馬云劍，王亞洲，韓 冰，韓海彪

（1.中國石化安慶石化公司，安徽安慶246002；2.中國船舶重工集團公司第七一一研究所，上海201108）

1 引言

石油化工和鋼鐵等工業(yè)生產(chǎn)過程中存在大量的低品位水蒸汽，通常采用直接排放而造成熱資源浪費和環(huán)境污染，另外由于工藝要求，利用減溫減壓器直接將高品質(zhì)的高壓高溫蒸汽轉(zhuǎn)變?yōu)榈推焚|(zhì)的低溫低壓蒸汽，造成能量的無效損耗。目前工業(yè)上廣泛采用螺桿膨脹機預(yù)熱回收發(fā)電回收這些能量，既能產(chǎn)生可觀的經(jīng)濟效益，又能降低對環(huán)境的危害[1-3]。

螺桿膨脹機按螺桿壓縮機的逆原理工作，其基本構(gòu)造與螺桿壓縮機相似，工作過程相反，且對汽源具有良好的適應(yīng)性。根據(jù)循環(huán)工質(zhì)的不同，螺桿膨脹機可分為蒸汽型和有機工質(zhì)型2種[4-6]。蒸汽型螺桿膨脹機汽源采用品質(zhì)較高的余熱蒸汽，利用蒸汽的內(nèi)能驅(qū)動螺桿膨脹機轉(zhuǎn)動，帶動發(fā)電機將機械能轉(zhuǎn)化為電能[7-9]。

高溫水蒸汽螺桿膨脹機通常由于釋放應(yīng)力的需求，管道需要保證一定的柔性，因此在設(shè)計其支撐結(jié)構(gòu)時需格外準確，剛度太大的支撐結(jié)構(gòu)會導(dǎo)致膨脹機及管道內(nèi)部存在較大的熱應(yīng)力，而支撐結(jié)構(gòu)剛度不足時會導(dǎo)致強烈的管道振動，長期的管道振動會導(dǎo)致相連部件連接松動，引發(fā)泄漏甚至爆炸等嚴重事故[10-12]。

某石化企業(yè)的一臺高溫水蒸汽螺桿膨脹機，在運行過程中，機器振動速度隨時間變化發(fā)生波動，最高值超過10 mm/s，遠超過API619規(guī)定的8.0 mm/s，并且出現(xiàn)排氣側(cè)發(fā)生上翹變形，振動值隨功率的增加而增加，并規(guī)律發(fā)生振動突然增大的現(xiàn)象，為查清振動問題的根源，首先對螺桿發(fā)電機組的本機和管路系統(tǒng)進行了變工況實測，然后分別采用PULS軟件和CAESSARII軟件建立了膨脹機管系脈動分析和振動分析模型，通過對管路系統(tǒng)的支撐結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化和實施，實現(xiàn)了對管路系統(tǒng)異常振動的控制。

2 脈動分析

該螺桿膨脹機運行轉(zhuǎn)速為1500 r/min，螺桿陰陽轉(zhuǎn)子齒數(shù)比為6：4，進氣壓力范圍為2.0~3.6 MPa，進氣溫度最高可達到290℃，排氣壓力為1.3 MPa，如圖1所示。膨脹機運行轉(zhuǎn)速為1500 r/min，輸出功率為450 kW時，螺桿膨脹機排氣管路第一個彎頭后的水平直管段垂直方向的振動值最大，為14.5 mm/s，振動值在2倍頻的分量最大；而對螺桿膨脹機及管路系統(tǒng)的振動進行了測量，測量結(jié)果表明陰轉(zhuǎn)子端蓋處的垂直方向振動值最大，達到了10.3 mm/s，主激發(fā)頻率為100 Hz。整體測量及結(jié)合脈動分析結(jié)果表明：螺桿膨脹機機身的振動是由于排氣管道的支撐結(jié)構(gòu)剛度偏小，氣流脈動的激振力誘發(fā)管道振動，并攜帶導(dǎo)致膨脹機的一端發(fā)生上翹振動。

