EVA 裝置超高壓壓縮機(jī)出口管振動(dòng)分析及結(jié)構(gòu)改造

王海燕

（大慶石化工程有限公司，黑龍江大慶 163714）

0 引言

2020 年以前，我國(guó)EVA 樹(shù)脂（乙烯-醋酸乙烯共聚物）進(jìn)口依存度始終維持在60%以上，國(guó)內(nèi)對(duì)國(guó)產(chǎn)EVA 樹(shù)脂替代進(jìn)口的需求不斷增大。EVA 裝置指用于生產(chǎn)EVA 的裝置設(shè)備組，其提升產(chǎn)能的核心設(shè)備是超高壓壓縮機(jī)[1]。由于聚合反應(yīng)率只有10%～30%，超高壓壓縮機(jī)所處理的氣量比高壓壓縮機(jī)的工作壓力大3～4 倍左右，因此，排氣壓力通常在100 MPa 以上[2]。超高壓壓縮機(jī)出口管的振動(dòng)將促使裝置的管路附件產(chǎn)生疲勞破壞，長(zhǎng)期使用將導(dǎo)致包含出口管在內(nèi)的全管路管線開(kāi)裂、損壞，致使測(cè)量計(jì)、閥門(mén)等部件損壞，受高溫高壓的工作環(huán)境及內(nèi)含易燃易爆氣體等因素的影響，管路及部件的損壞極易造成生產(chǎn)安全事故。因此，對(duì)其出口管的振動(dòng)情況及其原因進(jìn)行分析進(jìn)而改善管路結(jié)構(gòu)，對(duì)設(shè)備投產(chǎn)具有積極重要意義。

本文以某石化企業(yè)EVA 裝置核心壓縮機(jī)C1202 為例，針對(duì)其出口管振動(dòng)進(jìn)行分析，并提出結(jié)構(gòu)減振方案，對(duì)該方案進(jìn)行測(cè)試、驗(yàn)證有效。對(duì)于解決超高壓壓縮機(jī)出口管振動(dòng)問(wèn)題具有一定參考意義，有助于在維持設(shè)備正常運(yùn)轉(zhuǎn)的同時(shí)，保障設(shè)備使用的安全性。

1 EVA 裝置超高壓壓縮機(jī)出口管道參數(shù)及振動(dòng)情況

以C1202 一級(jí)出口管為例，主軸轉(zhuǎn)速200 r/min，管道材料為調(diào)制鋼，管內(nèi)介質(zhì)為乙烯，出入口管的相關(guān)參數(shù)如表1 所示。

表1 出入口管的相關(guān)參數(shù)

超高壓壓縮機(jī)C1202 工作時(shí)，存在肉眼可見(jiàn)的振動(dòng)情況，分別在一級(jí)出口管氣缸處、彎頭中間、靠近地面處取3 個(gè)測(cè)試點(diǎn)，測(cè)量其振動(dòng)情況。測(cè)量發(fā)現(xiàn)，彎頭處的振速及振幅均最大。連接設(shè)備的出口管道內(nèi)含有高溫乙烯可燃?xì)怏w，振動(dòng)數(shù)據(jù)超標(biāo)將導(dǎo)致設(shè)備連接結(jié)構(gòu)產(chǎn)生疲勞甚至損壞，影響主機(jī)順利運(yùn)轉(zhuǎn)，引發(fā)一系列危險(xiǎn)性連鎖反應(yīng)[3]。因此，及時(shí)發(fā)現(xiàn)振動(dòng)強(qiáng)烈的出口管并展開(kāi)振動(dòng)原因分析，進(jìn)而進(jìn)行重點(diǎn)部分的針對(duì)性結(jié)構(gòu)改造，對(duì)減少生產(chǎn)事故具有重大意義。

2 振動(dòng)原因分析

2.1 設(shè)備工作振動(dòng)原因分析

（1）超高壓壓縮機(jī)內(nèi)部介質(zhì)以氣體為主，工業(yè)應(yīng)用中常見(jiàn)介質(zhì)為乙烯。由于其傳輸方式為間歇式，即壓縮機(jī)氣缸需經(jīng)歷吸氣、排氣過(guò)程將介質(zhì)由低壓狀態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)楦邏籂顟B(tài)、由較低流速轉(zhuǎn)變?yōu)檩^高流速[4]。該過(guò)程產(chǎn)生氣脈流動(dòng)，在出口管內(nèi)形成整體氣柱，將壓縮機(jī)振動(dòng)傳送到出口管中，出口管壁改變脈動(dòng)流體的壓力，在彎頭、閥門(mén)等節(jié)點(diǎn)部位形成周期性激振力，導(dǎo)致出口管振動(dòng)；加之管道振動(dòng)反作用于出口管內(nèi)的流體，從而產(chǎn)生耦合振動(dòng)。C1202 出口管內(nèi)壓力高達(dá)120 MPa，乙烯氣柱在高壓下沖擊彎頭管壁，管道必然產(chǎn)生激烈振動(dòng)。

