管道系统振动分析与工程应用.pdf

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1、收稿日期：20020204文章编号：10050329（2002）10002804管道系统振动分析与工程应用王乐勤何秋良（浙江大学，浙江杭州310027）摘要：阐述了管道振动产生的原因与机理，影响因素以及消减管道振动的技术方法，提出了研究管道振动今后的发展方向。关键词：往复式压缩机；管道；振动中图分类号：TU3113文献标识码：AReciprocating Compressor Pipeline Vibration Analysis and Engineering ApplicationWang LeqinHe QiuliangAbstract：The reason and mechanism

2、of bringing pipeline vibration，the fact of affecting pipeline vibration and technic and methods ofreducing pipeline vibration were explained.In the end，the developmental way to studying pipeline vibration was point out.Keywords：reciprocating compressor；pipeline；vibration1引言管道内的流体在流过管道过程中，由于管路的弯头、管径变

3、化等因素，不可避免地有流速、压头的变化，这样就产生了管道振动问题。如活塞式压缩机、往复泵，由于吸、排量的间歇性和周期性使管流的压力、速度、密度等参数既随位置变化，又随时间变化。管流的压力、速度、密度等参数随时间呈周期性变化的现象称“管流脉动”。管流脉动是引起管道及附属设备振动的主要原因。此外，管道还会受到地震、风力和意想不到的外力瞬时冲击等作用，此时管道就要发生复杂的振动，这些振动将对管道的安全和寿命有一定的影响，严重的情况会造成不可预估的后果。据估计，工业先进的美国过去因管道振动而造成的损失每年达 100 亿美元以上，我国这类事故也经常发生，所以研究管道振动问题以及如何消除或减轻管道振动是一

4、个很有经济效益的课题。早在 20 世纪 50 年代，美国就开始对管道振动问题进行探索研究。20 世纪 70 年代初，苏联的 A 维将金在研究管道振动问题上取得突破性进展，接着由日本的一些学者继续完善，使管道振动问题进入实用阶段。我国在 20 世纪 70 年代中期开始进行管道振动问提的研究，目前已取得较好成果。2管道振动的原因2.1引起管道振动的原因管道及其支架和与之相连结的各种设备或装置构成了一个复杂的机械结构系统，该系统产生振动是由多种原因引起的：一是由于运动机构的动力平衡性差或基础设计不当；二是由于气流脉动；三是共振；另外一个原因可能是管道内流体流速过快产生湍流边界层分离而形成涡流，引起振

5、动。2.1.1动力平衡性差或基础设计不当引起的管道振动一般管路都是和压缩机或泵连接在一起，压缩机和泵在出厂前的动平衡必须满足设计要求，安装应符合安装规范，保证其振动在设计范围之内。因此管道振动往往是基础设计不当造成的。2.1.2气流脉动引起的管道振动气流脉动是引发管道振动的最主要原因，管道输液（气）需通过压缩机或泵加压作为动力，这82流体机械2002 年第 30 卷第 10 期种加压方式是间歇性的，由于间歇加压，管道内的压力在平均值的上、下脉动（或称波动），即产生所谓的压力脉动，管流处于脉动状态。脉动状态的流体遇到弯管头、异径管、控制阀、盲板等管道元件，产生一定的、随时间而变化的激振力，在这种

6、激振力作用下管道和附属设备产生振动。2.1.3共振共振分为两类，一是气柱共振：管道系统内所容纳的气体称为气柱，因为气体可以压缩、膨胀，故可以看作一个类似弹簧的振动系统，具有一系列的固有频率，当往复机激发频率与某阶固有频率相等或相近时，系统即产生对应该阶频率的共振；二是管道机械共振：由管子、管件和支架组成的管道本身也是一个弹性系统。管道系统根据配管情况、支撑的类型和位置，也会有一系列的固有频率，当激发频率与某阶固有频率相等或相近时，便发生管道的机械共振。2.2管道振动的影响因素管道系统一般由多种管件组成。图 1 所示是炼油厂氢气压缩机组管道流程，由图 1 可以看出，缓冲器的容积、设备的布置、管径

