。學者們針對發(fā)生此類問題的原因及減振預(yù)防措施進行了大量研究。研究認為，壓氣站中能夠引起平衡管振動的振源很多，其中最主要的振源是壓縮機的振動和管道內(nèi)流體的不穩(wěn)定流動[7-9]。RR機組為離心式壓縮機，此類壓縮機在轉(zhuǎn)子不平衡、轉(zhuǎn)子不對中、油膜振蕩以及喘振等情況下均能引起周圍管道的振動。引起結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)的系統(tǒng)可以分為機械振動系統(tǒng)和氣柱振動系統(tǒng)[9-10]。振動問題在國內(nèi)外時有發(fā)生，且成因十分復雜，一直未有全面的分析。如侯大立等[11]對防喘閥在離心式壓縮機組的振動控制方面的作用進行了分析，為壓縮機振動源控制提供了參考。

氣流脈動的周期性變化可能會引發(fā)天然氣長輸管道的共振，造成天然氣管道劇烈振動，進而引起線路破壞[12-14]。為全面分析平衡管振動的原因并依據(jù)原因來制定解決方案，筆者選取振動問題較為明顯的CCS7站開展研究，對引起平衡管振動的原因進行分析，通過設(shè)計相應(yīng)的現(xiàn)場測量方案，測量分析引起平衡管劇烈振動的原因；通過對測量結(jié)果研究確定引發(fā)平衡管劇烈振動的工況，應(yīng)用并結(jié)合測量數(shù)據(jù)與Auto PIPE管道振動分析軟件，研究管道內(nèi)流體脈動對平衡管振動的影響，分析引起平衡管劇烈振動的原因，確立平衡管減振的措施。

1 平衡管振動原因測試與歸納分析

RR壓縮機組平衡管振動問題成因比較復雜，僅憑觀察和理論分析很難確定具體的原因，而通過測量離心壓縮機振動信號并進行振動頻譜對比分析是常用的診斷方法[15-17]。因此本文測量平衡管在不同的工況下的振動速度和頻率，選取平衡管振動速度較大時所對應(yīng)的工況，并基于此類工況進行數(shù)值分析，可確定壓縮機振動和氣流脈動對平衡管振動的影響。

1.1 測量方案設(shè)計

為分析確認引起管道劇烈振動的具體原因，針對壓縮機附近不同位置的管路進行現(xiàn)場測量(見圖1)。由于能夠引起管路振動的載荷較多，引起管道劇烈振動的具體原因，需要通過測量分析不同載荷的振動特征，確認主要載荷來源，為此設(shè)計了相應(yīng)的測量方案。

圖1 現(xiàn)場傳感器安裝與測量Fig.1 Installation and measurement of sensors on site

測量方案設(shè)計考慮如下條件：①單機工作的振動；②雙機工作的振動；③壓縮機不同轉(zhuǎn)速下的振動；④不同流量下的振動。

測量方案1(FA1)為雙機機組同開的工作狀態(tài)：1#機組的壓縮機轉(zhuǎn)速為4 100 r/min，管道內(nèi)部流量為3.36×107～3.67×107m3/d；2#機組的壓縮機轉(zhuǎn)速為4 000 r/min，內(nèi)部流體流量為3.7×107m3/d。其余測量方案為單機工作工況，分別為1#機組(FA2)和2#機組測量方案(FA3)。具體測量方案與工況如表1所示：

表1 壓縮機平衡管振動測量方案設(shè)計Table 1 Design of compressor vibration measurement plan

1.2 傳感器布置設(shè)計

為了能全面地分析引起管道劇烈振動的原因，在發(fā)生振動的位置及能夠引起結(jié)構(gòu)振動的振源附近均需進行傳感器的布置，共在14個位置安裝了傳感器。傳感器和采集系統(tǒng)選用江蘇東華測試技術(shù)公司的測量系統(tǒng)，此系統(tǒng)為分布式動態(tài)信號測試分析系統(tǒng)，主要為大型結(jié)構(gòu)的強度和振動特性測試系統(tǒng)。振動傳感器為三向壓電式加速度傳感器(量程50g，靈敏度10 mV/(m·s-2)，頻響0.5～7 000 Hz)。

