趙學儉

中國石化勝利油田分公司油氣集輸總廠, 山東 東營 257100

0 前言

隨著國家經濟建設的快速發(fā)展,石油產品已被廣泛應用到國民經濟的各個方面,尤其在交通運輸、軍事、工業(yè)燃料等領域發(fā)揮著巨大的作用。管道運輸作為石油輸送的主要方式,承擔著重要的原油運輸任務。而輸油泵管線是油田輸油生產的關鍵設備之一,其能否正常運行,直接關系到整個輸油裝置的運轉[1-2]。因此,研究輸油泵管道的振動特性,減少設備運行中事故發(fā)生的可能性,提高輸油泵管線的安全性和經濟性具有重要的理論和現實意義。

國內外學者對充液管道的振動問題進行了堅持不懈的研究,主要包括:1)線性流固耦合管道振動分析,以經典的水錘理論為代表,將管道的彈性引入壓力波的船舶速度中,管壁的慣性和軸向運動沒有考慮,只適合于全管剛性固定的管道[3-7];2)非線性流固耦合管道振動機理的研究,包括管道橫向撓度引起的軸向拉力對其動力學特性的影響,定常流和振蕩流作用下懸臂管的分岔與混沌行為,支撐輸流管的振動穩(wěn)定性以及振蕩流導致的參數共振等,由于非線性問題的復雜性,一些非線性振動機理問題還亟待解決[8-14];3)管道系統(tǒng)的振動實驗方法研究,包括管道系統(tǒng)的壓力譜無擾測量、管道系統(tǒng)的能量流測定等,主要為了驗證管道流固耦合動力學模型的正確性[15-18];4)管道系統(tǒng)動強度設計研究,主要包括波涌、溫度等因素導致管壁材料塑性和勃性變形,材料的缺陷、液體腐蝕、管道振動疲勞直接影響管道動態(tài)壽命,隨著非彈性材料輸流管的廣泛應用,這些問題愈來愈受到重視[19-22]。

在相關研究中,國內外學者結合不同的研究目的,開展了大量有關輸液管道振動特性方面的研究,在理論和實驗方面均取得了一定的成果,但由于流固耦合問題的復雜性,流固耦合方程的建立還存在許多假設,遠遠沒有達到解決實際工程問題的需要,具有復雜邊界條件的實際工程問題,很難給出解析解,需要采用數值計算方法進行反復迭代計算才能得到分析結果。在工程問題上可以采用數值模擬方法對流固耦合過程進行求解。本文基于ANSYS對輸油泵出口管線進行了數值仿真計算,得到了不同支撐情況下管線的固有頻率、應力和應變情況,得到了流體與管道相互影響下管道的振動頻率,根據數值計算結果和現場測試結果提出了相應的減振方案。

1 模態(tài)分析

采用SOLIDWORKS軟件建立管路的三維模型,導入ANSYS軟件利用SOLID 95單元對模型劃分網格,輸油泵出口管路模型,見圖1。

a)幾何模型

b)網格模型

對管路進行有預應力的模態(tài)分析能夠更好地模擬實際情形,提高分析的可靠度,因此對管路進行模態(tài)分析時,需考慮重力在內的預應力影響。根據現場工況,管路的約束主要是在管路端面和部分管路施加全約束,進行模態(tài)分析得到其前10階固有頻率，見表1。輸油泵出口管路部分振型圖，見圖2。

通過對管路結構進行模態(tài)分析,可以確定系統(tǒng)的固有頻率,通過設計和優(yōu)化,避開共振區(qū),防止管路發(fā)生共振被破壞。通過表1和圖2可知,管路上的回油放氣管較細,其剛度最小,振動幅度最大。第3階、第5階、第7階模態(tài)為主管路振動模態(tài),主要為管路無支撐所致。

表1 輸油泵出口管路的前10階固有頻率

階次12345678910頻率/ Hz7.258.3816.5719.1522.7023.2128.0932.1644.3950.55

a)1階振型

b)3階振型

c)5階振型

d)7階振型

2 熱-應力耦合分析

本文采用間接耦合分析方法,首先對管道進行穩(wěn)態(tài)熱分析,在管道內側施加50 ℃的溫度,在管道外側施加20 ℃的溫度,得到管道各部分的溫度分布情況,見圖3。

在管道內側分別施加3.8 MPa和5 MPa內壓,對管道進行熱-應力耦合分析,得到位移和應力云圖，見圖4～5。

a)整體模型

b)管道截面

c)彎管部分

a)內壓3.8 MPa

b)內壓5 MPa

a)內壓3.8 MPa

b)內壓5 MPa

由圖4～5可知,管道最大變形發(fā)生在管道上部的彎頭處,3.8 MPa內壓下為13.7 mm,5 MPa內壓下為15.4 mm;最大應力發(fā)生下部的管道彎頭處,3.8 MPa內壓下為121 MPa,5 MPa內壓下為146 MPa,管道彎頭處應增加支撐。

