天然氣輸氣站工藝管線流致振動分析及控制研究

岑 康, 溫韻巧, 魏 星, 李浩然, 韓宗芷, 李佳憶

(1. 西南石油大學 土木工程與測繪學院,成都 610500; 2. 四川省燃氣安全與高效利用工程技術研究中心,成都 610500; 3. 中油廣安天然氣有限公司,四川 廣安 638000; 4. 國家管網(wǎng)集團西南管道有限責任公司 貴州省管網(wǎng)有限公司,成都 610095)

某天然氣輸氣站調壓器后工藝管線在大輸量下出現(xiàn)了明顯振動現(xiàn)象。持續(xù)的強烈振動將在管線及其附件的連接部位產(chǎn)生較大的交變應力,可能造成焊縫開裂、螺栓松動、法蘭漏氣等嚴重問題,甚至可能引發(fā)天然氣泄漏爆炸事故,對輸氣站以及周邊環(huán)境造成重大安全威脅[1-2]。

流致振動是指由流體運動產(chǎn)生的交變激振力誘發(fā)的結構振動,是作用在結構上的流體力、阻尼力和彈性力之間相互作用的結果[3]。目前,針對天然氣往復式壓縮機組或輸油泵機組進出口連接管線等出現(xiàn)的流致振動問題已開展大量理論與試驗研究[4-8]。理論方面主要采用聲波理論、傳遞矩陣法和有限元法建立振動模型,并開展壓力脈動仿真、振動模態(tài)分析、流固耦合分析以及管線的動態(tài)響應分析等[9-14]。試驗研究主要采用現(xiàn)場測試、后期信號處理和頻譜分析來診斷管線的振動水平,并識別振動的來源[15-17]。已有研究[18-20]發(fā)現(xiàn),管線內(nèi)流體壓力脈動、流彈失穩(wěn)導致的流固耦合、聲共振以及氣柱共振是導致管系結構流致振動問題的主要原因。一般采取改變管線結構、提高管線振動阻尼、降低管內(nèi)流速等措施來減小流致振動。然而,目前針對僅存在調壓器而無往復式壓縮機組等強烈振動激勵源的天然氣管線,其振動原因及控制優(yōu)化方面的研究鮮有報導。

本文針對某天然氣輸氣站調壓器后工藝管線強烈振動的問題,通過現(xiàn)場測試管線關鍵部位的振動位移和振動速度,同時采用錘擊法測試管線的固有頻率,探究其振動原因。在此基礎上提出針對性的減振控制方案,并對整改后管線的減振效果進行評價,以期為類似工藝管線流致振動原因分析與優(yōu)化控制提供參考。

1 振動測試及原因分析

1.1 測試方法與內(nèi)容

某天然氣輸氣站設計規(guī)模為300×104m3/d,調壓前流程設計壓力為6.3 MPa,其余流程設計壓力為4.0 MPa,隨著下游用戶增多及其用氣量持續(xù)增大,其出站工藝管線最大流速已高達48 m/s,出現(xiàn)強烈振動現(xiàn)象,嚴重影響站場的運行安全。且該站作為唯一氣源,直接負責下游多個不可中斷供氣工業(yè)用戶的天然氣供應。一旦管線由于持續(xù)強烈振動而失效,導致天然氣供應中斷,必將造成重大經(jīng)濟損失與社會影響。振動部分工藝管線如圖1所示。需要說明的是,該輸氣站的調壓閥T1雖配有緊急備用管路,但由其分流后的天然氣仍會通過強烈振動管線處,因此無法通過控制其閥門開度來解決振動問題。且該備用管路若長期處于運行狀態(tài),節(jié)流閥易發(fā)生鎖緊裝置松動、節(jié)流口部分堵塞失效等情況[21]。

圖1 振動部分工藝管線(mm)Fig.1 Layout of the process piping(mm)

為了全面分析該輸氣站調壓器后工藝管線的振動原因,分別對管線四個關鍵部位的振動速度與振動位移進行了現(xiàn)場測試。測點No.1～ No.4的具體位置及方向如圖1和圖2所示,測試儀器型號及其性能參數(shù)如表1所示。