測點的布置為：測點1到測點4布置在平衡管的不同位置(見圖2a和圖2b)，用于測量平衡管的振動；測點5至測點8分別布置于壓縮機的驅(qū)動端、支座、進口法蘭處及出口法蘭處(見圖2c和圖2f)，用于分析壓縮機的振動信息；測點9至測點14分別布置于進出口管道的不同位置(見圖2g)，用于分析進出口管道的振動。圖2中各標號分別代表：①平衡管，②進口法蘭，③壓縮機，④出口法蘭，⑤非驅(qū)動端軸承座。

1.3 測量結(jié)果歸納分析

通過對測量數(shù)據(jù)的統(tǒng)計發(fā)現(xiàn)，在不同工況下各測點的振動速度差別巨大。其中雙機工作情況下各測點的振動速度幅值均較小，14個測點振動速度均在5 mm/s以下，表明在雙機工作下引起的振動較輕；1#壓縮機獨立工作的工況5和工況6均存在不同測點的劇烈振動現(xiàn)象，此時主要為平衡管的劇烈振動(即測點1、2、3)和進出口管道的劇烈振動(即測點11 和12)；同時測點7在工況6下也有較大的振動速度，振動較為嚴重，此處為壓縮機進口的連接法蘭； 2#壓縮機獨立工作下的工況3不同測點存在劇烈振動現(xiàn)象，劇烈振動的位置是平衡管(測點 2)和進出口管道(即測點12、13、14)，如圖3和圖4所示。

圖3 雙機與1#壓縮機工作各測點振動速度(FA1+FA3)Fig.3 Vibration speed at each measuring point (FA1+FA3)

圖4 雙機與2#壓縮機工作各測點振動速度(FA1+FA2)Fig.4 Vibration speed at each measuring point (FA1+FA2)

信號的頻譜分析能夠準確有效的確定設(shè)備主要故障位置，是機械設(shè)備振動分析中最常用的分析方法[18]，通過對圖5～圖7中管道振動測量數(shù)據(jù)進一步歸納分析可知：

圖5 工況1雙機組工作各測點振動頻率Fig.5 Vibration frequency at each measuring point of two compressors work at working condition No.1

圖6 單1#壓縮機工作各測點振動頻率Fig.6 Vibration frequency at each measuring point (1# compressor)

圖7 單2#壓縮機工作各測點振動頻率Fig.7 Vibration frequency at each measuring point (2# compressor)

(1)壓縮機本體周圍振動(測點1、4、5、6)。由圖5～圖7的紅色虛框中的頻率分布可知，壓縮機本體振動頻率以葉片通過頻率(轉(zhuǎn)速頻率乘以葉片數(shù))為主。結(jié)合表1可知，隨著輸氣量的增加，振動速度幅值明顯增大，振動速度幅值最大的工況為1#機組工況6。壓縮機本體的振動表明，其本體振動主要受到氣流脈動的影響，輸氣量越大壓縮機本體的振動越大。由于工況5到工況6輸氣量的增加，導致機組本體振動突然加劇，表明工況6時氣流脈動引起了機組的共振。

(2)平衡管振動(測點2、3)。由圖5～圖7的測點2和3頻率分布可知，平衡管以500 Hz以下的振動為主，其中最大的振動發(fā)生在1#機組工況6，最大振動速度幅值為3 029 mm/s(見圖3)。工況1、工況2及工況4振動速度幅值均較低，最大振動速度幅值僅為3.6 mm/s(見圖4)。

