阻尼減振技術(shù)在管道上的應(yīng)用研究

余棟棟，何立東，冀沛堯

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

阻尼減振技術(shù)在管道上的應(yīng)用研究

余棟棟，何立東，冀沛堯

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

針對滄州某石化企業(yè)管線的振動問題，應(yīng)用新型黏滯性阻尼器，研究管道阻尼減振技術(shù)?，F(xiàn)場考察與測量發(fā)現(xiàn)，柱塞泵出口到換熱器入口之間的一段管道振動劇烈，最高振幅達(dá)到1 123 μm。利用有限元軟件建立振動管道模型，分析管道模態(tài)與振型，結(jié)合管道結(jié)構(gòu)與實際振動情況，分析振動原因。再運(yùn)用SAP2000仿真模擬阻尼減振，使阻尼器的安裝方案達(dá)到最優(yōu)化。減振改造后管線振動最大處的振幅減小到276 μm，整條管線在安全范圍內(nèi)穩(wěn)定運(yùn)行,保證了化工產(chǎn)生的安全。

振動與波；管道振動；阻尼器；仿真分析；振動控制

柱塞泵和換熱器是石油化工行業(yè)中常用的機(jī)械設(shè)備，其附屬管線由于管道內(nèi)壓力的變化會產(chǎn)生交變載荷，管道在長期振動下容易發(fā)生疲勞損壞，嚴(yán)重的甚至?xí)斐晒芫€上整個設(shè)備的報廢[1]。由于管道內(nèi)運(yùn)輸?shù)囊话闶且兹家妆挠?、氣等介質(zhì)，一旦管線或者設(shè)備發(fā)生破壞，輕則導(dǎo)致介質(zhì)泄漏，重則引起爆炸，造成嚴(yán)重事故。因此，必須對其振動原因進(jìn)行分析并加以處理，才能使整個機(jī)組長期穩(wěn)定運(yùn)行。

本文通過現(xiàn)場測量某柱塞泵出口到換熱器入口之間管線的振動情況，并運(yùn)用有限元軟件計算，分析出管線振動的原因，再用SAP2000軟件模擬出最優(yōu)的減振方案。在設(shè)備不停機(jī)、不改變原有流量等參數(shù)、不改變原有管道結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，采用管道阻尼減振技術(shù)，使管道振動得到了有效抑制，整條管線改造取得了較好的效果。

1 管線振動情況

某煉油廠煤焦油加氫裂化裝置中采用P9202柱塞泵作為動力輸送介質(zhì)，介質(zhì)經(jīng)過泵運(yùn)輸?shù)綋Q熱器。整條管線較長，管徑為168 mm，輸送的介質(zhì)為精制原料，柱塞泵的流量為38 m3/h，泵的出口壓力達(dá)到17 MPa。其中從柱塞泵出口到換熱器入口之間的管道三通處存在嚴(yán)重振動問題，如圖1所示。

圖1 三通管道結(jié)構(gòu)

由于只有兩個剛性支撐，管道約束太少，高壓流體介質(zhì)在彎頭處連續(xù)沖擊，肉眼都能觀察到管道由于振動而搖晃。在現(xiàn)場用振動儀器測量了管道五個測點的振動數(shù)值，其中三通處的水平橫管段測點3附近振動最為劇烈，最大振幅達(dá)到了1 123 μm，其余四個測點的振動值也遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過國家安全標(biāo)準(zhǔn)。由于此管道經(jīng)過幾個閥門后直接進(jìn)入換熱器，強(qiáng)烈的振動很有可能導(dǎo)致閥門損壞，甚至破壞換熱器，管道振動問題急需解決。

2 振動原因分析

2.1 管道振動原因

(1)由于柱塞泵是間歇式輸送介質(zhì)，會使泵出口管道內(nèi)流體的速度和壓力產(chǎn)生周期性變化，形成脈動流體。脈動流體壓力的變化會在管徑變化處、彎頭、閥門等部位形成周期性的激振力，沖擊管壁，導(dǎo)致管道振動，而振動的管道也會反過來對流體產(chǎn)生作用力，形成流固耦合振動[2]。

