某壓氣站管道減振措施研究

劉恩斌 ，廉殿鵬，2，王興杰，3，蘇中亞，謝 萍

1.西南石油大學石油與天然氣工程學院，四川 成都 610500；2.中聯煤層氣有限責任公司晉西分公司，山西 呂梁 033200；3.中國石化江漢油田石油工程技術研究院，湖北 武漢 430030；4.中國石化中原石油工程設計有限公司，河南 鄭州 450006；5.國家管網西部管道公司，新疆 烏魯木齊 830000

引言

管道振動嚴重威脅管道安全[1-3]。在天然氣管道壓縮機站中，由于壓力、流量波動及壓縮機設備的不平穩運行造成氣流脈動等原因都會引起站場管道出現振動[4-5]。輕微振動是可以通過支架和阻尼裝置等處理，不會對管道系統造成破壞，但持續強烈的振動會在管道與附件的連接部位和管道與支架的連接部位等產生較大的交變應力，導致整個管道系統疲勞失效，造成焊縫開裂、螺栓松動、儀表損壞和介質外泄等，若泄漏的是易燃易爆氣體，則會對輸氣管道的安全生產、經濟運行及環境等構成巨大威脅[6-7]。因此，應該對管道進行振動治理，找到管道振動原因并制定減振措施，以實現管道系統平穩運行。

輸氣管道的流致振動是一種常見的流固耦合振動現象，一方面，管道與其相連接的閥門、容器及各類支固架等共同構成一個機械結構系統；另一方面，管道中輸送的流體在彎頭、三通等處產生方向、大小各不相同的激振力。這些大小不同、相位各異的激振力作用在管道上，使管道產生振動響應[8-10]。Tian 等[11]運用傳遞矩陣法發現，當壓力脈動頻率接近氣柱基頻和固有頻率的整數倍時，振動強度會增強。Li等[12]以輸液管道為研究對象，發現支座位置和剛度變化對低彎矩模態和高扭轉模態的影響最大。Khudayarov 等[13]運用有限元方法發現如果在充滿瞬變流體的充液管道分析中考慮流體-結構相互作用（FSI），則結構速度會大大降低。管路系統的FSI 能夠改變其振動響應及固有特性，流體壓力波的阻尼更強，并且管路系統柔性越大，管道流固耦合作用會增強。目前，利用流固耦合方法研究管道流致振動的方法越來越成熟，且在大型天然氣站場管道分析中得以運用。本文針對某天然氣站場出站管道的振動問題，采用流固耦合方法來進行研究，找到管道振動原因并給予合理建議。

1 模型建立

在流體動力學理論基礎上，構建了如下的數學模型。

1.1 固體軸向運動模型

管道軸向運動的控制方程[14]描述了結構的行為，其表達式為

式中：uz—管道軸線方向位移，m；

t—時間，s；

ct—軸向應力波速，m/s；

z—軸向方向，無因次；

v—泊松比，無因次；

g－重力加速度，g=9.8 m/s2；

ρf—流體密度，kg/m3；

R－管道內徑，m；

ρt—管材密度，kg/m3；

e－管道壁厚，m；

H－流體壓頭，m；

Af—流體橫向面積，m2；

At—管壁截面積，m2；

f—摩擦系數，無因次；

Vr—流體相對速度，m/s；

γ－管道仰角，（°）。

1.2 流體控制方程

20 世紀50 年代，經典水錘理論進一步發展，形成擴展水錘理論。在該理論中，流動被認為是一維等溫流動，動量方程和連續性方程使用平均流速表達。方程可以描述為

式中：

V—管道系統中的流體速度，m/s；

E—管材的楊氏模量，Pa；

σz—軸向應力，Pa；

Kf—流體體積彈性模量，Pa。

1.3 幾何模型及邊界條件

為建立符合現場實際情況的分析模型，在管道軸測圖、竣工安裝圖、工藝流程圖、工藝管網安裝圖及清管區安裝詳圖等圖紙的基礎上，通過現場調研，搜集實際的運行參數。如圖1 所示，確定了壓氣站管道振動的主要區域，即三線發球筒管線，特別是發球筒管線盲板處及盲板附近的平衡管線處，從而建立了如圖2 所示的計算模型。

圖1 發球筒管線現場圖Fig.1 Field drawing of launcher pipeline

圖2 發球筒管線計算模型Fig.2 Calculation model of launcher pipeline

壓氣站發球筒管線共涉及4 種不同管徑壁厚的管道，管材的密度為7 850 kg/m3，彈性模量為2.06×1011Pa，泊松比均為0.3。由于計算涉及到流體與固體結構之間的相互耦合，需要對發球筒管線和管內填充流體分別進行網格劃分。固體部分網格劃分共生成1 956 175 個節點，929 890 個單元；流體部分網格劃分共生成600 251 個節點，1 778 949 個單元，網格質量均大于0.35，疏密度良好，能夠很好地滿足后續計算要求。在流固耦合分析中，邊界條件設置如圖2 所示，入口為速度進口，出口為壓力出口，其他出口設置為無滑移壁面。