(3)進出口法蘭(測點7、8)。由圖5～圖7的測點7和8頻率分布可知，進出口法蘭及葉片有通過頻率附近的振動，也有其他頻率振動。由圖3和圖4可知，振動速度幅值最大的工況為1#機組工況6，最大振動速度幅值為358.6 mm/s，對應(yīng)頻率為葉片通過頻率。其他工況振動速度幅值均較低，最大振動速度幅值僅為5.9 mm/s。

(4)進出口管道(測點9～14)。由圖5和圖7的藍色虛框中頻率分布可知，進出口管道振動頻率為葉片通過頻率，也存在非葉片通過頻率的振動。由圖3和圖4可知，振動速度幅值較大的工況有工況3、工況5和工況6，最大振動速度幅值為837 mm/s(工況5下的12號測點)，對應(yīng)頻率為343 Hz。工況1、工況2及工況4振動速度幅值均較低，最大振動速度幅值僅為7.79 mm/s。

(5)管路結(jié)構(gòu)的振動速度幅值隨輸氣量的增加而增大。工況6輸氣量最大(見表1)，各測點振動速度幅值也最大。

2 平衡管振動數(shù)值分析

平衡管與壓縮機本體相連接，因此當壓縮機本體振動時將對平衡管產(chǎn)生影響。同時，壓縮機殼體內(nèi)的壓力脈動也會對平衡管內(nèi)的氣流產(chǎn)生影響，管路中的不均勻瞬時壓力將對彎頭、變截面處造成不平衡力，引起管路系統(tǒng)嚴重振動。當殼體內(nèi)的壓力脈動激發(fā)了平衡管內(nèi)的氣柱共振時，會產(chǎn)生較大的聲學激振力[19-23]，該力也會作用到平衡管上，引起平衡管振動。本節(jié)分別對平衡管的固有頻率、壓縮機本體振動激勵及氣流脈動對平衡管的影響進行分析。

2.1 平衡管振動特征

本文基于AutoPIPE軟件對平衡管進行模態(tài)分析，通過分析提取了平衡管前6階的固有頻率和振型。平衡管的前6階振型存在上下、左右的擺動和扭轉(zhuǎn)，如圖8所示。表2為平衡管共振頻率與現(xiàn)場測量振動頻率對比。

圖8 平衡管前6階振型特征Fig.8 Characteristics of the first six vibration modes of the balance pipe

表2 平衡管的共振頻率與現(xiàn)場測量振動頻率對比Table 2 Comparison between the resonance frequency of the balance pipe and the on-site measured vibration frequency

對比平衡管固有頻率與測量得到的各測點振動頻率發(fā)現(xiàn)，各測點的振動頻率均處于不同階的固有頻率共振范圍內(nèi)，即現(xiàn)有工作條件下引起平衡管振動的震源頻率存在于平衡管的共振區(qū)間內(nèi)。

基于第1節(jié)分析可知，2#機組在工況3、1#機組在工況5和工況6下均引起了整個管道系統(tǒng)不同測點的劇烈振動。由于能夠引起平衡管振動的原因包括壓縮機振動和內(nèi)部流體的脈動流沖擊振動，為了明確具體原因，基于AutoPIPE軟件采用數(shù)值分析的方法，分析單壓縮振動引起的平衡管振動。分別選取了現(xiàn)場振動速度幅值較大的1#機組工況5和工況6、2#機組工況3進行壓縮機本體振動激勵下的平衡管振動響應(yīng)分析。

將工況3、工況5及工況6測量得到的測點1和測點4的振動數(shù)據(jù)，施加于數(shù)值模型中平衡管的測點1和測點4的位置進行數(shù)值模擬，結(jié)果如圖9所示。計算數(shù)值模型中測點2和測點3的平衡管振動速度，對比數(shù)值模擬數(shù)據(jù)與現(xiàn)場測量數(shù)據(jù)，可以獲得壓縮機作為振源在平衡管振動中的影響程度，分析結(jié)果如表3所示。

