往復壓縮機管線的阻尼減振應用

楊秀峰，何立東，呂　江，王晨陽

（北京化工大學 高端機械裝備健康監(jiān)測與自愈化北京市重點實驗室，北京 100029）

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往復壓縮機管線的阻尼減振應用

楊秀峰，何立東，呂江，王晨陽

（北京化工大學 高端機械裝備健康監(jiān)測與自愈化北京市重點實驗室，北京 100029）

摘要：針對石家莊某煉化企業(yè)往復氫氣壓縮機管線振動問題，研究管道系統(tǒng)的阻尼減振技術?，F(xiàn)場測量管線的振動與空間布置參數(shù)，運用有限元分析軟件進行模態(tài)計算與阻尼減振模擬仿真，并結合管道系統(tǒng)的實際振動情況，分析出管線振動的原因。根據(jù)振動成因分析及模擬仿真結果，設計出合理的阻尼減振方案。在不改變原有管線結構、壓縮機不停機的情況下，安裝阻尼器于管線的指定位置，有效地減小振動管線各處的振幅至安全范圍內(nèi)，消除了管線振動產(chǎn)生的安全隱患，保障生產(chǎn)長周期安全進行。

關鍵詞：振動與波；往復壓縮機；管道振動；仿真分析；阻尼器；振動控制

往復式壓縮機具有壓力范圍廣、熱效率高、比功率低等優(yōu)點，所以廣泛地應用在石油化工行業(yè)，可謂是石化企業(yè)的心臟。然而壓縮機氣缸間歇性吸氣或排氣，形成氣流脈動，當脈動氣流遇到彎頭、變徑管、閥門時就會對管道產(chǎn)生沖擊，引起管道振動。強烈的管道振動可能會造成焊縫的開裂、儀表的損壞、螺栓的松動等后果，此外持續(xù)的管道振動會導致整個管道系統(tǒng)疲勞失效[1，2]。對于氫氣壓縮機，一旦出現(xiàn)上述情況，就會造成氫氣的泄漏，引起爆炸，造成后果不可估量。所以對管道振動的控制一直是設備工程師們研究的熱點。管道振動的控制，目前分為理論研究及應用研究兩個方面。理論研究主要著重于管道振動形成的機理，如非線性流固耦合等[3]。應用研究主要從管道振動出發(fā)，采用隔振、阻振、吸振、加裝支撐等方法進行減振[4]。

阻尼減振是利用阻尼器腔內(nèi)的黏滯性高分子液體作為介質(zhì)，通過導向桿與管道連接，將管道振動產(chǎn)生的動能迅速傳遞至高黏性液體，并轉化為熱能釋放，同時保證能量不會傳到往復壓縮機或者其他管道上，實現(xiàn)降低振動的目的[5]。阻尼器對往復壓縮機沒有任何副作用，可降低各個方向的振動，對運行振動與沖擊荷載一樣有效。能夠在不停機的情況下安裝，不用維修，壽命長，因此與其它減振方法相比，具有獨特的優(yōu)點[6–8]。

本文通過測量石家莊某煉化公司260萬噸柴油加氫裝置新氫壓縮機組K101二級出口管道振動頻率與位移，運用Ansys對管系進行模態(tài)分析，根據(jù)結果得出振動的原因，并采取了管道阻尼減振技術，有效地降低了管線的振動，保證了設備長期穩(wěn)定運行。

1　壓縮機管道振動情況

此次改造管線為壓縮機組K101二級出口管線，其中壓縮機曲軸轉速300 r/min、輸出功率3 094 kW、介質(zhì)為氫氣、管道公稱直徑為DN 150，介質(zhì)溫度和壓力分別為129℃和10.8 MPa。管道現(xiàn)場走向見圖1，圖中自出口彎頭1到出口彎頭3的總長度約為16.5 m，中間有四個支架。機組工作時，管道振動值在出口彎頭2處為最大，肉眼可觀測到管道大幅度晃動。而距離出口彎頭2距離越遠的管道，振動值越小，加裝支撐處的振動值也較小。強烈的振動造成靠近出口彎頭2處的支架多次開裂，廠方多次更換。雖然彎頭1處的振動較彎頭3較小，但也達到879 μm，造成其與出口緩沖罐連接處出現(xiàn)細小裂紋。

圖1　出口管線走向圖

2　壓縮機出口管道振動原因分析

2.1出口管線振動原因

化工管道振動一般是由流體的激振力引起，較大的激振力造成管道的強迫振動，當激振力頻率和管道系統(tǒng)的固有頻率相近時還會造成強烈的共振，對設備造成極大的損傷。