（2）超高壓壓縮機(jī)工作會(huì)產(chǎn)生高溫，考慮存在熱脹冷縮的物理影響，出口管通常采用活動(dòng)支撐。雖然C1202 出口管材料為調(diào)制鋼，屈服強(qiáng)度、抗拉強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度相對(duì)較強(qiáng)，但其出口管約束較少，亦容易產(chǎn)生振動(dòng)。

2.2 壓縮機(jī)出口管模型分析

模擬建立如圖1 所示的出口管振動(dòng)模型。

圖1 模擬振動(dòng)出口管模型

理論上，壓縮機(jī)的激振頻率計(jì)算公式為：

式中 n——電機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min

k——壓縮機(jī)氣缸作用方式（單作用時(shí)值取1，雙作用時(shí)值取2）

m——激發(fā)的諧波階數(shù)

壓縮機(jī)C1202 為單作用方式，此處k=1。根據(jù)C1202 的相關(guān)參數(shù)，得到壓縮機(jī)的激振頻率≈3.333 Hz。當(dāng)m=7 時(shí)，計(jì)算得到f=3.333×7=23.331 Hz；當(dāng)m=9 時(shí)，計(jì)算得到f=3.333×9=29.997 Hz。

利用Ansys 分析得到出口管的固有頻率，前10 階固有頻率詳見(jiàn)表2。

表2 出口管固有頻率 Hz

將m=7、m=9 時(shí)計(jì)算得到的f 與固有頻率進(jìn)行比對(duì)，可見(jiàn)出口管的固有頻率與壓縮機(jī)C1202 的激振頻率成倍頻或接近倍頻的關(guān)系。工程中，激振頻率的共振區(qū)間在0.8f～1.2f，固有頻率越接近激振頻率，振動(dòng)表現(xiàn)越強(qiáng)烈。該出口管的7 階固有頻率、9階固有頻率落在壓縮機(jī)C1202 的共振區(qū)內(nèi)，兩者形成強(qiáng)烈共振，此時(shí)測(cè)試點(diǎn)的振動(dòng)位移最大。經(jīng)測(cè)量，該振動(dòng)情況與現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際情況相符。

3 結(jié)構(gòu)減振改進(jìn)方案

對(duì)設(shè)備運(yùn)行中由于作用力激勵(lì)產(chǎn)生的管道振動(dòng)，可通過(guò)減少氣流脈動(dòng)、抑制振源振動(dòng)兩種路徑達(dá)成減振目的，具體方案如下：

（1）降低管道內(nèi)介質(zhì)的壓力，根據(jù)實(shí)際使用的需求設(shè)置壓縮介質(zhì)的進(jìn)口流量。

（2）在振動(dòng)情況嚴(yán)重的管道部分設(shè)置緩沖器，如已存在緩沖器，測(cè)量并調(diào)整緩沖器的位置。

（3）在管道的特定位置設(shè)置固有頻率不同的孔板，用以保持運(yùn)行中管道的固定，增加對(duì)出口管的支撐，或改變支座方式。

（4）改變管道的結(jié)構(gòu)布置或連接的管道尺寸。

（5）增加阻尼減振器。

根據(jù)出口管道系統(tǒng)的有限元方程[5]：

其中，[M]、[C]、[K]為出口管結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣及剛度矩陣，{}、{}{μ}為出口管結(jié)構(gòu)中節(jié)點(diǎn)的加速度、速度及位移的n 階向量；{F（t）}是以時(shí)間t 為變量的載荷函數(shù)，即出口管道承受的激振力列向量。設(shè)備未運(yùn)行時(shí)，出口管內(nèi)無(wú)激振力，此時(shí){F（t）}=0。

由上述分析可知，管控出口管振動(dòng)可通過(guò)調(diào)節(jié)管道結(jié)構(gòu)的質(zhì)量、阻尼或剛度矩陣完成。對(duì)已經(jīng)成型的出口管結(jié)構(gòu)，難再改變其質(zhì)量矩陣；增加剛性支撐，則無(wú)法消耗振動(dòng)產(chǎn)生的能量。根據(jù)能量守恒定律，剛性支撐可能導(dǎo)致能量轉(zhuǎn)移，由于轉(zhuǎn)移量不確定及過(guò)程中存在其他不可控因素；加之實(shí)際生產(chǎn)需求，不適宜改變投產(chǎn)進(jìn)口流量，因此，在避免減振措施帶來(lái)負(fù)面影響、減少能源損耗的前提下，可采用出口管阻尼減振技術(shù)來(lái)減少出口管的振動(dòng)。