7、的大小、支架的位置、管道的走向和造型是影响管道振动的重要因素。图 1压缩机管道流程示意2.2.1缓冲罐容积及位置当气体处于脉动状态时，管内的压力在平均值附近上下波动，压力脉动的强度用压力不均度来表示：=Pmax-PminP0 100%P0=Pmax+Pmin2式中Pmax 不均匀压力的最大值Pmin 不均匀压力的最小值是判别管道设计优劣的重要依据。缓冲罐容积要足够大，同时其位置要尽量靠近气缸。2.2.2管径管径越大，管道端口接收到的速度激发就越小，加大管径能有效地降低压力不均匀度。2.2.3管系造型和支架管系产生振动的内因是气流脉动，外因是管系造型。合理的管系造型设计首先必须避免气柱和管道机械

8、共振。调整设备布置及管道走向可以改变管系的刚度，即管系的固有频率。为了不使管道产生共振，必须使管系的各阶固有频率不接近激发频率。3管道减振技术管道的减振可以通过两个途径来解决：（1）控制管流的压力脉动，使其不产生谐振；（2）调整管系结构的固有频率，使其不产生机械振动。3.1压力脉动的消减3.1.1改变气柱固有频率，避开气柱共振管系气柱固有频率取决于管系的配管方式、长度、管径、容器容积的大小和配置位置、支管长、支管位置、以及流体的种类和温度等等。改变管道和容器的尺寸以及它们的配置方式相对来说是比较容易实现的，工程上采用这种方法较多。在配管设计时，应根据工艺流程做好配管初步设计，应计算管系的气柱固

9、有频率，并通过调整，使之不与激发频率重合以避免气柱共振。3.1.2压力脉动的控制气流脉动的消减关键在于配管的设计，在配管设计阶段，除了满足工艺要求外，还要进行管系配置的充分计算，以便对管系作出最优化选择，如管径、管长、容器体积、连接位置、支管长度、支管位置等的优化选择。此外还要进行气流脉动响应计算，找出压力脉动不均匀度沿管线的分布规律，必须使其都在允许范围之内。压力脉动的控制比较复杂，除反复计算、合理调整外，尚须在系统的适当位置正确配置缓冲器、孔板、支管、集管器的元件，或者在某些部位设置诸如液流消振器、消振簧、储能器等装置，以消减或抑制压力脉动。消振设备有以下几种：（1）消振器设置缓冲器是降低

10、压力脉动最有效的措施，缓冲器有两中类型：一种是单容器缓冲器，如图 2所示；另一种是由两个容器串接组成的型滤波器，如图 3 所示。两种缓冲器在总容积相等的情况下使用型滤波器前的压力要高出单容器缓冲器的 1 倍，而器后的脉动压力约是单容器的一半。所以两种缓冲器的选用要看主要是消减器前92Vol.30，No.10，2002FLUID MACHINERY的脉动还是消减器后的脉动。图 2单容器缓冲器图 3型滤波器缓冲器缓冲器的消振效果取决于缓冲器容积的大小和是否足够靠近气缸。安放在气流脉动发源处，即靠近压缩机气缸处的缓冲器是简单而有效的消振措施。远离气缸的缓冲器往往起不到预期的缓冲效果。为此，使用缓冲器

11、时，一方面应尽可能做到缓冲器容积应足够大，工程应用中一般取缓冲器容积比气缸每行程容积至少大 10 倍；另一方面使安装位置足够靠近气缸。缓冲器进、出口位置的选择对消振效果有很大影响。如图 4 所示。图 4缓冲器进、出口位置对消振效果的影响实践表明图 4（a）消振效果不显著；图 4（b）消振效果比图 4（a）提高 15%20%；图 4（c）消振效果比图 4（b）提高 2 3 倍。（2）孔板消振增加孔板也是很有效的减振措施。当缓冲器没有紧靠气缸，缓冲效果不理想时，特别是气缸与缓冲器间连接管为共振管长时，在缓冲器法兰处安装恰当尺寸的孔板可以增强缓冲效果。但是应注意，孔板的安装位置非常重要，孔板应安装在