表1 主要測試儀器及其性能參數(shù)Tab.1 Main test instruments and performance parameters

圖2 測點位置示意圖Fig.2 Schematic of measuring points position

1.2 測試結果

1.2.1 關鍵部位振動參數(shù)

結合國內(nèi)外管線振動測量與評價相關標準規(guī)定[22-24],各測點振動幅值測試結果及超標情況如表2和圖3所示。由表2和圖3可知,在實際運行工況下,測點No.1的振動位移峰峰值遠超過最大許用值,測點No.2處位移峰峰值、速度有效值、速度峰值以及速度峰峰值也均超過最大許用值,表明該輸氣站調壓器后工藝管線振動已嚴重超標。

表2 實際運行工況下測點振動值Tab.2 Vibration value at measuring points under the actual operating condition

圖3 各測點在實際運行工況下的振動速度頻譜Fig.3 The spectrum of vibration velocity at each measuring point under the actual operating condition

為簡化起見,僅選取振動幅值最大的測點No.2的振動速度進行詳細分析,其振動速度隨時間的變化關系以及對應的頻譜曲線如圖4所示。由圖4可知,測點No.2處的速度峰值已達到22.61 mm/s,峰峰值為44.84 mm/s,且振動頻率成分單一,主頻為12.5 Hz,呈現(xiàn)比較明顯的峰丘狀。

圖4 測點No.2的速度響應Fig.4 Velocity response at the measuring point No. 2

1.2.2 振動源壓力脈動

為查明該輸氣站的主要振動源,對調壓閥T1出口部位壓力脈動進行了現(xiàn)場測試,出口壓力脈動幅頻特性如圖5所示。由圖5可知,振動源的激勵頻率為12.5 Hz,與實際運行工況下管線的響應頻率12.5 Hz完全重合,表明振動激勵源主要來自調壓閥出口在大輸量下產(chǎn)生的壓力脈動。

圖5 調壓器T1出口壓力脈動幅頻特性Fig.5 Amplitude-frequency characteristic of pressure pulsation at the outlet of pressure regulator T1

1.2.3 工藝管線固有頻率

為進一步分析振動原因,在管線停止運行狀態(tài)下,采用錘擊法模擬瞬態(tài)沖擊信號,測試實際運行工況下已嚴重超標的測點No.1和No.2處的振動頻率,進而獲得放散管處的固有頻率[25]。測點No.1和No.2的幅頻特性曲線如圖6所示。由圖1和圖6可知:放散管1的主頻為15 Hz,次頻為35 Hz;放散管2處主頻為12.5 Hz。

1.3 振動原因分析

測點No.1和No.2的響應頻率、振動源激勵頻率以及管線固有頻率,如表3所示。結合上述數(shù)據(jù)分析可知,在實際運行工況下,測點No.2的響應頻率、振動源激勵頻率以及管線固有頻率均為12.5 Hz,表明流體與管線已處于共振狀態(tài),且振動激勵源來自調壓閥出口處天然氣在大輸量下產(chǎn)生的強烈壓力脈動。

表3 實際運行工況下各測點響應頻率Tab.3 Response frequency of each measuring point under the actual operating condition

管線固有頻率與管線系統(tǒng)剛度的關系如式(1)所示[26]

(1)

式中:ω0為管線固有頻率,Hz;k為管線系統(tǒng)剛度,N/m;m為管線質量,kg。

需要說明的是,由圖1可知,放散管2比放散管1的管徑更小,壁厚更薄,使得其管線系統(tǒng)剛度更低。而固有頻率與剛度呈正比關系,導致放散管2管線固有頻率更低,與振動源激勵頻率重合,激發(fā)了共振。而放散管1的固有頻率則與共振頻帶錯開,因此放散管2測點No.2處的振動比放散管1測點No.1處更明顯。

2 減振方案及效果評價

2.1 減振方案優(yōu)選

對氣體管線系統(tǒng),忽略固體管線和流體之間的流

固耦合效應,把管線振動當作周期性激振力引起的受迫振動,振動微分方程為

(2)

(3)

由式(2)可知,可采用以下途徑來控制和消除管線振動:①改變管線系統(tǒng)結構特性參數(shù)[M],[C]和[K],即改變管線結構或增加阻尼,以調整結構的動力響應特性,如固有頻率、位移響應等;②控制流體流動速度或邊界條件,從而消減激振力{f}。

