CC BY
20ПРИМЕНЕНИЕ АКУСТИЧЕСКОГО АНАЛИЗА
ДЛЯ ИССЛЕДОВАНИЯ ВОЗБУДИМОСТИ ТУПИКОВЫХ
ОТВЕТВЛЕНИЙ В ОБВЯЗКАХ КОМПРЕССОРНЫХ СТАНЦИЙ
УДК 622.691.4
А.В. Устюжанин, АО «Гипрогазцентр» (Нижний Новгород, РФ),
ustav@ggc.nnov.ru
Ю.М. Свердлик, АО «Гипрогазцентр» Д.Г. Репин, к.т.н., АО «Гипрогазцентр»
В статье рассмотрена задача обеспечения динамической устойчивости технологических трубопроводов компрессорных станций при возбуждении колебаний давления газа. Анализируется механизм зарождения пульсации давления в тупиковых ответвлениях. Показаны условия возбуждения пульсаций, в том числе из-за наличия тройника на входе в тупиковое ответвление, создающего срыв вихрей потока газа.
С использованием акустического приближения предлагается способ определения коэффициента усиления пульсации давления и степени диссипативности разветвленных трубопроводных систем. Выполнен анализ классического подхода к анализу динамической устойчивости и альтернативный формализованный критерий динамической устойчивости.
Приведены формулы расчета частоты пульсаций, скоростей и диапазона числа Струхаля, необходимых для анализа динамической устойчивости системы, а также дана формула критической скорости потока газа, при которой возбуждаются пульсации давления в тупиковом ответвлении и тройнике. Изучен коэффициент усиления пульсаций для практических случаев одиночного тупикового ответвления и двух рядом расположенных тупиковых ответвлений, показаны его зависимости от скорости потока. Проанализировано возникновение максимального значения коэффициента усиления пульсаций и его допускаемой величины. Применение комплексной оценки акустических свойств трубопроводной системы и расчета коэффициента усиления пульсаций позволяет оптимизировать компоновку трубопроводной обвязки компрессорных станций.
Выполненный в статье акустический анализ пульсаций давления в тупиковых ответвлениях обвязки компрессорных станций позволяет более точно осуществлять оценку динамической устойчивости технологических трубопроводов компрессорных станций в эксплуатации.
КЛЮЧЕВЫЕ СЛОВА: ДИНАМИЧЕСКАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ, ПУЛЬСАЦИИ ДАВЛЕНИЯ, АКУСТИЧЕСКОЕ ПРИБЛИЖЕНИЕ, КОМПРЕССОРНАЯ СТАНЦИЯ.
Надежность и ресурс компрессорных станций (КС) в значительной степени определяются надежностью и ресурсом трубопроводов. Вибрация трубопроводов наряду с коррозией, дефектами сварных соединений и изменением механических свойств металла в процессе эксплуатации - фактор, определяющий их ресурс и надежность. Основная причина повышенной вибрации трубопроводов заключается в интенсивных узкополосных пульсациях перекачиваемого
газа. Данная вибрация наблюдается в области низких частот и при возникновении резонанса может иметь значительную амплитуду, что не допускается нормативными документами ПАО «Газпром» [1], и может приводить к появлению усталостных трещин, разрушению и разгерметизации кранов, недопустимому шуму.
Низкочастотные пульсации могут зарождаться в тупиковом ответвлении (ТО) по механизму возбуждения четвертьволнового резонатора. Источником возбуж-
дения могут служить крупномасштабные турбулентности, возникающие в потоке из-за наличия тройникового соединения.
АНАЛИЗ КЛАССИЧЕСКОЙ МЕТОДИКИ
На этапе проектирования КС выполняется анализ возбудимости одиночных ТО. Существующие методики, со ссылкой на работу [2], приводят условие, выполнение которого необходимо для возбуждения колебаний давления в ТО:
Ustyuzhanin А.V., Giprogazcenter JSC (Nizhny Novgorod, Russian Federation), ustav@ggc.nnov.ru Sverdlik Yu.M., Giprogazcenter JSC
Repin D.G., Candidate of Sciences (Engineering), Giprogazcenter JSC
Application of acoustic analysis for research of the excitation of dead ends in the piping of compressor stations
The article deals with the task of ensuring the dynamic stability of technological pipelines of compressor stations when gas pressure fluctuations are excited. The mechanism of the origin of pressure pulsation in dead ends is analyzed. The conditions for the excitation of pulsations are shown, including ones due to the presence of a tee joint at the entrance to the dead end, which creates the breakdown of the gas flow vortices.