圖9 平衡管數(shù)值分析模型Fig.9 Numerical analysis model of the balance pipe

表3 平衡管在壓縮機激振下數(shù)值分析結(jié)果與現(xiàn)場測量結(jié)果對比 mm/sTable 3 Comparison of the balance pipe vibration between numerical analysis results and on-site measurements under compressor excitation mm/s

對比測量值和計算值可知：3種工況下測點2振動計算值明顯低于現(xiàn)場測量的振動值，這就說明平衡管除了受到機組振動激勵外，還受到內(nèi)部流體作用力的影響。測點3振動計算值與振動測量值接近；工況3 和工況5情況下測點3的現(xiàn)場測量值較小，計算值仍低于測量值；在工況6情況下，計算得到的平衡管振動值也比較大，但現(xiàn)場測量值仍是計算值的5倍左右，說明內(nèi)部流體激勵在此種工況下也引起了平衡管的共振。

2.2 氣流脈動激振影響

同管道一樣，管道內(nèi)的氣柱也具有固有頻率。當受到氣流擾動激勵后，如果擾動頻率與氣柱固有頻率相當將引起氣柱共振。在同一時刻管道內(nèi)各點的壓力不一致將導致彎頭和彎頭之間的管段承受不平衡的聲學激振力，當聲學激振力足夠大或者作用頻率與管道固有頻率接近時，可能引起管道劇烈振動。

壓縮機平衡管一端連接到機組本體的驅(qū)動端，另一端連接到壓縮機入口處。壓縮機入口處的氣流受到葉片的擾動及氣流在管道內(nèi)的流動，將存在一定的擾動。該擾動頻率如果與平衡管內(nèi)的氣柱固有頻率一致，將引起平衡管內(nèi)的氣柱共振。平衡管內(nèi)的氣柱在氣流擾動作用下的分析模型如圖10所示。與壓縮機機組本體驅(qū)動端相連的一側(cè)由于體積較小，假設(shè)為封閉端，與進口相連的一端施加脈動壓力。由于進口處的壓力脈動受葉片形狀、轉(zhuǎn)速、機殼內(nèi)部流道等因素的影響，無法獲得具體值，所以假設(shè)輸入壓力為1 kPa來定性分析平衡管內(nèi)氣柱受擾動的影響。

圖10 氣流脈動激振分析數(shù)值模型Fig.10 Numerical model of gas flow pulsation excitation analysis

基于PULS脈動分析軟件對平衡管段進行數(shù)值分析，將平衡管分為8個節(jié)點進行建模，2個節(jié)點之間的管道為管段，各節(jié)點的位置如圖10中的數(shù)字所示。分析發(fā)現(xiàn)，在壓縮機入口1 kPa壓力脈動激勵下，平衡管內(nèi)的峰值壓力脈動為385.7 kPa，位于節(jié)點8管段(驅(qū)動端一側(cè))；管段受力峰值為984 N，位于節(jié)點4至節(jié)點5所在管段。分別如圖11和圖12所示。

圖11 節(jié)點8壓力脈動Fig.11 Pressure pulsation of Node 8

圖12 節(jié)點4至節(jié)點5管段受力Fig.12 Force of pipe section from Node 4 to Node 5

從節(jié)點壓力脈動和管段激振力頻譜圖可知平衡管內(nèi)的壓力脈動和各個管段受力均呈現(xiàn)多個響應(yīng)頻率，其中壓力脈動較高的5個響應(yīng)頻率如表4所示。

表4 前5個氣流脈動激振頻率 HzTable 4 The first five gas flow pulsation excitation frequencies Hz

將平衡管內(nèi)的壓力脈動和激振力主要頻率與平衡管固有頻率相比較可知，168.6 Hz位于平衡管的2階固有頻率共振范圍內(nèi)，296.6 Hz位于平衡管的3階固有頻率共振范圍內(nèi)，423.4 Hz位于平衡管的4階固有頻率共振范圍內(nèi)，541.4 Hz位于平衡管的5階固有頻率共振范圍內(nèi)，具體如圖13所示。