流固耦合計算模型的固體部分及流體部分的網格劃分結果如圖3，圖4 所示。

圖3 固體部分網格劃分Fig.3 Meshing diagram of solid part

圖4 流體部分網格劃分Fig.4 Meshing diagram of fluid part

2 結果與討論

2.1 模型驗證

為驗證流固耦合模型是否符合實際情況，使流固耦合分析結果更加可信?，F場測試監測點位置如圖5 所示。

圖5 發球筒管線現場測試點分布圖Fig.5 Distribution of field test points of launcher pipeline

在建立的模型中選取同樣的監測位置，如圖6所示，以流量進口1 流量5 000×104Nm3/d，流量進口2 流量4 000×104Nm3/d 為例，將數值模擬結果與現場測試結果對比，如圖7 所示，其最大誤差在15%以內，驗證了數值分析模型的正確性。

圖6 流固耦合振動分析各監測點示意圖Fig.6 Schematic diagram of monitoring points for fluid structure coupling vibration analysis

圖7 數值計算結果與現場實際測量結果比較Fig.7 Comparison between numerical calculation results and field actual measurement results

2.2 模態分析

Ansys WorkBench 中的模態分析通常不考慮阻尼影響，利用其中的Modal 功能可進行模態分析[15]。將模型導入并設置相關材料屬性，其中，管材密度為7 850 kg/m3，彈性模量為2.06×1011Pa，泊松比為0.3，同時設置模態分析階數為20 階，經計算得到壓氣站發球筒管線的前20 階固有頻率如圖8所示。

圖8 振動管段固有頻率Fig.8 Natural frequencies of vibration pipe section

2.3 多工況流固耦合分析

對管道進行多工況流固耦合分析，從而判斷管道是否出現共振現象。

在進行流固耦合分析時，設計了3 種極端工況，第一種工況為按照壓氣站的設計輸量，將8 600×104Nm3/d 的流量全部由聯通管線流入三線，由此來分析管道內流體壓力波動及各監測點的振動情況；第二種工況為聯通管線內不通過流量，8 600×104Nm3/d 氣體全部由三線壓縮機出口匯管而來；第三種工況為聯通管線和三線壓縮機出口匯管都通過8 600×104Nm3/d 的氣體。通過3 種工況之間的交叉比較，可以發現聯通管線對管道振動的影響，找到管道振動原因。

根據氣體流經的管道管徑不同，將流量等效換算成氣體流速，定義為不同的速度入口。3 種工況條件如表1 所示。

表1 流固耦合分析各工況表Tab.1 Working conditions of fluid structure coupling analysis

模擬的時間總長為1.2 s，以t=1.2 s 時刻為例，管內流體壓力等值線圖及流線圖如圖9 所示。

圖9 流體壓力等值線圖及流線圖Fig.9 Fluid pressure contour and streamline

通過圖9 可以看出，壓氣站發球筒管線壓力較低，壓力較高部分為二線與三線的聯通管線和三線出站管線，出站部分的管內壓力過渡平緩，但在彎頭和三通區域，壓力會出現明顯變化，即在這些區域管道內形成了明顯的渦流區。與工況一及工況二相比，工況三管內流體流速有了明顯提高，其最高流速達到了54.9 m/s。

通過米塞斯應力分布并在CFD-Post 后處理中，利用inset-location-volume 操作顯示三線發球筒管線流體部分渦核區。為監測管內渦核區域的壓力波動，在渦流核心區域設置監測點，監測點位置如圖10 所示。

圖10 監測點設置Fig.10 Setting of monitoring points

經過模擬，得到各監測點壓力-時間數值，對其進行FFT 變換，得到管道渦流核心區域壓力波動頻譜圖，如圖11 所示。

圖11 各工況頻譜圖Fig.11 Spectrum of each working condition

通過圖11 可以看出，3 種工況下，壓氣站發球筒管線渦流核心區域壓力波動頻率主要集中在低頻范圍0～7.500 Hz。工況二與工況一相比，其在低頻范圍內的壓力脈動幅值明顯減小。通過模態分析可知，壓氣站發球筒管線的前兩階固有頻率分別為：一階固有頻率3.953 Hz，二階固有頻率6.292 Hz。管道內壓力波動頻率與管道系統的低階固有頻率相近，因此，整個壓氣站發球筒管道系統存在共振現象。