Using acoustic approximation, the method is proposed for determining the pressure pulsation amplification coefficient and the degree of dissipativity of branched pipeline systems. The analysis of the classical approach to the analysis of dynamic stability and the alternative formalized criterion of dynamic stability are carried out. The formulas for calculation of the pulsations frequency, the velocities and the range of the Strouhal number necessary for analyzing the dynamic stability of the system are given, and the formula for the critical gas flow rate at which pressure pulsations in the dead end and the tee joint are excited is presented. The amplification factor of pulsations was studied for practical cases of a single dead end and two adjacent dead ends; its dependences on the flow rate are shown. The occurrence of the maximum value of the amplification factor of pulsations and its permissible value are analyzed. The use of a comprehensive assessment of the acoustic properties of the pipeline system and the calculation of the amplification factor of pulsations allows optimizing the layout of the compressor stations piping. Acoustic analysis of pressure pulsations in dead ends of compressor stations piping allows making more accurate assessment of the dynamic stability of process piping of compressor stations in operation.
KEYWORDS: DYNAMIC STABILITY, PULSE PRESSURE, ACOUSTIC APPROACH, COMPRESSOR STATION.
0,25 < у < 0,5,
(1)
где Г - частота колебаний, Гц; б - диаметр тупика, м; V - скорость газа, м/с. Принимая для собственной частоты ТО первую собственную частоту соответствующего четвертьволнового резонатора, получим следующую оценку скорости:
V1 < V<2V,
к1 к1
0,5 cd
при VK1 = 2Fd =
(2)
где Ук1 - оценка критической ско -рости, м/с; с - скорость звука, м/с; I - длина ТО, м.
Классическим можно считать и подход к определению условий возбуждения колебаний давления для группы ТО, расположенных на едином коллекторе. Применительно к КС подобная акустическая система может быть представлена на всасывающем или нагнетательном коллекторах. В качестве ТО в данном случае выступают фрагменты трубопроводной обвязки (ТПО) (например, блочно-модульной КС), ограниченные закрытыми кранами
№ 1-1 и № 2-1 неработающих технологических модулей (рис. 1).
Факторы, обеспечивающие устойчивость к возбуждению низкочастотных пульсаций в подобных системах, рассмотрены в [3, 4].
На первое место выходит фактор диссипативности подобной акустической системы. На основании того, что в настоящее время неизвестны случаи возбуждения одиночных коллекторных ТО, в [3] предполагается, что акустическая система устойчива к возбуждению автоколебаний, если ее диссипативность близка к диссипативности одиночного ТО. На практике это соответствует отношению шага вдоль коллектора между ТО к их длине в интервалах: 0,6-1,4; 2,8-3,2 и т.д., что не всегда можно реализовать в традиционных компактных обвязках.
В целом классический подход носит качественный характер, и рекомендации по обеспечению динамической устойчивости сводятся к изменению месторасположения кранов для увеличения критической скорости либо к внесению изменений в обвязку
для удовлетворения требований к шагу между ТО.
Интерес представляет анализ динамической устойчивости обвязки с учетом ее акустических свойств в определенном диапазоне скоростей, что позволит выполнить количественный анализ и явно подтвердить опасность возникновения недопустимой пульсации давления в ТПО КС.
Поясним механизм возбуждения колебаний давления в ТО при протекании газа в коллекторе. При обтекании потоком жидкости или газа препятствий происходит формирование и срыв вихрей на частоте, определяемой по формуле:
V
S,
h I'
(3)
где V - скорость потока жидкости или газа, м/с; I - характерный размер препятствия, м; -число Струхаля, зависящее от формы препятствия и характера обтекания. Для большинства препятствий и чисел Рейнольдса, которые могут реализоваться в трубопроводной системе, спектр чисел Струхаля находится в до-
срыв
газовая промышленность транспортировка газа и газового конденсата
№ 11 | 777 | 2018 г.
Технологический модуль Technological module
Выход газа Gas output
Рис. 1. Схема тупиковых ответвлений в обвязке КС
Fig. 1. Scheme of the dead ends in the piping of the compressor station
статочно широком диапазоне. При протекании газа по коллектору мимо ТО подобным препятствием является тройник на входе в ТО. При этом характерный размер препятствия равен внутреннему диаметру ТО. Описанный выше срыв вихрей приводит к возникновению пульсации давления на частоте Гсрыв, распространяющейся вдоль ТО.