本文中螺桿膨脹機的排氣氣流脈動采用PULS軟件進行。在脈動模擬時，該排氣管路系統(tǒng)被劃分為22個單元，31個節(jié)點，其中節(jié)點1、21、22、23為螺桿機的齒間容積邊界條件，節(jié)點12為無反射邊界條件，具體模型如圖2所示。

針對排氣管線模型，分析氣柱固有頻率，計算結(jié)果如圖3所示。從圖中可以看出，排氣管道的一階氣柱固有頻率為379 Hz，二階氣柱固有頻率為536 Hz，而膨脹機的氣流脈動激振力基頻為100 Hz，因此排除了氣柱共振導(dǎo)致的管路系統(tǒng)振動異常現(xiàn)象。

圖1 螺桿膨脹機

圖2 排氣管道脈動分析模型

通過對功率負荷范圍為300 kW至1100 kW下的排氣管路脈動分析結(jié)果表明，最大脈動峰峰值為25.4 kPa，壓力不均勻度為1.85%，并未超過API619 6.9.4所規(guī)定的2%；各工況下，排氣管路出口處垂直方向管線200 Hz的激振力最大，第一個彎頭后的排氣管線在一倍頻100 Hz時的激振力最大。

從脈動分析結(jié)果可以看出，該螺桿膨脹機的振動并非由氣流脈動誘發(fā)的管道共振，因此有必要對螺桿膨脹機的關(guān)系振動特性進行研究。

圖3 排氣管路氣柱固有頻率分析

3 改造前管系振動分析

從現(xiàn)場測量的膨脹機的振動數(shù)據(jù)可以得出：螺桿膨脹機所有測點的振動基頻為100 Hz，各方向振動值主激發(fā)頻率主要為1倍頻或2倍頻，少量測點主激發(fā)為2倍頻和4倍頻，并且2倍頻和4倍頻之間有連續(xù)激發(fā)譜存在。對壓縮機在不同功率下的振動值進行測量，膨脹機各處振動值隨著功率的增加而緩慢增加，并未出現(xiàn)明顯的振動值突變現(xiàn)象，表明無共振現(xiàn)象存在，以機身自帶的振動傳感器結(jié)果為例，圖4所示為不同功率下的垂直方向的振動值。

從不同功率下的螺桿膨脹機的振動結(jié)果可以看出，螺桿膨脹機在垂直方向的振動值隨著功率的增加而增大，其中在輸出功率為300 kW時的振動速度為6.8 mm/s，而輸出功率為650 kW時的振動速度為9.2 mm/s。

根據(jù)初始管道布置情況采用CAESARII軟件建立的管道系統(tǒng)振動分析模型如圖5所示，膨脹機簡化為剛形體，其他管路及法蘭件按照實際尺寸建立。從圖中可以看出，為了適應(yīng)高溫工況下熱應(yīng)力釋放的需求，所有的管道支撐結(jié)構(gòu)如節(jié)點190、節(jié)點650和節(jié)點710等均為導(dǎo)向支撐。

通常壓縮機和膨脹機的激發(fā)頻率應(yīng)避免落入管路的某一階或某幾階固有頻率的0.8~1.2倍范圍內(nèi)，且管道的自振頻率應(yīng)該在4 Hz以上。管道的模態(tài)分析結(jié)果如表1所示，從中可以看出該管路系統(tǒng)的第26和28階固有頻率和膨脹機的一階激振力頻率接近，而第41和42階固有頻率和膨脹機的二階激振力頻率接近。因此有必要對管路系統(tǒng)的支撐結(jié)構(gòu)進行調(diào)整，以避開發(fā)生低階共振的可能性。