(2)由于換熱器管線中會存在氣液兩相流，氣液兩相流會導(dǎo)致管道內(nèi)壓力發(fā)生改變，從而在管壁處形成沖擊，導(dǎo)致管道振動[3]。

(3)由于受熱脹冷縮的影響，管道的支撐常采用活動支撐，導(dǎo)致管道約束少，剛度小，極易產(chǎn)生振動[4]。

2.2 管道模型分析

根據(jù)柱塞泵出口三通處管道的走向、管道參數(shù)等，利用有限元軟件建立管道模型，如圖2所示。

對模型定義材料屬性、劃分網(wǎng)格、施加約束等，分析計算出管道的前5階模態(tài)，如表（1）所示，發(fā)現(xiàn)管道實際振動頻率比較接近某1階固有頻率，管道發(fā)生了共振[5]。

在工程上，激振頻率的共振區(qū)為0.8f–1.2f(f代表激振頻率)，當(dāng)管道的固有頻率剛好落在共振區(qū)內(nèi)時，就會導(dǎo)致管道強(qiáng)烈振動。在實際測量中，出口管線三通處振動頻率也為24.5 Hz，可以算出激振頻率的共振區(qū)為19.6 Hz～29.4 Hz。由表1可知，出口管道三通處的第4階固有頻率為22.8 Hz，剛好處于激振頻率共振區(qū)內(nèi)，管道因此產(chǎn)生共振。通過有限元軟件計算，圖3是三通處第4階模態(tài)下的振型圖，圖4是振動位移圖。

圖2 振動管道有限元模型

表1 管道系統(tǒng)前5階固有頻率

圖3 管道4階模態(tài)振型圖

圖4 管道4階模態(tài)位移圖

從圖中可以看出，管道三通處徑向和軸向振動均較大，導(dǎo)致整個管道前后左右搖晃，這與管道振動實際情況剛好吻合。由此可知，出口管道振動的主要原因是脈動流體產(chǎn)生的激振力導(dǎo)致管道發(fā)生共振。

3 阻尼器減振原理及特點

為了在不改變原有管道結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上減小振動，可采用管道阻尼減振技術(shù)。該技術(shù)是利用能量守恒的原理，在振動管道上施加阻尼，將管道的動能轉(zhuǎn)化為熱能耗散，從而達(dá)到減小管道振動的目的。

3.1 管道阻尼減振依據(jù)

在工程上，由于管道系統(tǒng)是一個連續(xù)、復(fù)雜的彈性體結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，很難求出管道系統(tǒng)的精確解，一般采用有限元求出近似解，從而為分析復(fù)雜的管道系統(tǒng)提供簡單有效的方法[6]。因此，可以將管道系統(tǒng)離散化，把無限自由度的連續(xù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)化成有限自由度的離散系統(tǒng)，得出管道系統(tǒng)的有限元方程

其中[M]、[C]、[K]分別為管道系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；分別是管道系統(tǒng)節(jié)點加速度、速度和位移的n階列向量；{F(t)}是隨時間變化的載荷函數(shù)，也就是管道結(jié)構(gòu)系統(tǒng)節(jié)點所受的激振力列向量。

在利用有限元軟件分析模態(tài)時，剛開始設(shè)定沒有激振力，即F(t)為零。從上式中可以看出，只能通過調(diào)節(jié)管道結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣或者剛度矩陣來控制管道振動。改變管道結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣雖可以改變管道固有頻率從而避開共振區(qū)，但是管道一般都已按標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計完成，很難再通過改變管道的結(jié)構(gòu)來調(diào)節(jié)質(zhì)量，而且管道存在多階固有模態(tài)，難以保證同時能避開所有共振區(qū)。提高管道系統(tǒng)的剛度一般是在管道上增加剛性支撐，由于加的是剛性支撐，無法消耗振動能量，由能量守恒可知，剛性支撐很有可能會導(dǎo)致振動能量轉(zhuǎn)移，一旦振動傳到管道的薄弱環(huán)節(jié)，后果更嚴(yán)重。工程實際應(yīng)用證明，前兩種措施不能從根本上解決管道振動問題。因此，可以從增加管道結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的阻尼入手，采用阻尼減振技術(shù)，在不改變原有管道結(jié)構(gòu)、不發(fā)生能量轉(zhuǎn)移的情況下達(dá)到減振的目的。

