大流量氣體管道中閥門誘發(fā)振動機理研究

劉 麗 張小斌 邱利民*

(1浙江大學(xué)制冷與低溫研究所 杭州 310027) (2浙江省制冷與低溫技術(shù)重點實驗室 杭州 310027)

大流量氣體管道中閥門誘發(fā)振動機理研究

劉 麗1,2張小斌1,2邱利民1,2*

(1浙江大學(xué)制冷與低溫研究所 杭州 310027) (2浙江省制冷與低溫技術(shù)重點實驗室 杭州 310027)

以某大型化工廠氣體管道閥門小開度工況下的振動管路為例，系統(tǒng)介紹了振動激勵源的發(fā)現(xiàn)與振動的抑制方法?？紤]復(fù)雜管系支撐對管系固有頻率的影響，采用模態(tài)分析得到管系模態(tài)頻率與模態(tài)振型。采用CFD模擬方法，對管道內(nèi)部氣體流場進行模擬，得到氣體壓力脈動頻率。結(jié)果發(fā)現(xiàn)，閥后流體脈動是引起管道振動的主要原因。在此基礎(chǔ)上，提出了在閥后增設(shè)隔板的減振措施，減振效果明顯。

氣體管道振動 氣流脈動 模態(tài)分析 減振

1 引 言

管道廣泛存在于石油、天然氣、化工行業(yè)中。管道的長期振動會使得管道系統(tǒng)發(fā)生疲勞破壞，影響其使用壽命，同時，會引起管路附件尤其是管道連接件發(fā)生松動和磨損，導(dǎo)致管系、其它相關(guān)設(shè)備的損壞，增加宕機時間與維修費用，帶來巨大的經(jīng)濟損失。強烈的管道振動也會產(chǎn)生噪聲，影響人們的生活和工作。因此，分析管道系統(tǒng)的振動原因并制定合理的減振措施，對設(shè)備的正常運行有重要意義。

氣體管道系統(tǒng)振動的原因主要有兩方面，一是氣體對管道系統(tǒng)產(chǎn)生的激振力，如氣體在壓縮機進出口，管道彎頭、分支、變徑、閥門處產(chǎn)生的激振力；二是管系對激振信號的響應(yīng)，該響應(yīng)除了與激振力相關(guān)，還與管道系統(tǒng)的固有屬性，即系統(tǒng)的剛度、支撐及整體布置相關(guān)。在分析氣體管系振動時，一方面要分析管道系統(tǒng)中的不穩(wěn)定流動，流動參數(shù)的變化，由此確定出氣流對管道系統(tǒng)的作用力；另一方面，針對管道系統(tǒng)本身，分析其固有屬性及可能產(chǎn)生的響應(yīng)，從而有效防止管系振動。

眾多學(xué)者對氣體管道振動問題進行了大量分析，并解決了很多工程問題[1-3]。徐斌等[4]針對壓縮機管道系統(tǒng)的振動，采用轉(zhuǎn)移矩陣和剛度矩陣計算復(fù)雜管路的氣柱固有頻率，并結(jié)合CAESARⅡ獲得管道系統(tǒng)的振動模態(tài)，分析管系振動原因。王瑩等[5]用ANSYS得到壓縮機出口管系的固有頻率與振動位移值，通過修改管系剛度的方法降低管系振幅。譚平等[6]用有限元建模的方法對一段天然氣管系的振動進行了分析，認為流體脈動能激發(fā)出較強的管道振動，要避免機械共振的發(fā)生。李長俊等[7]對天然氣不穩(wěn)定流動及管道系統(tǒng)結(jié)構(gòu)振動進行了數(shù)值求解，分析其振動原因。孫鳳丹等[8]用模態(tài)分析和理論計算分析的方法對氣力輸送管道的氣柱固有頻率和管道固有頻率進行了分析。對于氣體管道振動，現(xiàn)有的研究工作主要考慮壓縮機等帶來的管系內(nèi)氣體的周期性脈動引起的管道振動問題，很少考慮管道閥門開度對管內(nèi)氣流的影響。當(dāng)管道閥門處于小開度工況下時，氣體流通面積驟減，流速急劇上升，流向在閥門處發(fā)生改變，產(chǎn)生劇烈的壓力脈動，該脈動可能會激發(fā)出較強的管道振動，影響管系的正常運行。因此，以某工廠內(nèi)的氣體管系為例，分析了氣體管道閥門小開度工況下的管系振動，確定了該工況下的管系振動根源，并提出了相應(yīng)的減振措施。