同時，對管路模型的應(yīng)力分析結(jié)果表明，操作溫度時持續(xù)應(yīng)力為ASME B31.3中允許值的1.28倍，應(yīng)力超標；螺桿機進、出口載荷為API 619附錄F中允許值的6.56倍，載荷超標。導(dǎo)致上述問題的主要原因是管道支架設(shè)置不合理。

圖4 振動值隨功率變化

圖5 初始管道系統(tǒng)振動分析模型

表1 改造前管道系統(tǒng)固有頻率

4 改造方案

管道支架是減小管道應(yīng)力、降低機器口載荷、抑制管道振動的重要組成。管道的支架設(shè)計涵蓋了管道應(yīng)力和管道振動兩方面要求。通過對機器進、排氣管道的應(yīng)力分析和振動分析，對現(xiàn)有進、排氣管道的支架做出設(shè)計修改，從降低機器口載荷和控制振動位移兩方面同時減小引起振動的因素。因此綜合改造前振動分析和應(yīng)力分析結(jié)果，提出以下改造措施：

（1） 在進氣管道節(jié)點190處增加彈簧+導(dǎo)向支撐；

（2） 進氣管道節(jié)點115處增加彈簧架；

（3）在排氣管道節(jié)點595處增加立管雙支耳；

（4） 在排氣管道節(jié)點650處增加雙彈簧支架+導(dǎo)向架。

對原有支撐結(jié)構(gòu)修改后的振動模型如圖6所示。

5 改造前后結(jié)果對比

對原管路進行支架優(yōu)化設(shè)計，管道支架修改前、后，與螺桿機激發(fā)頻率接近的管道固有頻率計算結(jié)果如表2所示。從表2計算結(jié)果看出，支架修改后，消除了101 Hz和200 Hz的固有頻率，避開管道與螺桿機氣流脈動的共振頻率。

圖6 支撐結(jié)構(gòu)調(diào)整后的振動分析模型

表2 管道支架修改前后固有頻率結(jié)果

對管道進行諧響應(yīng)分析，激發(fā)頻率是100 Hz，循環(huán)次數(shù)為1000000次，管道上附加壓力脈動激振力。修改支架前管道的諧波分析結(jié)果見表3所示，修改支架后管道的諧波分析結(jié)果見表4所示。

從表3、4結(jié)果看，修改支架后DX方向的振動位移降低至31%，F(xiàn)X方向載荷降低至43%，支架對管道的振動響應(yīng)有明顯改善。

表3 修改支架前諧響應(yīng)分析結(jié)果

根據(jù)圖6中所示的支撐結(jié)構(gòu)對膨脹機及氣管路系統(tǒng)實施改造后的振動進行測量，并與改造前排氣管振動值進行對比，如表5所示，其中測點1（排氣管法蘭口） 和測點2（排氣管支耳） 為手持式測振儀測量結(jié)果，X、Y和Z分別為水平方向、豎直方向和軸向。從表中可以看出，改造后膨脹機排氣管上的振動明顯改善。

表4 修改支架后諧響應(yīng)分析結(jié)果

表5 改造前后膨脹機及管路系統(tǒng)振動對比

6 結(jié)語

經(jīng)過對機器排氣管道的支架修改前、后的模態(tài)分析和諧波分析，修改支架后的管道結(jié)果評定如下：

（1） 排氣管道基本避開了共振頻率，還有靠近共振的頻率和低頻無法避開；

（2） 支架修改后的管道持續(xù)應(yīng)力合格，機器口載荷超標大幅降低，仍存在超標問題，共振頻率消除，振動位移合格，排氣管道內(nèi)疲勞應(yīng)力滿足標準要求；

（3）排氣管道的最大振幅滿足規(guī)范要求。

通過本次改造，雖然管道的振動問題得到有效抑制，由于受到現(xiàn)有管道布置和現(xiàn)場條件的較大限制，能夠采取的措施有限，如果要進一步降低高負荷下的振動，還需要重新加固基礎(chǔ)，調(diào)整支撐結(jié)構(gòu)。