2.3 平衡管振動控制

通過上述振動測量數(shù)據(jù)分析、壓縮機振動激勵、氣流脈動影響分析可知，平衡管的振動由機組本體振動及氣流脈動疊加作用引起。而機組本體的振動及氣流脈動的影響均會隨著輸氣量的增加而增大，從而導致平衡管振動嚴重。由于平衡管兩端連接到機組本體上，為了降低平衡管的振動，只能減小機組本體的振動和氣流脈動。因此，可以通過限定運行工況避免機組振動，從而減緩平衡管振動。從現(xiàn)場測量工況可知，工況3、工況5及工況6平衡管的振動嚴重，而工況1、工況2、工況4平衡管的振動速度很低。前者的輸氣量均在45 ×107m3/d以上，而后者的輸氣量均在4.2×107m3/d以下。因此建議現(xiàn)場運行輸氣量控制在4.2×107m3/d以下。

3 管道減振措施研究

由于平衡管振動速度和頻率均較高，存在短期運行即出現(xiàn)疲勞失效風險的可能性，應(yīng)采取措施減緩平衡管振動。同時，壓縮機的進出口管道在工作中也存在明顯的振動，當振動導致支撐松動后，可能引起進出口管道應(yīng)力失效，因此也有必要采取一定的措施來減輕進出口管道的振動。通過研究平衡管加固優(yōu)化方法及進出口管道支撐結(jié)構(gòu)改進方法，尋求合理的管道減振措施。

3.1 平衡管加固減振方法研究

通過對平衡管加裝U形管卡進行加固來減輕平衡管的振動。當U形管卡位于不同位置時對管道振動有不同的作用，通過改變U形管卡與變徑管前端焊縫的距離，進而確定U形管卡的最優(yōu)設(shè)置位置。

選取平衡管振動嚴重的1#機組工況6進行分析，對平衡管加裝U形管卡的分析模型如圖14所示?；贏utoPIPE數(shù)值分析軟件，研究U形管卡與同心異徑接頭焊縫的距離為100～950 mm時對平衡管振動效果的影響，每隔50 mm進行1次分析。U形管卡處于不同位置與無U形管卡平衡管的振動計算值對比見圖15和圖16。圖15和圖16中的黑色水平線和紅色水平線分別代表了無U形管卡時測點在X和Y方向的振動值。綜合測點2和測點3的數(shù)據(jù)結(jié)果對比可知，U形管卡與同心異徑接頭焊縫的距離小于400 mm時振動有一定程度的減輕，在距離為550～600 mm時反而會加劇平衡管振動，因此 U形管卡不能安裝在此區(qū)域。當U形管卡與同心異徑接頭焊縫的距離為100～150 mm、300～400 mm以及800～950 mm時，對平衡管振動具有一定的降低效果?？紤]到距離接頭較近時不便施工安裝，建議將U形管卡安裝于距離同心異徑接頭焊縫800～950 mm處。

圖15 不同位置設(shè)置U形管卡時測點2振動值Fig.15 Vibration speed at the measuring point 2 with U-shaped pipe clamp setting at different positions

圖16 不同位置設(shè)置U形管卡時測點3振動值Fig.16 Vibration speed at the measuring point 3 with U-shaped pipe clamp setting at different positions

3.2 進出口管道支撐結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

壓縮機進出口管道與壓縮機組相連，在溫度和壓力作用下，進出口管道將對機組產(chǎn)生作用力，壓縮機進出口的導向支撐和彎頭處的止推支撐均由螺紋連接，管道長期振動會帶來松動的問題，而支撐松動(圖17中的承重支撐)后壓縮機進出口的受力也會改變。因此，研究通過改用彈簧支撐(如圖18)來減小管道對機組的作用力，從而減小轉(zhuǎn)動軸可能的變形，并分析對比改變支撐后的壓縮機受力情況，來驗證采用彈簧支撐的可行性。