Очевидно, что совпадение частоты срыва вихрей с собственной частотой ТО может привести к газовому резонансу со значительной амплитудой пульсации давления. Поэтому на этапе проектирования выполняется проверка потенциальной воз-
Ход газа Gas flow
будимости ТО, что составляет основную часть анализа на динамическую устойчивость технологических трубопроводов КС. Подставив расчетное значение первой собственной частоты ТО в формулу (3), можно получить уточненное условие (2):
1 <1 .. _(4)
(4)
Л п
где Я™* и - верхняя и нижняя оценки числа Струхаля при обте -кании конкретного препятствия соответственно.
Анализируя формулы (2) и (4), заметим, что «классические» формулы (1) и (2) построены, исходя из значений чисел Струхаля
Тупик Dead end
Ход газа Gas flow
Вихрь Vortex
Рис. 2. Схема возбуждения пульсации давления в ТО
Fig. 2. Scheme of excitation of pressure pulsation in the dead end
в диапазоне 0,25-0,5. Подобная оценка числа Струхаля приводит к достаточно широкому диапазону скоростей потока газа, опасных с точки зрения возможности возбуждения ТО, что затрудняет исследования.
Определим класс задач, соответствующих данному диапазону чисел Струхаля. В источнике [5] приводится оценка числа Струхаля, построенная в результате обработки экспериментальных данных:
= 0,399(1 - г)<>.«2(5)0,316 х х (М)-0,083(ЯД06)-0,065 ± 5 35 % (5)
где г - отношение радиуса скруг-ления в тройнике к внутреннему диаметру ответвления; д - отношение внутреннего диаметра ответвления тройника к внутреннему диаметру магистрали; М - число Маха; Я - число
е
Рейнольдса. Подобную формулу можно найти и в методических рекомендациях Энергетического института по предотвращению отказов в результате вибрационной усталости технологических трубопроводов [6].
Формула (5) с высокой точностью подтвердилась экспериментально при анализе причин
вибрации надземного участка общецеховой линии рециркуляции на КС «Кореновская». Причиной повышенной вибрации стал резонанс, вызванный пульсацией давления большой амплитуды в ТО на участке байпаса. Сильная вибрация наблюдалась в достаточно узком диапазоне расходов через линию.
Формула (5) универсальна и применима для широкого диапазона скоростей. Для течений с 11е > 16.106 с учетом диапазона скоростей течения газа, допускаемых нормативной документацией ПАО «Газпром» [7], формула (5) может быть существенно упрощена [5]:
5„ = 0,413(4)0316 ± 13 %.
(6)
С учетом формулы (6) становится понятным класс препятствий, которым соответствуют числа Струха-ля из «классического» диапазона 0,25-0,50 при допускаемых скоростях течения газа в обвязках КС. Поскольку число Струхаля определяется отношением диаметров магистральной линии и ТО, рассмотрим тройники,которые могут быть применены в технологических трубопроводах основного назначения. В диапазоне номинальных диаметров DN400 - DN1400 с учетом точности интерполяции ±13 % наибольшая оценка числа Струхаля, равная 0,47, соответствует равнопроходному тройнику. Наименьшая оценка числа Струхаля будет соответствовать тройнику 1400 * 400 мм и составляет 0,25.
Формула (2) описывает весь спектр типоразмеров тройников и является нечувствительной к фактической геометрии тройникового соединения. Диапазон скоростей, получаемый по формуле (2), не относится к конкретному тройнику (входу в ТО) и может использоваться только для грубых оценок. Кроме того, из формулы (2) можно заключить, что если для конкретного тупика скорость превышает 2Ук1, то возбуждение колебаний давления в ТО не про -
исходит. При этом факт превышения фактической скоростью значения 2^ для конкретного тупика не является существенным.
Один из недостатков классиче -ского подхода к анализу динамической устойчивости состоит в отсутствии информации о физических параметрах возбуждения колебаний давления в ТО. Кроме того, ТО как любая колебательная система при попытке возбуждения может генерировать пульсации не только на своей собственной частоте, но и на частоте, отличной от собственной. Данная частота может оказаться опасной для акустической системы, имеющей разветвленную пространственную топологию, и привести к недопустимой пульсации давления большой амплитуды.