3 流固耦合分析

輸液管道結構的耦合作用一般可分為流固耦合、波流耦合和波波耦合三類。在分析研究波流耦合和波波耦合時需要考慮流體的壓縮性,而一般研究時都忽略流體的壓縮性,所以對后兩種耦合的研究很少,而對流固耦合的研究較多,本文采用流固耦合方法對輸油泵出口管線進行耦合分析。

基于ANSYS Workbench平臺,分別建立流體網格和固體網格,見圖6。入口壓力3.8 MPa,流量131.26 kg/s,流體為原油,密度945.1 kg/m3,黏度0.301 4 kg/(m·s)。

為了準確找到流體對管道作用力的頻率,選取了多個時段和時間點進行雙向流固耦合計算。根據情況分別計算2個支撐和3個支撐條件下，管道所受流體作用壓力。

a)流體網格

b)固體網格

3.1 40 s時雙向流固耦合計算

管道采用3個固定支撐,1個為泵出口管道端面,1個為下游閥支點,1個為圖7中所指的環(huán)形截面。

設置非穩(wěn)態(tài)計算步長為0.5 s,總時間步為80步,共計0.5 s×80步=40 s,計算結果見圖8。由圖8可知,管道最大總變形量為0.383 mm,出現在圖8紅色位置,最大主應力為144 MPa,最大應力系數為0.53。

圖7 約束加載

a)總變形量

b)最大主應力

c)應力系數

各方向管道受力隨時間變化情況見圖9～11,1個周期大約2 s(頻率f約0.5 Hz),遠低于實測管道振動頻率。

圖9 X方向管道所受流體壓力

圖10 Y方向管道所受流體壓力

圖11 Z方向管道所受流體壓力

3.2 單元流固耦合計算

建立多個流固計算單元串聯進行計算,首先計算0.000 1 s/步×10步=0.001 s,然后計算0.001 s+0.000 1×9步=0.01 s,0.01 s+0.000 1×100步=0.02 s,0.02 s+0.001×40步=0.06 s,0.06+10-5×10步=0.060 1 s,直至0.060 1 s+0.000 15 s=0.060 25 s。計算得開始計算段周期T=0.21 s,f=4.76 Hz；繼續(xù)計算管道受力,得振動頻率f=6.58 Hz。兩個時段管道應力變化見圖12。

a)前期

b)后期

通過對出口管道進行流固耦合分析,在較短時間(0.05 s)內,引起的管道振動頻率約7 Hz,隨著時間的推移,應力開始趨于穩(wěn)定,40 s時管道振動頻率為0.5 Hz。由原油流動引起的管道振動頻率與管道的第1、2固有頻率相當,都為7 Hz左右,可能引起管道的共振。

4 減振方案設計

4.1 單阻尼器減振方案

將管道阻尼器安裝在管道彎頭處下面的正下方見圖13。

圖13 阻尼器安裝示意圖

圖14分別是阻尼器安裝前后輸油泵的振動波形圖，測試安裝阻尼器前后管道的振動情況。

a)未安裝阻尼器

b)安裝阻尼器

由圖14可知,安裝阻尼器前3號螺桿泵的振動幅值主要在-0.8～+0.12 mm之間,安裝阻尼器后3號螺桿泵的振動幅值主要在-0.05～+0.07 mm之間,與安裝阻尼器前,管道振動幅值有一定程度衰減,由此可以看出管道阻尼器對管道振動有一定的衰減作用。

4.2 雙阻尼器減振方案

雙阻尼器見圖15。將2個阻尼器對稱布置,以避免由于偏心布置引起的彎矩;同時,管道阻尼器必須保持垂直,以避免阻尼液外流到殼體中;安裝時,為了確保將阻尼器安裝在管道振動最強烈的位置,應先檢測管道的振動情況,然后根據管道振動最強烈的位置調整管柱長度,使阻尼器安裝在管道振動最強烈的位置。

圖15 雙阻尼器安裝示意圖

5 結論

1)基于ANSYS軟件建立了輸油泵出口管線的有限元模型并進行了模態(tài)分析,得到了管線前10階固有頻率和振型,為后期優(yōu)化設計提供了理論支撐。

2)通過對輸油泵出口管線的熱-應力耦合分析可知,管道最大變形發(fā)生在管道上部的彎頭處,3.8 MPa內壓下為13.7 mm,5 MPa內壓下為15.4 mm;最大應力發(fā)生下部的管道彎頭處,3.8 MPa內壓下為121 MPa,5 MPa內壓下為146 MPa,管道彎頭處應增加支撐,管道彎頭處應增加支撐。

3)通過對輸油泵出口管道進行流固耦合分析可知,在較短時間(0.05 s)內,引起的管道振動頻率約7 Hz,隨著時間的推移,應力開始趨于穩(wěn)定,40 s時管道的振動頻率為0.5 Hz。

4)在管道彎頭處,管道的振動和位移較大,應在管道的彎頭處增加支撐,根據設計方案安裝單阻尼器和雙阻尼器。