因此,針對該站調壓器后工藝管線由共振導致的流致振動問題提出了兩種減振方案,如表4所示。方案1是在安全閥配管和放散管處加設管夾約束或支撐等局部剛性加固材料,提高管線系統(tǒng)剛度,使其固有頻率同流體脈動頻率錯開,以避免共振的發(fā)生。然而,通過這種方案來解決流致振動問題并不會改變激勵源頻率,不能從根本上消減振動。方案2則通過工藝改造,新增一路調壓閥T2管路,并利用其對原調壓閥T1管路進行分流,降低調壓閥T1出口流量,改變振動源激勵頻率,避開共振頻帶,從根本上降低調壓閥T1出口后工藝管線的振動強度。此外,此方案還可避免出現(xiàn)調壓閥T1和節(jié)流閥失效時,導致天然氣供應中斷的嚴重問題,可極大改善該站在大輸量的工藝適應性。因此,最終選擇方案2進行工藝改造,整改后的工藝管線如圖7所示。

表4 減振方案比較Tab.4 Comparison of vibration reduction schemes

圖7 采用方案2整改后的工藝管線布置Fig.7 Layout of the process piping after rectification by scheme 2

2.2 減振效果評價

為評價整改后該輸氣站調壓器后工藝管線減振效果,對整改后振動源激勵頻率和關鍵部位的振動參數(shù)進行測試。整改后出口壓力脈動的幅頻特性如圖8所示,整改后各測點的振動參數(shù)幅值如表5所示,其整改前后各測點振動速度對比如圖9所示。由圖8可知,通過管線分流的方式,出口壓力脈動頻率由整改前的12.5 Hz降低至8.5 Hz,與管線的固有頻率錯開,有效地避開了共振頻帶,從根本上避免了共振現(xiàn)象的產(chǎn)生。由表5和圖9可知,整改后的管線振動符合相關標準要求。并且,為量化評價改造后的減振效果,定義減振效率η=1-ψy/ψx,其中ψx為改造前的速度均方根值,ψy為改造后的速度均方根值。由表5可知,整改后的管線減振效率可達到62.4%～77.2%,取得了顯著的減振效果。

表5 整改后各測點振動值Tab.5 Vibration value of each measuring point after rectification

圖8 整改后的振動源幅頻特性Fig.8 Amplitude-frequency characteristic of the vibration source after rectification

圖9 整改前后各測點振動速度對比圖Fig.9 Comparison of vibration velocity of each measuring point before and after rectification

3 結 論

針對天然氣輸氣站調壓器后工藝管線強烈振動問題,對實際運行工況下的出站管線振動參數(shù)、振動激勵源以及管線固有頻率進行了現(xiàn)場測試,分析了振動原因,提出了減振控制優(yōu)化方案。通過現(xiàn)場實測與分析,得到以下結論:

(1)測點No.1位移峰峰值為0.48 mm,遠超過最大許用值。測點No.2位移峰峰值為0.76 mm,振動速度有效值為7.96 mm/s,振動速度峰值為22.6 mm/s,振動速度峰峰值為44.8 mm/s,均超過最大許用值,表明管線振動已嚴重超標。

(2)現(xiàn)場測試發(fā)現(xiàn)響應頻率、振動源激勵頻率以及管線的固有頻率三者均為12.5 Hz,確定工藝管線出現(xiàn)強烈振動的根本原因是振動源激勵頻率與管線固有頻率重合激發(fā)的共振。振動激勵源主要來自調壓閥出口處天然氣在大輸量下產(chǎn)生的強烈壓力脈動。

(3)新增一路調壓閥T2管路,對原調壓閥T1管路進行分流,能有效降低振動強度。調壓閥出口激勵頻率由整改前的12.5 Hz降低至8.5 Hz,有效避開了共振頻帶,且可根據(jù)工況變化靈活調整激勵源頻率,從根本上解決了共振現(xiàn)象的產(chǎn)生。整改后的管線最大振動位移峰峰值為0.18 mm,最大振動速度峰峰值為7.2 mm/s,減振效率可達到62.4%～77.2%,測點的振動明顯降低,振動幅值符合要求,取得了較好的減振效果。