2 研究對象

所研究的管道為某工廠的一段氣體輸送管路，如圖1所示。該管系由4根管道(管路1、支管1、支管2、管路2)及相應(yīng)的法蘭、閥門構(gòu)成，1—7為管道支撐。氣體由管路1進入管系，一部分由管路1流出，另一部分流經(jīng)支管1，從管路2流出管系；管路2的一端有氣體通入，與支管1的氣體混合后，從另一端流出；支管2正常狀態(tài)下處于關(guān)閉狀態(tài)，在緊急排放時完全打開。管道的運行工況為：進口壓力4.4 MPa，出口壓力0.42 MPa，管內(nèi)氣體溫度為25。在閥門小開度狀況下，支管1(a段附近)振動強烈。在現(xiàn)場測試中，管系振動的頻率為13.9 Hz。

圖1 管系模型Fig.1 Pipe model

氣體通過閥門時流向、速度、壓力等會發(fā)生改變，產(chǎn)生強烈擾動，對管系可能會產(chǎn)生影響。對該工況下的管系進行振動分析時，需要完成兩方面的內(nèi)容：(1)模態(tài)分析，即管系固有頻率及振型的計算；(2)激發(fā)響應(yīng)分析，即分析管內(nèi)氣流脈動情況。

3 模態(tài)分析

采用ANSYS workbench中的Modal模塊進行固有頻率計算。所用模型如圖2，管道中的法蘭、閥門簡化為具有相同軸向尺寸、等質(zhì)量的環(huán)狀結(jié)構(gòu)，選擇自動劃分網(wǎng)格，并在法蘭、閥門處進行手動網(wǎng)格加密，材料為不銹鋼。在各個支撐處，添加相應(yīng)的約束，管道端面采用固定支撐。所得前6階模態(tài)頻率如表1，一階、二階模態(tài)振型如圖3。

圖2 模態(tài)分析模型Fig.2 Model for modal analysis

表1 管系前6階模態(tài)頻率Table 1 The first sixth-order modal frequency

圖3 管系模態(tài)振型Fig.3 Modal shape for piping system

由于實際結(jié)構(gòu)的振動形態(tài)并非規(guī)則形狀，是各階振型的疊加結(jié)果，而每階模態(tài)是把原本耦合的各階模態(tài)解耦呈現(xiàn)出來，得到的一階模態(tài)振型與實際振型并不完全一致。此處，所得一階固有頻率為11.193 Hz，其最大振型在支管2處；二階固有頻率為16.265 Hz，最大振型在支管1的a段附近。

4 管內(nèi)氣流CFD模擬

閥門小開度工況下對管內(nèi)氣體流動進行模擬時，閥門為關(guān)鍵部件，其開度對管內(nèi)流體流向、速度影響較大。由于閥門閥體及其零部件為復(fù)雜的三維結(jié)構(gòu)，此處所關(guān)心的僅為閥體流道，其它控制部件可做相應(yīng)簡化。簡化后的三維流道模型如圖4所示。該閥門具有線性流量特性，閥門開度與流量之間的關(guān)系為[9]：

(1)

圖4 閥門全流道三維簡化模型Fig.4 Three-dimensional simplified model of valve

小開度情況下簡化的閥門流道三維模型如圖5。改變閥門開度，即改變流體在閥門處的流通面積。

圖5 閥門小開度情況下的三維流道模型Fig.5 Three-dimensional model of valve flow channel in small opening ratio

采用FLUNT14.5模擬管內(nèi)氣體流動情況。閥門及支管處流動情況復(fù)雜，在該處添加壓力監(jiān)測點，獲得壓力波動情況。監(jiān)測點分布如圖6。

利用快速傅里葉變換(FFT)將壓力波動的時域信號轉(zhuǎn)化為頻域信號，F(xiàn)FT分析結(jié)果如圖7?？梢钥闯?，閥后壓力波動主要在0—50 Hz范圍內(nèi)，更高頻率范圍內(nèi)波動不明顯。其中，11.3 Hz與47.9 Hz附近波動較為突出。各監(jiān)測點在11.3 Hz附近的波動有明顯的放大，振幅增加。支管處壓力波動沒有明顯的頻率特性，振幅也較小。由此認為，壓力波動主要存在于閥后，其主要頻率為11.3 Hz。管系的一階模態(tài)頻率為11.193 Hz，與此處壓力波動頻率非常接近，可以認為，流固耦合引起的共振導(dǎo)致管道振動。