3.2 管道阻尼減振原理和特點

管道阻尼減振使用的設(shè)備是一種黏滯性管道阻尼器，分為上下兩部分，主要由導(dǎo)桿、活塞、缸體、阻尼孔、阻尼液和密封材料等部分組成。在活塞上設(shè)有阻尼孔，缸體內(nèi)裝有高分子阻尼液。阻尼器在使用過程中，振動管道通過導(dǎo)向桿與阻尼器相連，帶動活塞擠壓阻尼液，產(chǎn)生阻尼，耗散振動能量。阻尼器為液體黏滯性阻尼器，產(chǎn)生的剛度很小，不起支撐作用，它所產(chǎn)生的阻尼力與活塞剪切速度有關(guān)[7–9]。當(dāng)管道振動時，活塞相對缸體做往復(fù)運(yùn)動，產(chǎn)生的剪切阻尼力為

其中F為阻尼器產(chǎn)生的阻尼力；C為阻尼系數(shù)；V為活塞剪切速度；α為速度指數(shù)。

振動管道安裝阻尼器后，管道、阻尼器和原有支撐部分共同組成一個振動系統(tǒng)，可以簡化成如圖5所示的模型，簡化后管道相當(dāng)于一個質(zhì)量塊，受到激勵力、彈性力和阻尼力的共同作用。

選取管道某個振動方向進(jìn)行分析，由牛頓運(yùn)動定律得到管道振動微分方程

圖5 管道振動模型

式中m、c、k分別為系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼和剛度；和x分別為加速度、速度和位移，F(xiàn)為激勵力，w為振動頻率，t為振動時間；方程左側(cè)依次為系統(tǒng)慣性力、阻尼力和彈性力，方程右側(cè)為外界激勵力。可以看出，通過安裝阻尼器，增加管道系統(tǒng)的阻尼力，可以有效地抑制管道振動。

阻尼力的方向總是與管道振動速度方向相反，起阻礙管道運(yùn)動的作用，從而將管道振動的動能轉(zhuǎn)化為熱能耗散，管道的振動將會得到有效控制。而且，阻尼器可以在不停機(jī)的情況下安裝，振動能量也不會轉(zhuǎn)移到其他管道或者附近管道上，最終達(dá)到管道減振的目的。

4 減振方案的模擬仿真及實施效果

4.1 阻尼減振模擬仿真

根據(jù)柱塞泵出口管道三通處的參數(shù)，用SAP2000軟件建立管道模型并劃分網(wǎng)格，根據(jù)現(xiàn)場情況施加約束與簡諧激振力，仿真模擬阻尼減振。在計算過程中，根據(jù)真實情況設(shè)置阻尼器各個參數(shù)，阻尼系數(shù)為137 kN·s/m，阻尼指數(shù)為0.3，剛度取值為137 000 kN/m。

柱塞泵出口管線三通處未加阻尼的模型如圖6所示，與實際情況相符，脈動流體在三通處沖擊管壁，導(dǎo)致整個管線嚴(yán)重晃動。在仿真模擬計算中，施加阻尼器前，整個管道振動非常明顯，其中三通前的水平橫管由于缺少約束振動劇烈。

圖6 管道無阻尼模型位移圖

在管道模型中設(shè)置阻尼器時，阻尼器用字母C表示，設(shè)置好阻尼器各個參數(shù)后，計算得到管道的振動響應(yīng)。通過多次在管道不同處模擬施加阻尼，得到最有效的阻尼器安裝位置，如圖7所示。

