楊放 袁運(yùn)棟 林青 楊志 鄧琳納 武慶國(guó) 侯世宇

(中油國(guó)際管道有限公司)

0 引 言

天然氣長(zhǎng)距離傳輸需要進(jìn)行多次增壓，增壓氣站是天然氣長(zhǎng)輸管道的重要節(jié)點(diǎn)，壓縮機(jī)引起的管道振動(dòng)是壓氣站面臨的主要問題之一[1-3]。大量有壓縮機(jī)工作的管道系統(tǒng)中存在振動(dòng)引起的一系列問題，無論是離心式的壓縮機(jī)系統(tǒng)還是往復(fù)式壓縮機(jī)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(gè)壓氣站RR(Rolls Royce公司)機(jī)組平衡管出現(xiàn)較大的振動(dòng)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(jī)組的正常運(yùn)行，且存在一定的安全隱患。學(xué)者們針對(duì)發(fā)生此類問題的原因及減振預(yù)防措施進(jìn)行了大量研究。研究認(rèn)為，壓氣站中能夠引起平衡管振動(dòng)的振源很多，其中最主要的振源是壓縮機(jī)的振動(dòng)和管道內(nèi)流體的不穩(wěn)定流動(dòng)[7-9]。RR機(jī)組為離心式壓縮機(jī)，此類壓縮機(jī)在轉(zhuǎn)子不平衡、轉(zhuǎn)子不對(duì)中、油膜振蕩以及喘振等情況下均能引起周圍管道的振動(dòng)。引起結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)的系統(tǒng)可以分為機(jī)械振動(dòng)系統(tǒng)和氣柱振動(dòng)系統(tǒng)[9-10]。振動(dòng)問題在國(guó)內(nèi)外時(shí)有發(fā)生，且成因十分復(fù)雜，一直未有全面的分析。如侯大立等[11]對(duì)防喘閥在離心式壓縮機(jī)組的振動(dòng)控制方面的作用進(jìn)行了分析，為壓縮機(jī)振動(dòng)源控制提供了參考。

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

1 平衡管振動(dòng)原因測(cè)試與歸納分析

RR壓縮機(jī)組平衡管振動(dòng)問題成因比較復(fù)雜，僅憑觀察和理論分析很難確定具體的原因，而通過測(cè)量離心壓縮機(jī)振動(dòng)信號(hào)并進(jìn)行振動(dòng)頻譜對(duì)比分析是常用的診斷方法[15-17]。因此本文測(cè)量平衡管在不同的工況下的振動(dòng)速度和頻率，選取平衡管振動(dòng)速度較大時(shí)所對(duì)應(yīng)的工況，并基于此類工況進(jìn)行數(shù)值分析，可確定壓縮機(jī)振動(dòng)和氣流脈動(dòng)對(duì)平衡管振動(dòng)的影響。

1.1 測(cè)量方案設(shè)計(jì)

為分析確認(rèn)引起管道劇烈振動(dòng)的具體原因，針對(duì)壓縮機(jī)附近不同位置的管路進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量(見圖1)。由于能夠引起管路振動(dòng)的載荷較多，引起管道劇烈振動(dòng)的具體原因，需要通過測(cè)量分析不同載荷的振動(dòng)特征，確認(rèn)主要載荷來源，為此設(shè)計(jì)了相應(yīng)的測(cè)量方案。

圖1 現(xiàn)場(chǎng)傳感器安裝與測(cè)量Fig.1 Installation and measurement of sensors on site

測(cè)量方案設(shè)計(jì)考慮如下條件：①單機(jī)工作的振動(dòng)；②雙機(jī)工作的振動(dòng)；③壓縮機(jī)不同轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)；④不同流量下的振動(dòng)。

測(cè)量方案1(FA1)為雙機(jī)機(jī)組同開的工作狀態(tài)：1#機(jī)組的壓縮機(jī)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(jī)組的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為4 000 r/min，內(nèi)部流體流量為3.7×107m3/d。其余測(cè)量方案為單機(jī)工作工況，分別為1#機(jī)組(FA2)和2#機(jī)組測(cè)量方案(FA3)。具體測(cè)量方案與工況如表1所示：

表1 壓縮機(jī)平衡管振動(dòng)測(cè)量方案設(shè)計(jì)Table 1 Design of compressor vibration measurement plan

1.2 傳感器布置設(shè)計(jì)