12、足够大的容器进、出口法兰处，孔板远离容器时，不再形成无反射的条件，只是一个单纯的局部阻力元件，无法起到消振作用。因此，没有缓冲罐而单独使用孔板将无法起到消振作用。（3）衰减器消振在缓冲器内插入多孔管，使气流全部或部分从诸小孔穿过可以很有效地降低气流脉动，这种多孔管的设计和配置通常都采用实验试凑法制作，目前尚无定型产品。（4）集管器消振如图 5 所示，集管器消振是由几台并联运行的压缩机排气管汇合于总管（称为集管）而消振的。图 5集管器集管器的通流面积应大于进气管通流面积总和的 3 倍。使用集管器，各路脉动量可相互抵消，从而降低气流的脉动量。气流脉动量有时会互相加强，有时会互相减弱，这取决于各路相

13、位是否一致，如果一致则加强，相反就减弱。当集管器的设计尺寸不当时，会出现强烈振动。对于改造项目而言，集管器的使用往往涉及到流程及仪表等方面的改变，实施起来有一定困难。（5）穿膛式液流脉动消振器穿膛式液流脉动消振器是一个效果优良的消振装置。由立空腔圆筒和滤波管两部分组成。空腔圆筒上面部分充满气体，下面部分液流穿膛而过（所充气体不得与液体起化学反应），穿膛式液流脉动消振器的消振机理是隔振型的。充入的气体提供了极柔软的弹簧作用，使后继管内的液柱与振源隔离，滤波管对脉冲液流起着良好的抑制作用，后继管液流脉动是典型的受迫振动。避开共振，使振动处于高频域内是消振器设计的一个关键。为使消振器有较好的消振效果

14、，应使固有频率远比激发频率低，同时应使消振器尽可能地靠近泵的刚体。3.2消减管系结构振动的措施（1）控制管系的固有频率：对于低温管道进行配管设计时，一般控制其固有频率为 20Hz；对于高温、高压管道进行配管设计时，一般控制其固有频率为 10Hz。（2）修改结构参数：改变结构参数可以改变结构的固有频率达到减振目的。（3）减小弯头数和加大管道转弯角度：在压缩机管系的运行中，其激振力主要产生于弯头和异径管的接头处，因此在管道的按装中应尽量减少弯头的使用，使管道走向平直，以减少激振力数目，又因弯管处的激振力与转弯角度相关，减小转弯角度可以增强减振效果。（4）调整支承位置和支承刚度：适当调整支承位置和支

15、承刚度，使管系各阶固有频率避开激发03流体机械2002 年第 30 卷第 10 期频率，以避免机械共振的发生。（5）采用管道减振器或液压式阻尼器。3.3工程应用南京金陵石化公司的 2D6.5 型石油气压缩机管道系统压力高、振动强烈，且石油气是易燃、易爆气体，如果管道系统振动强烈，将给安全生产带来隐患。采用增加缓冲器、改变管道走向，增加支承个数以及刚度等方法来消减管道振动，取得了良好的效果。该管道系统四级管系结构如图 6 所示。利用小波动理论计算的压脉动值见表 1，主管道的最大压力脉动值为 46.9%，在节点 10 取得，由此可知，管道振动相当严重。表 1原四级管系各节点压力脉动值主管道节点号（

16、%）443.9543.9642.1729.6846.5912.81046.91119.61243.01337.11432.21545.41643.7171.23181.28191.31支管道节点号（%）13.1123.0933.09图 6D6.5 型压缩机管道结构改变管道走向，加添 1/4 波长管均可降低气流脉动。1/4 波长管可以起到动力吸振器的作用，是消减气流脉动的一个有效措施。对图 6 所示的 2D6.5 型压缩机管道四级管系结构进行了优化设计，优化后的管道结构如图 7，利用小波动理论计算的压力脉动值见表 2。由表 2 可知，主管道的最大压力脉动值为 3.09%，在节点 13 取得。由此

17、可见，优化方法是切实可行的。图 7优化后的 2D6.5 型压缩机管道结构表 2优化后的四级管系各节点压力脉动值主管道节点号（%）102.37112.18122.42133.09142.49152.15162.39170.49182.50192.25203.03212.96222.08232.11240.02250.03260.07270.00支管道节点号（%）17.5926.5135.3443.8154.704结束语管道振动是一个相当复杂的问题，有待于进一步探索研究。如：（1）对不同管道系统计算模型和计算方法进行对比分析，建立更加合理的力学模型，提出更加精确、符合实际问题的计算方法。（2）对影