圖7 管道有阻尼模型位移圖

在靠近三通處的水平管上設(shè)置一個阻尼器，這樣既能減小水平橫管的振動，也能控制下面豎直管道的振動。通過對比管道模型中施加阻尼前后計算得到的振動數(shù)據(jù)，可以看出黏滯性阻尼器的減振作用非常明顯。在施加阻尼器前，管道的最大振幅高達(dá)1 400 μm；在靠近三通處施加阻尼器后，管道最大振幅降到560 μm，降幅高達(dá)60%。

4.2 阻尼減振方案及效果

根據(jù)SAP2000的仿真結(jié)果，得到了阻尼器的最優(yōu)安裝位置，即在靠近管道三通處安裝一個阻尼器。經(jīng)過對現(xiàn)場管道空間布置的測繪，最終確定阻尼器的安裝方案，阻尼器實際安裝如圖8所示。

圖8 阻尼器實際安裝圖

經(jīng)過現(xiàn)場施工，阻尼器安裝完成，再用振動測量儀對振動管道上五個測點的振動幅值進(jìn)行測量，測點三個方向的振動幅值都有所降低，選取每個測點最大振動方向的振動幅值進(jìn)行前后對比，結(jié)果如表2所示?？梢钥吹?，安裝阻尼器后，測點3最大振幅為276 μm，與安裝前的1123 μm相比，振幅下降75%；而另外幾個測點的振幅都有所下降，降幅均在60%以上。

此次管道阻尼減振效果明顯，經(jīng)改造后，柱塞泵出口管線三通處的振動得到有效控制，整條管線在安全范圍內(nèi)穩(wěn)定運(yùn)行。

表2 管線減振前后最大振動幅值對比

5 結(jié)語

(1)柱塞泵出口管線振動的問題普遍存在，柱塞泵間歇性吸入、排出的工作原理會產(chǎn)生壓力變化的流體，脈動流體沖擊管壁是管線振動的主要原因之一；換熱器管線存在氣液兩相流，也可能是導(dǎo)致管線振動的原因。

(2)利用有限元軟件建立管道模型，計算管道各階模態(tài)和振型，得到共振是管道振動原因的結(jié)論；通過SAP2000軟件仿真模擬阻尼減振，得到最有效的減振方案。

(3)不停機(jī)，不改變柱塞泵出口管道結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)，安裝阻尼器，將管道振動能量轉(zhuǎn)化為熱能耗散，管道的最大振幅由1 123 μm降到276 μm，減振效果非常明顯。

(4)文中的實際工程應(yīng)用證明，黏滯性阻尼器能夠有效減小柱塞泵、換熱器管線的振動，延長管道的壽命，保證化工生產(chǎn)的安全。

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Application of Damping Technique to Vibration Control of Pipelines

YU Dong-dong,HE Li-dong,JI Pei-yao
(Beijing Key Laboratory of Health Monitoring and Self-recovery for High end Mechanical Equipment,Beijing 100029,China)

The vibration problem of a petrochemical enterprise in Cangzhou is studied.A new type of viscous dampers is used to study the damping technique for vibration reduction of pipelines.Through the site inspection and measurement,it is found that the pipeline segment between the plunger pump outlet and the heat exchanger vibrates violently and the maximum amplitude can reach 1 123 μm.Then,the model of this pipeline is established by finite element software and the vibration modes of the pipeline are analyzed.Comparing the results with the actual vibration situation of the pipeline structure,the reason of pipeline vibration is analyzed.Finally,SAP2000 code is used for the simulation of vibration damping so as to optimize the dampers installation scheme.It is found that after the vibration reduction improvement,the maximum amplitude of the pipeline vibration is reduced to 276 μm,the entire pipeline operates stably in the safety frequency range and the safety of the chemical production is ensured.

vibration and wave;pipe vibration;damper;simulation analysis;vibration control

TH457

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.06.037

1006-1355(2017)06-0186-04

2017-03-16

國家重點基礎(chǔ)研究發(fā)展計劃資助項目（973計劃）(2012CB026000)

余棟棟，男(1992-)，湖北省黃石市人，碩士研究生，主要研究方向為管道及旋轉(zhuǎn)機(jī)械振動控制。E-mail:1327521974@qq.com

何立東，男，博士生導(dǎo)師。E-mail:he63@263.ne