為了能全面地分析引起管道劇烈振動(dòng)的原因，在發(fā)生振動(dòng)的位置及能夠引起結(jié)構(gòu)振動(dòng)的振源附近均需進(jìn)行傳感器的布置，共在14個(gè)位置安裝了傳感器。傳感器和采集系統(tǒng)選用江蘇東華測(cè)試技術(shù)公司的測(cè)量系統(tǒng)，此系統(tǒng)為分布式動(dòng)態(tài)信號(hào)測(cè)試分析系統(tǒng)，主要為大型結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和振動(dòng)特性測(cè)試系統(tǒng)。振動(dòng)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(cè)點(diǎn)的布置為：測(cè)點(diǎn)1到測(cè)點(diǎn)4布置在平衡管的不同位置(見圖2a和圖2b)，用于測(cè)量平衡管的振動(dòng)；測(cè)點(diǎn)5至測(cè)點(diǎn)8分別布置于壓縮機(jī)的驅(qū)動(dòng)端、支座、進(jìn)口法蘭處及出口法蘭處(見圖2c和圖2f)，用于分析壓縮機(jī)的振動(dòng)信息；測(cè)點(diǎn)9至測(cè)點(diǎn)14分別布置于進(jìn)出口管道的不同位置(見圖2g)，用于分析進(jìn)出口管道的振動(dòng)。圖2中各標(biāo)號(hào)分別代表：①平衡管，②進(jìn)口法蘭，③壓縮機(jī)，④出口法蘭，⑤非驅(qū)動(dòng)端軸承座。

1.3 測(cè)量結(jié)果歸納分析

通過對(duì)測(cè)量數(shù)據(jù)的統(tǒng)計(jì)發(fā)現(xiàn)，在不同工況下各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度差別巨大。其中雙機(jī)工作情況下各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度幅值均較小，14個(gè)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度均在5 mm/s以下，表明在雙機(jī)工作下引起的振動(dòng)較輕；1#壓縮機(jī)獨(dú)立工作的工況5和工況6均存在不同測(cè)點(diǎn)的劇烈振動(dòng)現(xiàn)象，此時(shí)主要為平衡管的劇烈振動(dòng)(即測(cè)點(diǎn)1、2、3)和進(jìn)出口管道的劇烈振動(dòng)(即測(cè)點(diǎn)11 和12)；同時(shí)測(cè)點(diǎn)7在工況6下也有較大的振動(dòng)速度，振動(dòng)較為嚴(yán)重，此處為壓縮機(jī)進(jìn)口的連接法蘭； 2#壓縮機(jī)獨(dú)立工作下的工況3不同測(cè)點(diǎn)存在劇烈振動(dòng)現(xiàn)象，劇烈振動(dòng)的位置是平衡管(測(cè)點(diǎn) 2)和進(jìn)出口管道(即測(cè)點(diǎn)12、13、14)，如圖3和圖4所示。

圖3 雙機(jī)與1#壓縮機(jī)工作各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度(FA1+FA3)Fig.3 Vibration speed at each measuring point (FA1+FA3)

圖4 雙機(jī)與2#壓縮機(jī)工作各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度(FA1+FA2)Fig.4 Vibration speed at each measuring point (FA1+FA2)

信號(hào)的頻譜分析能夠準(zhǔn)確有效的確定設(shè)備主要故障位置，是機(jī)械設(shè)備振動(dòng)分析中最常用的分析方法[18]，通過對(duì)圖5～圖7中管道振動(dòng)測(cè)量數(shù)據(jù)進(jìn)一步歸納分析可知：

圖5 工況1雙機(jī)組工作各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)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(jī)工作各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)頻率Fig.6 Vibration frequency at each measuring point (1# compressor)

圖7 單2#壓縮機(jī)工作各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)頻率Fig.7 Vibration frequency at each measuring point (2# compressor)

(1)壓縮機(jī)本體周圍振動(dòng)(測(cè)點(diǎn)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(jī)本體振動(dòng)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(dòng)速度幅值明顯增大，振動(dòng)速度幅值最大的工況為1#機(jī)組工況6。壓縮機(jī)本體的振動(dòng)表明，其本體振動(dòng)主要受到氣流脈動(dòng)的影響，輸氣量越大壓縮機(jī)本體的振動(dòng)越大。由于工況5到工況6輸氣量的增加，導(dǎo)致機(jī)組本體振動(dòng)突然加劇，表明工況6時(shí)氣流脈動(dòng)引起了機(jī)組的共振。