要消除共振，最直接的方法是使閥后壓力波動頻率與管系固有頻率錯開。常規(guī)的做法是在局部增加支撐點的方法，即調(diào)整管系的剛度，改變管系固有頻率。在管道的a、b處增加支撐，振動情況沒有得到良好改善。通過模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)添加支撐對一階固有頻率的改變很小，只對隨后的幾階固有頻率有影響。由于管道系統(tǒng)布局復(fù)雜，管道直徑大，單純添加支撐對其剛度的影響不明顯。

圖6 壓力監(jiān)測點分布Fig.6 Distribution of pressure monitoring points

圖7 壓力波動頻率Fig.7 Pressure fluctuation frequency

考慮到大管徑管道系統(tǒng)的固有頻率不易改變，單純的添加支撐不能從根源上消除振動源，容易產(chǎn)生振動部位的轉(zhuǎn)移，可以考慮改變管內(nèi)流體壓力脈動頻率。閥后氣體流動狀況與閥門開度密切相關(guān)，閥門開度越小，閥后流動狀況越復(fù)雜。為了改變閥后壓力脈動頻率，提出了在閥后增加隔板的方法。隔板有橫向和縱向兩種添加方式，但其產(chǎn)生的效果可能會有所差異。因此，采用FLUNT14.5模擬了添加隔板后管內(nèi)氣體流動情況，并在閥后設(shè)置監(jiān)測點，如圖8。其中，橫向隔板的監(jiān)測面與監(jiān)測點位于垂直于隔板的中心面上；縱向隔板采取兩個平行監(jiān)測面，圖中只給出了一個監(jiān)測面位置。通過FFT分析，得到改變結(jié)構(gòu)后壓力波動頻率，結(jié)果如圖9所示。可以看出，添加隔板后，壓力波動頻率都發(fā)生了改變。其中，添加橫向隔板后，壓力波動頻率主要為18.89 Hz、19.23 Hz，并存在更小的頻率的波動；添加縱向隔板后，壓力波動主要頻率為45.6 Hz，其它頻率下無明顯波動。添加縱向隔板后壓力波動頻率與一階固有頻率偏離更遠，且完全錯開了前6階固有頻率，對于防止共振，其效果更好。

圖8 隔板設(shè)置及壓力監(jiān)測點分布Fig.8 Plates location and distribution of pressure monitoring points

圖9 插入隔板后閥后壓力波動頻率Fig.9 Pressure fluctuation frequency after inserting plate

5 結(jié) 論

管道流體脈動可激發(fā)出較強的管道振動，尤其是流體經(jīng)過管道閥門后，其流動狀況發(fā)生劇烈改變，流體脈動明顯。對于大流量氣體管道系統(tǒng)，往往難以通過增設(shè)支撐的措施改變其固有頻率。因此，找出引起振動的激振力是制定合理的減振措施的前提。以某工廠氣體管道閥門小開度狀態(tài)下管系振動分析為例，系統(tǒng)介紹了振動激勵源的發(fā)現(xiàn)方法?；谀B(tài)分析，獲得了管系模態(tài)頻率與模態(tài)振型；通過CFD分析，獲得閥后氣體壓力脈動頻率。閥后壓力波動頻率與管系固有頻率相近帶來的機械共振引起管系振動。為了進一步消除共振，提出了在閥后增加隔板的減振措施，比較了添加橫向隔板與縱向隔板的減振效果，發(fā)現(xiàn)在閥后增加縱向隔板，使得壓力波動頻率與固有頻率完全錯開，避免了機械共振引起管道振動，減振效果明顯。

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Mechanisms of valve-induced vibration in a gas pipeline with large flow rate

Liu Li1,2Zhang xiaobin1,2Qiu Limin1,2*

(1Institute of Refrigeration and Cryogenics，Zhejiang University，Hangzhou 310027，China) (2Key Laboratory of Refrigeration and Cryogenic Technology of Zhejiang Province，Hangzhou 310027，China)

Taking the vibration in one gas piping system with small opening ratio as an example，the methods of discovering excitation source and suppressing vibration were introduced systematically. Modal analysis was employed to analyze the modal frequency and modal shape of the pipeline system，CFD simulation was used to study the gas flow in pipes. It was suggested that fluid pulsation after valve was responsible for the severe pipe vibration and it can be suppressed effectively by inserting plates into the downstream of the valve.

gas pipe vibration；pressure pulsation；modal analysis；vibration reduction

2016-06-01；

2016-07-05

劉麗，女，25歲，碩士研究生。

邱利民，男，47歲，博士、博士生導(dǎo)師、教授。

TB611

A

1000-6516(2016)04-0050-06