НОВОЕ РЕШЕНИЕ ЗАДАЧИ
Предложим более универсальное условие, выполнение которого потенциально может привести к возбуждению колебаний давления в ТО. Известно, что срыв вихрей при протекании газа мимо ТО может происходить как на основной частоте, определяемой по формуле (3), так и на более высоких частотах, в соответствии с последовательностью чисел Струхаля {5Л; 25Л; 35л; ...}, где 5Л опреде-ляется по формулам (5), (6).
Спектр собственных акустических частот ТО может быть опре -делен по формуле:
Г = (2М - 1)
ак п у ' ЛI
(7)
где N - номер формы колебаний, выбирается равным 1, 2, 3.; 1Е -эквивалентная длина ТО, м.
Потенциально возбуждение пульсации давления в ТО может произойти при совпадении одной из частот срыва вихрей с одной из собственных акустических частот ТО. Но в соответствии с [5] можно заключить, что возбужде -ние пульсации давления потоком, вызывающим вихреобразование на частотах, соответствующих числам Струхаля {25л; 35л; ...}, проис-
ходит с очень малой амплитудой. Опасность представляет возбуждение пульсации давления в ТО комплексом вихрей, соответствующих первому числу Струхаля.
Таким образом, окончательно условие возбуждения пульсации давления в ТО может быть записано в виде:
(8)
•Зь Е
Отметим, что формула (8) опре -деляет условие (скорость потока газа), при котором амплитуда пульсаций давления в ТО максимальна, но возбуждение пульсации давления происходит и при скоростях, отличающихся от критической У. Так, для равно-проходного тройника критическая скорость V будет близка к значению Ук1, но, как будет показано ниже, возбуждение пульсации в таком тройнике возможно и при скоростях, меньших Vкl. Можно показать, что для тройников отдельных типоразмеров возбуждение возможно и на скоростях, превышающих 2УГ Данные факты не укладываются в основные по -ложения классического подхода.
Поведение ТО при возбуждении пульсации давления определяется его акустическими свойствами. Способ исследования акустических свойств системы, пульсации в которой возбуждаются комплексом срываемых в полость ТО вихрей, приводится в [5] и может быть реализован в программном комплексе ANSYS [8] с использованием акустических конечных элементов типа FLUID30 и FLUID130. В данном подходе воздействие вихря моделируется гипотетическим источником механических колебаний, расположенным в месте срыва вихря.
Исследуем акустические свойства одиночного ТО. Рассмотрим фрагмент ТПО КС, включающий участок коллектора DN1400 и трубопровод DN1000 ТПО технологического модуля (или ГПА), ограниченный закрытым краном № 1-1 (или № 1). Протяженность рассмат-
Вход газа Gas input
Рис. 3. Конечно-элементная модель одиночного ТО (акустическое приближение) Fig. 3. Finite-element model of a single dead end (acoustic approximation)
4,5
4,0
s s =г 3,5
3
i. с с аз 3,0
к s аз =i OÎ "о с 2,5
1, È аз и О) с J3 2,0
=г s а- 1,5
-е-
а 1,0
0,5
0
В TO (сечение №1) In the dead end (section No. 1)
В коллекторе (сечения № 2,3) In the collector (sections No. 2,3)
10
30 40 50 Скорость потока, м/с Flow rate, m Is
Рис. 4. Коэффициент усиления пульсации в рассматриваемых сечениях участка ТПО Fig. 4. Pulsation gain in the considered sections of the piping part
риваемого ТО составляет 7,8 м. Для тройника 1400 * 1000: число Струхаля Бь = 0,37; первая собственная акустическая частота ТО Гак1 = 14,6 Гц. Критическая скорость вычисляется по формуле (8) и со -ставляет V = 38,6 м/с. Конечно-
к '
элементная модель приведена на рис. 3.
В соответствии с [5] в точке А конечно-элементной модели
(см. рис. 3) расположим источник механических колебаний, обладающий постоянным значением амплитуды виброскорости во всем рассматриваемом диапазоне частот срыва вихрей. Скорость потока газа связана с частотой срыва вихрей соотношением (3). Зафиксируем мощность источника вибрации и определим амплитуду пульсации давления
в тупике и коллекторе в зависимости от скорости потока газа. Наличие источника вибрации в трубопроводе приводит к возникновению пульсации давления в ТО, которая может выходить из ТО и распространяться в коллекторе. Зафиксируем значения амплитуды пульсации давления в сечении № 1 ТО и в сечениях № 2, 3 коллектора (см. рис. 3).