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

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

(4)進(jìn)出口管道(測(cè)點(diǎn)9～14)。由圖5和圖7的藍(lán)色虛框中頻率分布可知，進(jìn)出口管道振動(dòng)頻率為葉片通過頻率，也存在非葉片通過頻率的振動(dòng)。由圖3和圖4可知，振動(dòng)速度幅值較大的工況有工況3、工況5和工況6，最大振動(dòng)速度幅值為837 mm/s(工況5下的12號(hào)測(cè)點(diǎn))，對(duì)應(yīng)頻率為343 Hz。工況1、工況2及工況4振動(dòng)速度幅值均較低，最大振動(dòng)速度幅值僅為7.79 mm/s。

(5)管路結(jié)構(gòu)的振動(dòng)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(cè)點(diǎn)振動(dòng)速度幅值也最大。

2 平衡管振動(dòng)數(shù)值分析

平衡管與壓縮機(jī)本體相連接，因此當(dāng)壓縮機(jī)本體振動(dòng)時(shí)將對(duì)平衡管產(chǎn)生影響。同時(shí)，壓縮機(jī)殼體內(nèi)的壓力脈動(dòng)也會(huì)對(duì)平衡管內(nèi)的氣流產(chǎn)生影響，管路中的不均勻瞬時(shí)壓力將對(duì)彎頭、變截面處造成不平衡力，引起管路系統(tǒng)嚴(yán)重振動(dòng)。當(dāng)殼體內(nèi)的壓力脈動(dòng)激發(fā)了平衡管內(nèi)的氣柱共振時(shí)，會(huì)產(chǎn)生較大的聲學(xué)激振力[19-23]，該力也會(huì)作用到平衡管上，引起平衡管振動(dòng)。本節(jié)分別對(duì)平衡管的固有頻率、壓縮機(jī)本體振動(dòng)激勵(lì)及氣流脈動(dòng)對(duì)平衡管的影響進(jìn)行分析。

2.1 平衡管振動(dòng)特征

本文基于AutoPIPE軟件對(duì)平衡管進(jìn)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(dòng)和扭轉(zhuǎn)，如圖8所示。表2為平衡管共振頻率與現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量振動(dòng)頻率對(duì)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(chǎng)測(cè)量振動(dòng)頻率對(duì)比Table 2 Comparison between the resonance frequency of the balance pipe and the on-site measured vibration frequency

對(duì)比平衡管固有頻率與測(cè)量得到的各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)頻率發(fā)現(xiàn)，各測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)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(dòng)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(jī)組在工況3、1#機(jī)組在工況5和工況6下均引起了整個(gè)管道系統(tǒng)不同測(cè)點(diǎn)的劇烈振動(dòng)。由于能夠引起平衡管振動(dòng)的原因包括壓縮機(jī)振動(dòng)和內(nèi)部流體的脈動(dòng)流沖擊振動(dòng)，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(dòng)引起的平衡管振動(dòng)。分別選取了現(xiàn)場(chǎng)振動(dòng)速度幅值較大的1#機(jī)組工況5和工況6、2#機(jī)組工況3進(jìn)行壓縮機(jī)本體振動(dòng)激勵(lì)下的平衡管振動(dòng)響應(yīng)分析。

將工況3、工況5及工況6測(cè)量得到的測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)4的振動(dòng)數(shù)據(jù)，施加于數(shù)值模型中平衡管的測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)4的位置進(jìn)行數(shù)值模擬，結(jié)果如圖9所示。計(jì)算數(shù)值模型中測(cè)點(diǎn)2和測(cè)點(diǎn)3的平衡管振動(dòng)速度，對(duì)比數(shù)值模擬數(shù)據(jù)與現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量數(shù)據(jù)，可以獲得壓縮機(jī)作為振源在平衡管振動(dòng)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(jī)激振下數(shù)值分析結(jié)果與現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量結(jié)果對(duì)比 mm/sTable 3 Comparison of the balance pipe vibration between numerical analysis results and on-site measurements under compressor excitation mm/s