在3 種工況下，V1～V6 振動監測點3 個方向的最大振動速度如圖12 所示。

圖12 最大振動位移和速度Fig.12 Maximum vibration displacement and velocity

從振動方向來說，主要表現為Y向，即管道的水平方向振動較嚴重。3 種工況下，發現振動速度較大的監測點為1#、2# 和5#，5# 振動最為劇烈，振動位移和速度都最大，振動現象主要集中在發球筒盲板及盲板附近的平衡管線，與站場管道的實際情況相符。工況三最大振動速度達到117.29 mm/s，按照《壓縮機管道振動控制標準》，取允許速度峰值為70 mm/s，最大的振動速度峰值遠超70.00 mm/s。通過3 種極端工況分析，無論采用哪種調度方式，管道均會出現劇烈振動，若要避免振動，管道流量應控制在5 000×104Nm3/d。顯然，不能滿足管道正常運行要求，因此，需要對管道采取一系列減振措施。

通過對模型計算結果進行系統分析，找到管道振動較為嚴重位置，分析振動現象發生原因，進而采取有效措施對管道振動進行治理，解決工程現場實際問題。

2.4 管道減振措施研究

振動治理主要從兩方面入手，即增加管道支撐和改變配管方案。通過設置錨固墩和管夾約束，提高管道系統剛度，使其能夠抵抗流體激振力；通過增大聯通管線管徑，改變流體的流動狀態，減小流體激振力[16]。由此提出兩種減振方案，具體方案如下。方案一：新增5 處約束，即圖13 中的M1－M5。

圖13 新增約束圖Fig.13 New constraint diagram

其中，M1M4 為新增加的管道埋地處的錨固墩約束，M3、M4 為將管道原來的支撐GD112 和GD117 改變為錨固墩約束，其作用位置不變，M5 為新增加的發球筒平衡管線上的管夾約束。

方案二：將原?711 mm×22.2 mm 的聯通管線改為?1 016 mm×26.2 mm，同時按方案一增加固定約束，如圖14 所示。

圖14 改管示意圖Fig.14 Schematic diagram of pipe changing

運用上述方法，對改管方案中的發球筒管線進行模態分析，其結果圖15 所示。

圖15 整改后發球筒管線固有頻率Fig.15 Natural frequency of launcher pipeline after rectification

從模態分析結果可以看出，在管道上增加錨固墩及管夾約束，管道的剛度提高，因此，整個壓氣站發球筒管道系統的固有頻率提高。以工況三（速度進口1：25.4 m/s，速度進口2：12.0 m/s，壓力出口：11.2 MPa）為例，對整改后的發球筒管線進行流固耦合分析，同時，對各壓力波動數值進行FFT 變換，得到改管后的渦流核心區域壓力波動頻譜圖，如圖16所示。同時，得到整改后1#－6#振動監測點3 個方向的最大振動速度，如圖17 所示。

圖16 整改后流體壓力波動頻譜圖Fig.16 Spectrum of fluid pressure fluctuation after rectification

圖17 整改后工況三振動速度Fig.17 Vibration speed of working condition III after rectification

由圖16 可以看出，與改管前相比，相同工況下的管道內壓力波動頻率稍有降低，但總體變化不大，壓力波動依舊集中在低頻范圍內，但由于新增加了錨固墩和管夾約束，管道系統的固有頻率已得到提高，避開管道內壓力波動的頻率范圍。因此，管道系統不會再出現共振現象。

從圖17 可以看出，方案二的減振效果最佳，按照《壓縮機管道振動控制標準》，其管道振動水平評估均為優秀。

3 結論

1）模態分析和管道內流體壓力波動頻譜表明，流體壓力波動頻率與管道系統的低階固有頻率接近，從而發生共振現象，使振動變得更加劇烈。多工況流固耦合分析結果表明，管道的異常振動現象與管內輸氣量密切相關，在流體流速突然變低的三通附近形成強烈的渦流波動，進而產生流體激振力，引起管道振動。

2）基于流固耦合方法，能夠準確找到管道振動強烈位置，并能對壓氣站運行給予合理建議。當壓氣站采用聯合運行方式時，推薦聯通管線全部開啟，以避免單根聯通管線工作，導致該聯通管內輸氣量過大，從而在管道內產生強烈的流體激振力，引發管道振動。

3）提出了減緩管道異常振動的兩種方案，模擬表明，同時增大管徑和增加適當約束的方案最佳，按照此方案整改之后的站場管道即使在極為惡劣的工況三下，管道的振動水平也能被控制在優秀范圍內。