Будем называть коэффициентом усиления пульсации в участке ТПО отношение максимальной амплитуды пульсации давления, возбуждаемой в рассматриваемом участке ТПО, к амплитуде пульсации давления, возбуждаемой в участке ТПО на малых частотах. При этом мощность источника возбуждения считается постоянной. Результаты расчета коэффициента усиления приведены на рис. 4.
Максимальная амплитуда пульсации давления в ТО достигается в сечении № 1. Поскольку концы коллектора открыты для распространения пульсации давления, то конкретное местоположение сечений № 2, 3 для определения амплитуды пульсации давления в коллекторе непринципиально. Таким образом, коэффициент усиления пульсации давления в ТО совпадает с коэффициентом усиления, рассчитанным для сечения № 1, а ко -эффициент усиления пульсации давления в коллекторе совпадает с коэффициентом усиления, рассчитанным для сечений № 2, 3.
Коэффициент усиления пульсации зависит от скорости потока газа в коллекторе. Так, для рассмотренной акустической системы вблизи критической скорости наблюдается резкое усиление амплитуды пульсации давления в ТО. В фиксированном диапазоне скоростей также может быть определен коэффициент усиления. В рассмотренной задаче в диапазоне скоростей от 0 до 2Vк коэффициент усиления пульсации составляет 3,84. В диапазоне скоростей от 0 до 20 м/с, допу-
Вход газа Gas input
Расстояние между ТО (шаг) Distance between dead ends (step)
Выход газа Gas output
Рис. 5. Два рядом расположенных ТО Fig. 5. Two adjacent dead ends
скаемом в трубопроводах КС при рабочем режиме по СТО Газпром 2-3.5-051-2006 [7], коэффициент усиления пульсации не превышает 1,38.
ОБСУЖДЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ
Отметим, что рассчитанный коэффициент усиления пульсации рассмотренного одиночного ТО является приемлемым и не приводит к возбуждению пульсации давления значительной амплитуды в реальных ТПО по причине их большой диссипативности.
Подобным образом исследуем свойства акустической системы, состоящей из двух одинаковых, расположенных рядом ТО (рис. 5). Отношение расстояния между ТО вдоль коллектора к длине ТО будем называть относительным шагом.
Построим график зависимости коэффициента усиления акустической системы, приведенной на рис. 5, состоящей из пары ТО, в диапазоне скоростей от 0 до 2^ в зависимости от относительного шага. Зафиксируем относительный шаг (расстояние между ТО) и проведем анализ полученной системы. Для этого будем располагать источник возбуждения пульсации последовательно в каждом тройнике (по аналогии с расчетом одиночного ТО) и фиксировать рассчитанный коэффициент усиления пульсации в каждом из ТО. Подобный расчет будем выполнять во всем диапазоне скоростей от 0 до 2У и фиксировать коэффициент усиления в каждом ТО. Для фиксированного относительного шага определим максимальное значение коэффициента усиления пульсации
40 38 36 34
1 32
* Ш 2 28
!■■§ 26
= & 24
11 22
1 § 20
S. й И
11 ]«
* £ i -§. 12
ИГ 10
£ 8
6
4
2
О
О 1,0 1,5
2,0 2,5 3,0 3,5 Относительный шаг Relative step
4,0 4,5 5,0 5,5
Рис. 6. Коэффициент усиления пульсации акустической системы, состоящей из пары ТО
Fig. 6. Pulsing control gain of the acoustic system consisting of a pair of dead ends
в рассматриваемом диапазоне скоростей. Подобным образом определим максимальное значение коэффициента усиления пульсации в системе для всех рассматриваемых значений относительных шагов. Рассчитанный коэффициент усиления пульсации приведен на рис. 6.
Установлено, что акустическая система, приведенная на рис. 5, имеет значительный коэффициент усиления пульсации вблизи четных значений относительных шагов и низкий коэффициент усиления пульсации вблизи нечетных значений относительных шагов. В [3] приводятся оценки для безопасного диапазона относительных шагов в интервалах: 0,6-1,4; 2,8-3,2, при которых в системе, приведенной на рис. 5, не может возникнуть пульсация
давления значительной амплитуды. Оценки, полученные в результате акустического расчета, хорошо согласуются с вышеприведенными интервалами и для конкретной акустической системы могут быть расширены. В частности, для вышеприведенной системы в качестве безопасного диапазона относительных шагов могут быть приняты интервалы: 0,5-1,7; 2,5-3,5; 4,6-5,4 и т. д.