對(duì)比測(cè)量值和計(jì)算值可知：3種工況下測(cè)點(diǎn)2振動(dòng)計(jì)算值明顯低于現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量的振動(dòng)值，這就說明平衡管除了受到機(jī)組振動(dòng)激勵(lì)外，還受到內(nèi)部流體作用力的影響。測(cè)點(diǎn)3振動(dòng)計(jì)算值與振動(dòng)測(cè)量值接近；工況3 和工況5情況下測(cè)點(diǎn)3的現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量值較小，計(jì)算值仍低于測(cè)量值；在工況6情況下，計(jì)算得到的平衡管振動(dòng)值也比較大，但現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量值仍是計(jì)算值的5倍左右，說明內(nèi)部流體激勵(lì)在此種工況下也引起了平衡管的共振。

2.2 氣流脈動(dòng)激振影響

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

壓縮機(jī)平衡管一端連接到機(jī)組本體的驅(qū)動(dòng)端，另一端連接到壓縮機(jī)入口處。壓縮機(jī)入口處的氣流受到葉片的擾動(dòng)及氣流在管道內(nèi)的流動(dòng)，將存在一定的擾動(dòng)。該擾動(dòng)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(dòng)作用下的分析模型如圖10所示。與壓縮機(jī)機(jī)組本體驅(qū)動(dòng)端相連的一側(cè)由于體積較小，假設(shè)為封閉端，與進(jìn)口相連的一端施加脈動(dòng)壓力。由于進(jìn)口處的壓力脈動(dòng)受葉片形狀、轉(zhuǎn)速、機(jī)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(dòng)的影響。

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

基于PULS脈動(dòng)分析軟件對(duì)平衡管段進(jìn)行數(shù)值分析，將平衡管分為8個(gè)節(jié)點(diǎn)進(jìn)行建模，2個(gè)節(jié)點(diǎn)之間的管道為管段，各節(jié)點(diǎn)的位置如圖10中的數(shù)字所示。分析發(fā)現(xiàn)，在壓縮機(jī)入口1 kPa壓力脈動(dòng)激勵(lì)下，平衡管內(nèi)的峰值壓力脈動(dòng)為385.7 kPa，位于節(jié)點(diǎn)8管段(驅(qū)動(dòng)端一側(cè))；管段受力峰值為984 N，位于節(jié)點(diǎn)4至節(jié)點(diǎn)5所在管段。分別如圖11和圖12所示。

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

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

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

表4 前5個(gè)氣流脈動(dòng)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(dòng)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(dòng)控制

通過上述振動(dòng)測(cè)量數(shù)據(jù)分析、壓縮機(jī)振動(dòng)激勵(lì)、氣流脈動(dòng)影響分析可知，平衡管的振動(dòng)由機(jī)組本體振動(dòng)及氣流脈動(dòng)疊加作用引起。而機(jī)組本體的振動(dòng)及氣流脈動(dòng)的影響均會(huì)隨著輸氣量的增加而增大，從而導(dǎo)致平衡管振動(dòng)嚴(yán)重。由于平衡管兩端連接到機(jī)組本體上，為了降低平衡管的振動(dòng)，只能減小機(jī)組本體的振動(dòng)和氣流脈動(dòng)。因此，可以通過限定運(yùn)行工況避免機(jī)組振動(dòng)，從而減緩平衡管振動(dòng)。從現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量工況可知，工況3、工況5及工況6平衡管的振動(dòng)嚴(yán)重，而工況1、工況2、工況4平衡管的振動(dòng)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(chǎng)運(yùn)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(dòng)速度和頻率均較高，存在短期運(yùn)行即出現(xiàn)疲勞失效風(fēng)險(xiǎn)的可能性，應(yīng)采取措施減緩平衡管振動(dòng)。同時(shí)，壓縮機(jī)的進(jìn)出口管道在工作中也存在明顯的振動(dòng)，當(dāng)振動(dòng)導(dǎo)致支撐松動(dòng)后，可能引起進(jìn)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(jìn)出口管道的振動(dòng)。通過研究平衡管加固優(yōu)化方法及進(jìn)出口管道支撐結(jié)構(gòu)改進(jìn)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(duì)平衡管加裝U形管卡進(jìn)行加固來減輕平衡管的振動(dòng)。當(dāng)U形管卡位于不同位置時(shí)對(duì)管道振動(dòng)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(jìn)而確定U形管卡的最優(yōu)設(shè)置位置。

