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(tuán)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(fèi)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(jī)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(jì)效益，又能降低對環(huán)境的危害[1-3]。

螺桿膨脹機(jī)按螺桿壓縮機(jī)的逆原理工作，其基本構(gòu)造與螺桿壓縮機(jī)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(jī)可分為蒸汽型和有機(jī)工質(zhì)型2種[4-6]。蒸汽型螺桿膨脹機(jī)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(jī)轉(zhuǎn)動，帶動發(fā)電機(jī)將機(jī)械能轉(zhuǎn)化為電能[7-9]。

高溫水蒸汽螺桿膨脹機(jī)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(zhǔn)確，剛度太大的支撐結(jié)構(gòu)會導(dǎo)致膨脹機(jī)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(qiáng)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(yán)重事故[10-12]。

某石化企業(yè)的一臺高溫水蒸汽螺桿膨脹機(jī)，在運(yùn)行過程中，機(jī)器振動速度隨時間變化發(fā)生波動，最高值超過10 mm/s，遠(yuǎn)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(jī)組的本機(jī)和管路系統(tǒng)進(jìn)行了變工況實(shí)測，然后分別采用PULS軟件和CAESSARII軟件建立了膨脹機(jī)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(jìn)行優(yōu)化和實(shí)施，實(shí)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(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為1500 r/min，螺桿陰陽轉(zhuǎn)子齒數(shù)比為6：4，進(jìn)氣壓力范圍為2.0~3.6 MPa，進(jìn)氣溫度最高可達(dá)到290℃，排氣壓力為1.3 MPa，如圖1所示。膨脹機(jī)運(yùn)行轉(zhuǎn)速為1500 r/min，輸出功率為450 kW時，螺桿膨脹機(jī)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(jī)及管路系統(tǒng)的振動進(jìn)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(dá)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(jī)機(jī)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(jī)的一端發(fā)生上翹振動。

本文中螺桿膨脹機(jī)的排氣氣流脈動采用PULS軟件進(jìn)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(diǎn)，其中節(jié)點(diǎn)1、21、22、23為螺桿機(jī)的齒間容積邊界條件，節(jié)點(diǎn)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(jī)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?，F(xiàn)象。

圖1 螺桿膨脹機(jī)

圖2 排氣管道脈動分析模型

通過對功率負(fù)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(jī)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(jī)的關(guān)系振動特性進(jìn)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(jī)的振動數(shù)據(jù)可以得出：螺桿膨脹機(jī)所有測點(diǎn)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(diǎn)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(jī)在不同功率下的振動值進(jìn)行測量，膨脹機(jī)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(jī)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(jī)的振動結(jié)果可以看出，螺桿膨脹機(jī)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(jī)簡化為剛形體，其他管路及法蘭件按照實(shí)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(diǎn)190、節(jié)點(diǎn)650和節(jié)點(diǎn)710等均為導(dǎo)向支撐。

通常壓縮機(jī)和膨脹機(jī)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(jī)的一階激振力頻率接近，而第41和42階固有頻率和膨脹機(jī)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(jìn)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(biāo)；螺桿機(jī)進(jìn)、出口載荷為API 619附錄F中允許值的6.56倍，載荷超標(biāo)。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(jī)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(jī)器進(jìn)、排氣管道的應(yīng)力分析和振動分析，對現(xiàn)有進(jìn)、排氣管道的支架做出設(shè)計修改，從降低機(jī)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(jìn)氣管道節(jié)點(diǎn)190處增加彈簧+導(dǎo)向支撐；

（2） 進(jìn)氣管道節(jié)點(diǎn)115處增加彈簧架；

（3）在排氣管道節(jié)點(diǎn)595處增加立管雙支耳；

（4） 在排氣管道節(jié)點(diǎn)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(jìn)行支架優(yōu)化設(shè)計，管道支架修改前、后，與螺桿機(jī)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(jī)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(jìn)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(jī)及氣管路系統(tǒng)實(shí)施改造后的振動進(jìn)行測量，并與改造前排氣管振動值進(jìn)行對比，如表5所示，其中測點(diǎn)1（排氣管法蘭口） 和測點(diǎn)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(jī)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(jī)及管路系統(tǒng)振動對比

6 結(jié)語

經(jīng)過對機(jī)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(jī)器口載荷超標(biāo)大幅降低，仍存在超標(biāo)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(biāo)準(zhǔn)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(jìn)一步降低高負(fù)荷下的振動，還需要重新加固基礎(chǔ)，調(diào)整支撐結(jié)構(gòu)。