圖17 壓縮機進出口管道原支撐模型Fig.17 Original support model of compressor inlet and outlet pipeline

圖18 壓縮機進出口管道支撐改為彈簧模型Fig.18 Spring support model of compressor inlet and outlet pipeline

基于AutoPIPE軟件對管道進出口的受力情況進行計算分析，通過進出口受力折算機組中心的力(Fx，F(xiàn)y，F(xiàn)z)和力矩(Mx，My，Mz)，分析管道進出口在4種支撐方式下(原有支撐未松動，原有支撐松動2 mm，安裝彈簧支撐未松動，安裝彈簧支撐松動2 mm)的三軸受力情況，如圖19所示。

圖19 進出口力折算至壓縮機中心的示意圖Fig.19 Schematic diagram of converting the force at inlet and outlet to the force at compressor center

三軸受力情況計算結(jié)果如圖20和圖21所示。由圖20和圖21對比可知，改用彈簧支撐后，1#機組和2#機組所受的FY向的力雖有小幅的增加，但在支撐松動和未松動的工況下均滿足許用要求；改用彈簧支撐后1#機組和2#所受的FXZ向的力有一定的減??；1#和2#機組結(jié)構(gòu)受到的MX力矩有所增加，但滿足許用要求；MZ力矩有較大的改善，遠小于許用強度。因此將壓縮機進出口管道改用彈簧支撐后，能夠改善進出口管道支撐松動后的受力問題，改造后，支撐松動前后的結(jié)構(gòu)受力距離許用要求有更為充足的裕度，結(jié)構(gòu)整體適應(yīng)性更好。

圖20 壓縮機進出口管道各支撐方式下的折算力Fig.20 Converted force at various support mode of compressor inlet and outlet pipeline

圖21 壓縮機進出口管道各支撐方式下的折算力矩Fig.21 Converted moment at various support mode of compressor inlet and outlet pipeline

4 結(jié)論及建議

(1)壓縮機本體主要以葉片通過頻率振動，葉片通過頻率的2倍頻和3倍頻也存在明顯的振動峰值。振動速度幅值最大的工況為1#機組工況6(單機組高輸氣量工作)，振動速度幅值為255.8 mm/s；現(xiàn)場的振動頻率均位于平衡管不同階的固有頻率共振范圍內(nèi)，對比平衡管的固有頻率和除葉片通過頻率以外的機組本體振動頻率，機組本體振動頻率均位于不同階的固有頻率共振范圍內(nèi)，表明機組本體的振動引起了平衡管的共振。

(2)從工況5到工況6輸氣量的增加，導致機組本體振動突然加劇，表明氣流脈動引起了機組的共振，壓縮機本體、平衡管、進出口法蘭、進出口管道隨著輸氣量的增加，振動速度幅值均增大。對平衡管進行氣流脈動分析表明，壓縮機入口處的壓力脈動將激發(fā)平衡管內(nèi)的聲學響應(yīng)，聲學響應(yīng)頻率(激振頻率)處于平衡管的共振頻率范圍內(nèi)，脈動產(chǎn)生的聲學激振力將激發(fā)平衡管的共振。因此，控制進出口流量可以有效減輕管道的振動，建議現(xiàn)場單臺機組運行輸氣量控制在4.2×107m3/d以下。

(3)在平衡管上施加U形管卡對平衡管振動有減緩效果， U形管卡安裝于距離同心異徑接頭焊縫800～950 mm處，可以起到較好的減振效果。

(4)針對壓縮機進出口的導向支撐和彎頭處由螺紋連接的上推支撐，在長期振動環(huán)境下存在松動的問題，將壓縮機進出口管道改用彈簧支撐后能夠改善其支撐松動后的受力問題，且結(jié)構(gòu)的整體適應(yīng)性更好。