Отметим, что решение рассмотренной задачи выполнено без учета диссипации энергии вследствие вязкости газа. При учете диссипации пиковые значения коэффициента усиления пульсации будут несколько уменьшены.
Дополнительно проведем подобный анализ для той же системы (см. рис. 5) в диапазоне ско -
2,0
1,9
S 1,8
3 -О с га 1,7
0= "=" i "s 1,6
i I О О 1,5
>• о» I— с I в 1,4
-е- 1,3
го =g 1,2 1,1 1,0
0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 5,5 Относительный шаг Relative step
Рис. 7. Коэффициент усиления акустической системы Fig. 7. Acoustic system control gain
ростей от 0 до 20 м/с, разрешенном в обвязках КС. Рассчитанный коэффициент усиления пульсации приведен на рис. 7.
В диапазоне скоростей до 20 м/с рассмотренная акустическая система обладает малым коэффициентом усиления пульсации в широком диапазоне относительных шагов.
Открытым остается вопрос о допускаемом значении коэффициента усиления пульсации в акустической системе, при котором пульсация давления не достигает значительных амплитуд. Подобная оценка со ссылкой на API 618-1995 [9] может быть найдена в [1]. Использование данной оценки представляется не совсем корректным, поскольку она приводится для стадии эксплуатации КС и разрабатывалась для ТПО с поршневыми компрессорами для целей проектирования буферных емкостей. Кроме того, для ее использования необходимо определить интенсивность срыва вихрей в достаточно широком диапазоне скоростей с последующим определением параметров вибрации эквивалентного источника механических колебаний в системе с частотно-зависимыми акустическими свойствами.
Также представляется целесообразным ограничивать пульсации давления,исходя из ограничения механической вибрации, которая может быть вызвана данной пульсацией. Допустимые уровни механической вибрации могут быть найдены в [1]. Поскольку пульсации давления являются лишь одной из потенциальных причин механической вибрации стенки трубы, то прогнозирование на этапе проектирования эксплуатационных уровней вибрации ТПО является сложной вычислительной задачей.
Ограничение коэффициента усиления пульсации акустической системы, включающей в себя одинаковые ТО,предлагается проводить с учетом рекомендаций [3], в соответствии с которыми дисси-
пативность системы достаточно высока и близка кдиссипативно-сти одиночного ТО. Данный подход может быть сформулирован в терминах коэффициентов усиления пульсации. Система устойчива к возбуждению в ней пульсации давления большой амплитуды, если ее коэффициент усиления пульсации в рабочем диапазоне скоростей не превышает коэффициента усиления пульсации одиночного ТО при возбуждении его потоком с критической скоростью I/.
В качестве примера рассмотрим вышеприведенную акустическую систему (см. рис. 5). Коэффициент усиления пульсации одиночного ТО, рассмотренного выше, составляет 3,84. В диапазоне скоростей от 0 до 2 У коэффициент усиления пульсации акустической системы близок к коэффициенту усиления пульсации одиночного ТО в очень узком диапазоне относительных шагов. Напротив, в диапазоне скоростей до 20 м/с коэффициент усиления пульсации данной акустической системы значительно меньше коэффициента усиления пульсации одиночного ТО для всего рассмотренного диапазона относительных шагов. Такая
система может считаться устойчивой. Возбуждение пульсации давления большой амплитуды в данной системе невозможно в рассмотренном диапазоне скоростей.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Таким образом, для выполнения анализа потенциальной возможности возникновения недопустимой пульсации давления в ТПО КС предлагается использовать подход, связанный с комплексным исследованием акустических свойств трубопроводной системы и расчетом ее коэффициента усиления пульсации для всех возможных схем работы КС. Использование классического подхода,связанного с ограничением максимальной скорости потока газа и ограничением на разрешенные относительные шаги в обвязке, ставит серьезные и иногда непреодолимые препятствия при проектировании. Анализ динамической устойчивости с использованием предлагаемого подхода позволяет разрабатывать наиболее оптимальные компоновки ТПО КС и избегать избыточных технологических решений. ■
ЛИТЕРАТУРА
1. СТО Газпром 2-2.3-324-2009. Диагностическое виброобследование технологических трубопроводов компрессорных цехов с центробежными нагнетателями. Нормы оценки и методы проведения работ. М.: ОАО «Газпром», 2009. 58 с.