18、响管道系统的各种参数进行综合分析、比较，确定影响管道系统动态特性的主要参数及其影响规律。（3）应用优化理论进行管道系统分析与设计，编制相应的程序软件。（4）根据管道减振技术的研究成果及工程实践建立控制管道振动的有关标准。参考文献1 党锡淇，陈守五主编.活塞式压缩机气流脉动与管道振动 M.西安交通大学出版社，1984.2 党锡淇，黄幼玲.工程中的管道振动问题 J.力学与实践，1993，15（4）.（下转第 42 页）13Vol.30，No.10，2002FLUID MACHINERY任意频率点进行有效值捕捉的功能，方便用户对所需频率点进行频谱分析。图 4绝对值电路3.3绝对值电路的工作原理NY特

19、殊频率点对应定时器初值计算频谱显示通频和对应频率点的振动有效值的提取常用频率点对应定时器初值计算常用频率点频谱分析？转子转动频率求取图 5硬件频谱分析软件流程衡量振动大小有多种指标，既可以用峰峰值或半峰值来表示，也可以用有效值来表示。从物理上讲有效值反映了振动能量的大小，而振动能量的大小表征了振动对机器的危害程度，因此频谱分析时，采用有效值来表征振动的大小就显得比较合理。要得到振动信号的有效值必须对信号进行整流，为了提高测量精度，系统中采用了可对微电压进行整流的绝对值电路4。其电路如图 4所示，OP 放大器 A1起到负输出理想二极管电路的作用，A2为 2:1 比率的加法器，当正半周输入时，A1

20、输出为被倒相ei，与ei反相相加后的输出eo=-（ei-2ei）=+ei。因为 R3:R4=2:1，所以-2ei可看作等效的 2 倍输入电压。负半周输入时，A1被断开，eo=-（-ei-0）=+ei，输入信号被原样通过。R1、R3决定输入电阻，由于要求扫描的信号频率是 1Hz 1kHz，频率不是很高，R1、R3的取值可取为 15k。其它电阻的取值分别为R2=10k，R4=7.5k，R5=10k，此时电路的增益为 A=R5/R3=1。电容器 C1在进行全波整流时起到平滑电容的作用。该电路是理想二极管电路的应用实例之一，可以对微小电压进行准确的整流。3.4硬件频谱分析的软件流程硬件频谱分析的软件流

21、程如图 5 所示。4结束语微速差双转子系统智能化整机动平衡仪的频谱分析是按照本文介绍的方法实现的。实践证明这种频谱分析法具有内存开销小，硬件电路简单，实现方便的优点，能满足动平衡仪进行简单频谱分析的需要。参考文献1 沈庆根.化工机械故障诊断技术 M.杭州：浙江大学出版社，1994.2 孙肖子.实用电子手册模拟电路分册 M.北京：高等教育出版社，1991.3 孙隆庆.频谱分析与频谱测量 M.北京：人民邮电出版社，1984.4 常玉燕.日本电子电路精选 M.北京：电子工业出版社，1989.作者简介：张志新，男，1974 年生，工学博士，讲师，主要从事旋转机械的故障诊断，旋转机械的现场整机动平衡原理

22、研究及智能动平衡仪器的开发，过程装备的自动控制原理和方法研究工作。通讯地址：310027 浙江杭州浙江大学化机研究所。（上接第 31 页）3 王玉亮.往复式压缩机管道振动的防振设计探讨J.石化技术，2000，7（2）.4 周云，刘季.管道振动及其减振技术 J.哈尔滨建筑工程学院学报，1994，27（5）.5 曹蜀.往复式压缩机管道的防振设计 J.石油化工设计，1998，15（4）.6 王贵华，陈永进.往复式压缩机超高压管道的振动分析与消减措施 J.石油化工设计，1998，15（1）.7 梁清香等.压缩机管道系统降低气流脉动的优化设计 J.太原重型机械学院学报，2000，21（2）.作者简介：王乐勤，56 岁，教授，博士生导师，中国流体工程学会常务理事，从事流体机械与控制工程的优化设计与应用研究。通讯地址：310027 浙江杭州浙江大学化工机械研究所。24流体机械2002 年第 30 卷第 10 期