(1)往復氫氣壓縮機一個不可避免的缺點就是在運行時會間歇性吸、排氣產(chǎn)生氣柱，此氣柱是脈動的，產(chǎn)生脈動壓力，當交替變化的激振力作用于管道時必將引起其振動，而管道的振動又反作用于脈動流體，造成更為復雜的流體流動情況，產(chǎn)生耦合振動。而該壓縮機二級出口管道內(nèi)介質(zhì)壓力非常高，達到10.8 MPa，當高壓流體流經(jīng)管道的彎頭、閥門等設備時必將激勵管道振動。目前針對此問題的解決方法是安裝出口緩沖罐、孔板等緩解流體的壓力脈動，但有時也不能把振動控制在安全范圍之內(nèi)；

(2)此管線段共有3個彎頭，一個管法蘭，一個閥門。當脈動流體流過此類設備時將會造成流體流速和方向的改變，產(chǎn)生漩渦等惡劣流況，加劇流體的脈動，從而產(chǎn)生更為嚴重的振動。而且，管線上的彎頭半徑均較小，所以流體激振情況更為嚴重。工程上一般改用較大半徑的彎頭或者在彎頭處加裝導流板改善流況；

(3)該振動管線總長度約為16.5 m，而僅有四個吊架，且支撐約束較薄弱，不能對管道起到很好的約束作用，整個管系剛度較小，加之管內(nèi)流體壓力高，必將引起管道的激烈振動。管道也不允許隨便加裝剛性支撐，這不僅不會耗散掉振動能量，反而還會使振動發(fā)生轉移，如果振動能量轉移到結構的薄弱區(qū)域，會更容易發(fā)生事故。

2.2出口管線有限元分析

當流體的激振頻率和管系的某1階固有頻率相近時，就會產(chǎn)生共振，激發(fā)出此階模態(tài)下的振型。共振是結構最危險的振動情況，在設計中應當避免。應用有限元軟件Ansys對管路系統(tǒng)進行建模分析，得到了各階頻率振型，并與現(xiàn)場情況進行比較分析[9]。

(1)根據(jù)壓縮機出口管線的走向、支撐情況以及管道參數(shù)等用Ansys建立有限元模型如圖2所示。按照實際情況對模型劃分網(wǎng)格和施加邊界條件，進行模態(tài)分析。

圖2　管線有限元模型

(2)Ansys模態(tài)分析的結果見表1，從表1可知管道的第1階固有頻率為9.037 Hz，相對較低，在較大激振力作用下容易產(chǎn)生較大的振動。

表1　管道系統(tǒng)前5階固有頻率

3）往復壓縮機氣流脈動的頻率跟壓縮機氣缸數(shù)以及轉速相關，激發(fā)頻率的計算公式為

其中m為壓縮機氣缸個數(shù)，n壓縮機主軸轉速，單位為r/min。K 101壓縮機為雙作用式，m=2，主軸轉速為300 r/min，根據(jù)式（1）可知氣流脈動頻率為10 Hz。在工程上常把0.8 f～1.2 f的頻率范圍作為激發(fā)頻率共振區(qū)，當管系機械固有頻率落在激發(fā)頻率共振區(qū)范圍時，發(fā)生結構共振。此管道共振區(qū)頻率應該為8.00 Hz～12.00 Hz，而由Ansys模態(tài)計算可知管道系統(tǒng)的第1階固有頻率為9.037 Hz，落入共振區(qū)，由此可知，造成管道振動的主要原因為共振。管道的第1階模態(tài)振型如圖3所示，圖4是共振時的位移云圖。由圖可知，在管道振動方向主要為橫向擺動，振動位移在第二個彎頭處達到最大。距離第二個彎頭越遠的地方振動越小，這和現(xiàn)場管道的振動情況相吻合。

圖3　管道1階模態(tài)振型

圖4　管道1階共振位移云圖

3　減振方案的模擬仿真及實施效果

3.1阻尼減振模擬仿真

依據(jù)管道的具體參數(shù)及約束，運用有限元軟件SAP 2000進行建模及劃分網(wǎng)格，在模型中施加簡諧激振力，進行阻尼減振計算[10]。對比模型中未設置阻尼器及設置阻尼器的計算結果，可得出良好抑振效果時對應阻尼器數(shù)量及分布情況。其中，計算時使用的阻尼項為該項目中使用黏滯阻尼器（非線性阻尼器）的參數(shù)，其阻尼指數(shù)為0.3，各向最大位移量為±20 mm，阻尼系數(shù)為137 kN·s/m。未設置阻尼器模型如圖5所示，在管內(nèi)流體沖擊和共振耦合作用下，管道A、B、C處振動劇烈，主要為橫向擺動，其余方向幅值較小可忽略不計，其中A處相對較小，B處較大，C處最大，與實際工況相符；計算時分別在A、B、C處設置1、2、3個阻尼器，得到如圖6所示的設置阻尼器模型，對比圖5、6中7個測點處設置阻尼器前后的振動位移峰峰值，見圖7。