2. Damenwood G. SGA-PCRC Seminar on Controlling the Effects of Pulsations and Fluid Transients in Industrial Plants. Dallas: SGA, 1983. P. 6-27.
3. Рекомендации по повышению виброустойчивости технологических трубопроводов при проектировании и реконструкции КЦ КС. М.: ООО «ВНИИГАЗ», 2002. 20 с.
4. Якубович В.А. Вибрационная диагностика трубопроводов компрессорных станций. М.: Недра-Бизнесцентр, 2004. 334 с.
5. Rogers L.E. Design Stage Acoustic Analysis of Natural Gas Piping Systems in Centrifugal Compressor Stations // Transactions of the American Society of Mechanical Engineers // Journal of Engineering for Gas Turbines and Power. 1992. Vol. 114. № 4. P. 134-141.
6. Guidelines for the Avoidance of Vibration Induced Fatigue in Process Pipework (The Technical Department, Energy Institute) [Электронный ресурс]. Режим доступа: http://bookre.org/reader?file=1165688 (дата обращения: 09.11.2018).
7. СТО Газпром 2-3.5-051-2006. Нормы технологического проектирования магистральных газопроводов. М.: ИРЦ «Газпром ВНИИГАЗ», 2006. 196 с.
8. ANSIS. 4.30 FLUID30 [Электронный ресурс]. Режим доступа: http://www.ansys.stuba.sk/html/elem_55/chapter4/ES4-30.htm (дата обращения: 09.11.2018).
9. API 618-1995. Поршневые компрессоры для нефтяной, химической и газовой промышленности. Вашингтон: American Petroleum Institute, 2002. 167 c.
REFERENCES
1. Company Standard STO Gazprom 2-2.3-324-2009. Diagnostic Vibration Inspection of Technological Pipelines of Compressor Shops with Centrifugal Superchargers. Standards of Assessment and Methods of Work. Moscow, Gazprom OJSC, 2009, 58 p. (In Russian)
2. Damenwood G. SGA-PCRC Seminar on Controlling the Effects of Pulsations and Fluid Transients in Industrial Plants. Dallas, SGA, 1983, P. 6-27.
3. Recommendations for Improving the Vibration Resistance of Process Piping in the Design and Reconstruction of the Compressor Departments of Compressor Stations. Moscow, VNIIGAZ LLC, 2002, 20 p. (In Russian)
4. Yakubovich V.A. Vibration Diagnostics of Pipelines of Compressor Stations. Moscow, Nedra-Biznestsentr, 2004, 334 p. (In Russian)
5. Rogers L.E. Design Stage Acoustic Analysis of Natural Gas Piping Systems in Centrifugal Compressor Stations. Transactions of the American Society of Mechanical Engineers. Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 1992, Vol. 114, No. 4, P. 134-141.
6. Guidelines for the Avoidance of Vibration Induced Fatigue in Process Pipework (The Technical Department, Energy Institute) [Electronic source]. Access mode: http://bookre.org/reader?file=1165688 (access date: November 9, 2018).
7. Company Standard STO Gazprom 2-3.5-051-2006. Standards of Technological Design of Gas Pipelines. Moscow, Information and Advertising Center of Gazprom VNIIGAZ, 2006, 196 p. (In Russian)
8. ANSIS 3D Design [Electronic source]. Access mode: https://www.ansys.com/products/3d-design (access date: November 9, 2018).
9. API 618-1995. Reciprocating Compressors for Petroleum, Chemical, and Gas Industry Services. Washington, American Petroleum Institute, 1995, 167 p.
GAZOVAYA
PHGMV5HLENND5T'
ГАЗОВАЯ
ПРОМЫШЛЕННОСТЬ
Gas Industry journal expands international cooperation and invites authors from different countries to publish scientific articles in English
Gas Industry journal is Included in the list of Higher Attestation Commission, "the leading reviewed scientific journals and editions in which the basic scientific results of dissertations on competition of scientific degrees of doctor and candidate of sciences should be published".
General information about the journal:
http://neftega5.infa/en/ga5industry/
Main thematic sections:
http://neftega5.info/en/ gasindustry/about-magazine/
Submission of manuscripts: info@neftegas.info, geo-editor@neftegas.info
Founder Gazprom PJSC