選取平衡管振動(dòng)嚴(yán)重的1#機(jī)組工況6進(jìn)行分析，對(duì)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(shí)對(duì)平衡管振動(dòng)效果的影響，每隔50 mm進(jìn)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(dòng)計(jì)算值對(duì)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(shí)測(cè)點(diǎn)在X和Y方向的振動(dòng)值。綜合測(cè)點(diǎn)2和測(cè)點(diǎn)3的數(shù)據(jù)結(jié)果對(duì)比可知，U形管卡與同心異徑接頭焊縫的距離小于400 mm時(shí)振動(dòng)有一定程度的減輕，在距離為550～600 mm時(shí)反而會(huì)加劇平衡管振動(dòng)，因此 U形管卡不能安裝在此區(qū)域。當(dāng)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(shí)，對(duì)平衡管振動(dòng)具有一定的降低效果?？紤]到距離接頭較近時(shí)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(shí)測(cè)點(diǎn)2振動(dòng)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(shí)測(cè)點(diǎn)3振動(dòng)值Fig.16 Vibration speed at the measuring point 3 with U-shaped pipe clamp setting at different positions

3.2 進(jìn)出口管道支撐結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

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

圖17 壓縮機(jī)進(jìn)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(jī)進(jìn)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(duì)管道進(jìn)出口的受力情況進(jìn)行計(jì)算分析，通過進(jìn)出口受力折算機(jī)組中心的力(Fx，F(xiàn)y，F(xiàn)z)和力矩(Mx，My，Mz)，分析管道進(jìn)出口在4種支撐方式下(原有支撐未松動(dòng)，原有支撐松動(dòng)2 mm，安裝彈簧支撐未松動(dòng)，安裝彈簧支撐松動(dòng)2 mm)的三軸受力情況，如圖19所示。

圖19 進(jìn)出口力折算至壓縮機(jī)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(jì)算結(jié)果如圖20和圖21所示。由圖20和圖21對(duì)比可知，改用彈簧支撐后，1#機(jī)組和2#機(jī)組所受的FY向的力雖有小幅的增加，但在支撐松動(dòng)和未松動(dòng)的工況下均滿足許用要求；改用彈簧支撐后1#機(jī)組和2#所受的FXZ向的力有一定的減?。?#和2#機(jī)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(yuǎn)小于許用強(qiáng)度。因此將壓縮機(jī)進(jìn)出口管道改用彈簧支撐后，能夠改善進(jìn)出口管道支撐松動(dòng)后的受力問題，改造后，支撐松動(dòng)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(jī)進(jìn)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(jī)進(jìn)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(jī)本體主要以葉片通過頻率振動(dòng)，葉片通過頻率的2倍頻和3倍頻也存在明顯的振動(dòng)峰值。振動(dòng)速度幅值最大的工況為1#機(jī)組工況6(單機(jī)組高輸氣量工作)，振動(dòng)速度幅值為255.8 mm/s；現(xiàn)場(chǎng)的振動(dòng)頻率均位于平衡管不同階的固有頻率共振范圍內(nèi)，對(duì)比平衡管的固有頻率和除葉片通過頻率以外的機(jī)組本體振動(dòng)頻率，機(jī)組本體振動(dòng)頻率均位于不同階的固有頻率共振范圍內(nèi)，表明機(jī)組本體的振動(dòng)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(dǎo)致機(jī)組本體振動(dòng)突然加劇，表明氣流脈動(dòng)引起了機(jī)組的共振，壓縮機(jī)本體、平衡管、進(jìn)出口法蘭、進(jìn)出口管道隨著輸氣量的增加，振動(dòng)速度幅值均增大。對(duì)平衡管進(jìn)行氣流脈動(dòng)分析表明，壓縮機(jī)入口處的壓力脈動(dòng)將激發(fā)平衡管內(nèi)的聲學(xué)響應(yīng)，聲學(xué)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(dòng)產(chǎn)生的聲學(xué)激振力將激發(fā)平衡管的共振。因此，控制進(jìn)出口流量可以有效減輕管道的振動(dòng)，建議現(xiàn)場(chǎng)單臺(tái)機(jī)組運(yùn)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(duì)平衡管振動(dòng)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(duì)壓縮機(jī)進(jìn)出口的導(dǎo)向支撐和彎頭處由螺紋連接的上推支撐，在長(zhǎng)期振動(dòng)環(huán)境下存在松動(dòng)的問題，將壓縮機(jī)進(jìn)出口管道改用彈簧支撐后能夠改善其支撐松動(dòng)后的受力問題，且結(jié)構(gòu)的整體適應(yīng)性更好。