圖5　管道系統(tǒng)無阻尼模型

圖6　管道系統(tǒng)有阻尼模型

圖7　管道模型設置阻尼器前后各測點振幅對比圖

由圖7可知，設置阻尼器后管道的各處振動均得到有效控制，其中，未設置阻尼器時管道最大振動峰峰值為3 496 μm，設置阻尼器后降為385 μm，降幅達到88.99%，表明按此方案布置阻尼器對管道振動系統(tǒng)的減振效果十分顯著。

3.2阻尼減振方案

結合阻尼減振模擬仿真，在整個管系的六個位置安裝6個黏粘滯性阻尼器以降低管道的振動，使管道設備在安全允許范圍內(nèi)運行，阻尼器安裝示意圖如圖8所示，圖9為現(xiàn)場阻尼器安裝圖。

圖8　阻尼器安裝示意圖

圖9　阻尼器現(xiàn)場安裝圖

3.3阻尼減振效果

安裝阻尼器后，用便攜式振動測量儀對如圖10所示的管道7個位置的z方向振動位移峰峰值進行了測量，并與安裝阻尼器前的振動值進行比較，結果如表2所示。

圖10　測點分布圖

表2　管線減振前后位移幅值

通過安裝阻尼器，測點5處管道的最大振幅降為357 μm，降幅達89.2%；測點1處的降幅為68%，振幅降為281 μm。其它位置處的位移也都有很大程度的減小，減振百分比介于測點1和5之間。管道所有位置處的振幅處于安全范圍內(nèi)，減振改造效果顯著。

4結　語

(1)往復壓縮機由于流體脈動的不可消除性，其管線振動是一個普遍的現(xiàn)象。尤其對高壓力的氫氣壓縮機，劇烈的振動會給企業(yè)的生產(chǎn)帶來極大的安全隱患；

(2)應用有限元分析軟件Ansys對管路系統(tǒng)進行模態(tài)分析，得到管系的固有頻率和其所對應的振型，有利于分析管道振動成因；運用有限元軟件SAP 2000進行阻尼減振仿真計算，依據(jù)仿真結果制定合理的減振方案；

(3)黏滯性阻尼器能夠在不改變管系原有結構、不停車的情況下進行安裝，消耗振動能量，不造成能量的轉移。實踐證明其能有效地降低氫氣壓縮機管線的振動，保障設備的安全運行，提高管道的壽命，為石化企業(yè)的安全生產(chǎn)以及節(jié)能減排做出貢獻。

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中圖分類號：TH457

文獻標識碼：A

DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.01.039

文章編號：1006-1355(2016)01-0183-04

收稿日期：2015-07-08

基金項目：國家重點基礎研究發(fā)展計劃（973計劃）(2012CB026000)；北京市教育委員會共建項目專項資助與博士點基金（20110010110009）

作者簡介：楊秀峰（1991-），男，江西省上饒市人，碩士生，主要研究方向為管道及旋轉機械振動控制研究。E-mail:yxiufeng08@163.com

通訊作者：何立東，男，博士生導師。E-mail:he63@263.net

Application of Damping Technology to the Vibration Control of a Reciprocating Compressor’s Pipeline

YANG Xiu-feng,HE Li-dong,LVJiang,WANG Chen-yang

(Beijing Key Laboratory of Health Monitoring and Self-Recovery for High End Mechanical Equipment, Beijing 100029,China)

Abstract:In order to reduce the vibration in a reciprocating compressor’s pipeline system in a petrochemical factory in Shijiazhuang,the vibration damping technique for the pipeline system was studied.The vibration and the layout parameters of the pipeline system were measured.The vibration causes were found by analyzing the vibration data of the pipeline system and calculating its modals by means of the finite element software.Damping vibration of the pipeline was simulated by applying SAP 2000 software.According to the vibration causes and the result of the damping simulation,a reasonable vibration damping scheme was designed.The result shows that installing dampers in the appropriate place can effectively reduce the vibration amplitude and eliminate the security risks of the pressure pipeline,and ensure the safety of production without shutting down the machine unit or changing the original structure of the pipeline.

Key words:vibration and wave;reciprocating compressors;pipeline vibration;simulation analysis;vibration damper; vibration control