4 阻尼減振方案

管道阻尼器是一種柱狀孔隙式阻尼裝置，分類較多。根據(jù)流體運(yùn)動(dòng)的特性，可選用粘滯型管道阻尼器，在其活塞上設(shè)置小孔，缸筒內(nèi)置阻尼介質(zhì)，當(dāng)流體通過(guò)節(jié)流孔時(shí)會(huì)產(chǎn)生節(jié)流阻力，進(jìn)而減少振動(dòng)。

阻尼減振器產(chǎn)生的阻尼力為[6]：

式中 F——阻尼器產(chǎn)生的阻尼力

C——阻尼系數(shù)

v——活塞剪切速度

α——速度指數(shù)

阻尼系數(shù)C 越大，阻尼力F 越大[7]，其關(guān)系曲線如圖2 所示：

圖2 阻尼力F 與阻尼系數(shù)C 的關(guān)系曲線

由圖2 可知，出口管振動(dòng)的結(jié)構(gòu)改造應(yīng)選擇阻尼系數(shù)較大的阻尼器，以增加阻尼力、提升減振效果。

安裝阻尼器后，振動(dòng)出口管、阻尼器及支撐結(jié)構(gòu)形成一套系統(tǒng)（圖3）。

圖3 出口管振動(dòng)改進(jìn)模型

圖4 阻尼器安裝示意

簡(jiǎn)化后的超高壓壓縮機(jī)出口管相當(dāng)于一個(gè)質(zhì)量塊，受到由氣脈流動(dòng)、共振等產(chǎn)生的激振力，彈性力及阻尼力的共同作用。對(duì)出口管振動(dòng)方向之一簡(jiǎn)要分析，根據(jù)牛頓運(yùn)動(dòng)定律，出口管振動(dòng)的微分方程為[8]：

根據(jù)超高壓壓縮機(jī)C1202 的參數(shù)，用SAP2000 建立出口管模型，得出：結(jié)構(gòu)系統(tǒng)未增加阻尼器時(shí)，其出口管在高壓120 MPa下彎頭處的剛度最差，振動(dòng)位移最大。

基于現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際情況，選取M、L、K 三處作為測(cè)試點(diǎn)，要該結(jié)構(gòu)系統(tǒng)安裝兩個(gè)阻尼器，以增加設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性。安裝后，對(duì)出口管改造結(jié)構(gòu)系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試。

5 測(cè)試結(jié)果

對(duì)出口管結(jié)構(gòu)系統(tǒng)進(jìn)行改造，選擇阻尼系數(shù)較大的粘滯阻尼器分別安裝在A、B 兩處，開(kāi)啟設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)并測(cè)試數(shù)據(jù)情況。將安裝阻尼器后的M、L、K 三個(gè)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)數(shù)據(jù)，與未安裝阻尼器時(shí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行比對(duì)（表3）。

表3 安裝阻尼器前后3 個(gè)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)數(shù)據(jù)

由表2 可以得出，安裝阻尼器前，結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的彎頭部位振動(dòng)明顯，振動(dòng)速度及振幅均較大；增加阻尼器進(jìn)行結(jié)構(gòu)改造后振速及振幅均明顯下降，降幅分別高達(dá)75%和66%。因此有效抑制了該設(shè)備的振動(dòng)情況。

6 結(jié)束語(yǔ)

超高壓壓縮機(jī)出口管振動(dòng)是普遍存在的現(xiàn)象，利用有限元分析、模態(tài)分析等方法得到出口管固有頻率及共振模態(tài)，對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析后得出振動(dòng)原因?yàn)楣軆?nèi)介質(zhì)的氣脈流動(dòng)及耦合共振。針對(duì)振動(dòng)原因提出可行性改善方案，對(duì)已安裝的設(shè)備出口管進(jìn)行阻尼減振處理。通過(guò)安裝粘滯性阻尼器，在設(shè)備安全運(yùn)轉(zhuǎn)中增加阻尼力，降低出口管激振力，能夠有效耗散掉管道振動(dòng)的能量，同時(shí)不產(chǎn)生附加應(yīng)力。通過(guò)對(duì)出口管結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的改造，振速最高降低了75%、振動(dòng)幅度最高降低了66%，提高出口管結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的穩(wěn)定性，在一定程度上延長(zhǎng)了EVA 裝置超高壓壓縮機(jī)設(shè)備的使用壽命，提升設(shè)備投產(chǎn)的安全系數(shù)。