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1 問題引出

管道振動的類型及原因較多，離心壓縮機葉片擴壓器壓力脈動也會引起管道高頻振動。

離心壓縮機是一種葉片旋轉式機械。氣體經(jīng)過其吸氣室吸入，通過葉輪對氣體做功，使氣體壓力、速度、溫度提高，然后進入擴壓器，將氣體動能轉化為壓力能，使氣體速度降低、壓力升高。離心壓縮機的擴壓器可分為有葉擴壓器和無葉擴壓器兩種。與葉片擴壓器相比，無葉擴壓器的結構簡單，造價低，性能曲線平坦，穩(wěn)定工作范圍大;缺點是氣體流動路程較長，摩擦損失較大，其工作效率比葉片擴壓器低。葉片擴壓器有擴壓程度大、尺寸小的優(yōu)點，在設計工況下，損失比無葉擴壓器小，效率較高;缺點是由于葉片的存在，變工況時沖擊損失大，效率下降較多。

隨著石化、化工等行業(yè)裝置規(guī)模的不斷擴大，為了提高離心壓縮機的工作效率，壓縮機的擴壓器較多采用葉片擴壓器。而葉片擴壓器壓力脈動易誘發(fā)管道產(chǎn)生高頻振動。

2 實例介紹

下面通過兩個大型離心壓縮機管道實例，闡述由于有葉擴壓器壓力脈動引發(fā)管道高頻振動現(xiàn)象。

2.1 實例1

該離心壓縮機機型為整體式齒輪壓縮機，由四級葉輪組成，其中葉輪葉片數(shù)為13個，擴壓器為葉片擴壓器。機組額定轉速為6042 rpm。在開車時各級出口管道發(fā)生程度不同的高頻振動，經(jīng)測試發(fā)現(xiàn)主要振動頻率為葉片通過頻率(即13倍的額定轉速)，對此振動問題設備制造商經(jīng)過多次改進處理，最后采取的措施是將有葉擴壓器改為無葉擴壓器，管道振動幅值減少非常明顯。圖1、圖2為測得的高頻振動功率譜及振動速度頻譜圖。

圖1 速度信號高頻部分細化功率譜圖

圖2 振動速度頻譜圖

2.2 實例2

該離心壓縮機機型為MCO1404，壓縮機額定轉速為4900 rpm，葉輪葉片數(shù)為13個，葉片通過頻率BPF為1061.7 Hz，進口導葉為12個，擴壓器葉片為22個。運行時出口管路處出現(xiàn)較大振動。管道振動的最后解決方案依然是把葉片擴壓器改為無葉擴壓器，修改前后測試點振動數(shù)據(jù)見表1。測試點的振動速度為不同運行工況下采集所得，從表1可知，流量小則振動速度小，無葉擴壓器下的振動速度比任何流量下的有葉擴壓器振動速度低，效果非常明顯。測點7處測得的震動頻率譜圖見圖3。

圖3 測點7處振動頻譜圖

表1 不同流量和不同擴壓器下測點的振動速度表

3 問題處理

兩個實例均說明管道的高頻振動原因是離心壓縮機的擴壓器壓力脈動誘發(fā)了管道高頻振動。在管道振動早期，由于沒有對擴壓器葉片脈動引起注意，主要對管道結構進行優(yōu)化，例如對管壁加厚、更換管道材料、增設限位支架等來提高管道強度及剛度的改進措施，但均未取得實質(zhì)效果，不能解決管道嚴重的高頻振動問題。最后把原來常規(guī)葉片擴壓器取消，改為無葉擴壓器，機組效率降低約3%～5%。為保證機組效率，后來改用半高葉片擴壓器，基本成功解決管道振動及效率降低的問題。

基于此修改方案可有效解決該類問題的情況，有必要研究擴壓器對管路振動的影響，經(jīng)大量調(diào)研發(fā)現(xiàn)，在大型離心壓縮機組中，由葉片擴壓器非定常流場產(chǎn)生的壓力脈動誘發(fā)的管路振動問題十分突出。擴壓器葉片結構形式的不同，可大幅影響因轉定子耦合引起的壓力脈動的大小，對此需要進行深入的非定常流場分析及管路振動分析。

從管道振動技術資料的調(diào)研中發(fā)現(xiàn)，離心壓縮機管道振動大都為高頻振動，其頻率為葉輪葉片通過頻率，幅值主要與葉輪葉片和擴壓器葉片之間的距離有關，距離越小，激勵幅值越大，反之亦然。國外解決此類問題同樣主要是改動擴壓器葉片，即把有葉擴壓器改為無葉擴壓器，或者在管道內(nèi)加入阻尼材料。德萊賽蘭(Dresser Rand)公司采取了一種基于聲場的全新方法，在擴壓器上加入聲學管道，不但能成功解決管道振動問題，還可大幅減少壓縮機噪聲。

從結構和聲學兩方面研究，離心壓縮機系統(tǒng)的管壁振動可歸結為:①由于出口壓力脈動激起了結構共振;② 聲學共振引起了巨大的激振力;③非聲學和結構共振的強迫結構振動。研究顯示，后一種振動是最有可能的破壞機理，也可能有一些共振，但是葉片通過頻率的高幅值是管道振動的主要激勵源。

研究無葉擴壓器對脈動和管道振動的影響，并與葉片擴壓器進行對比，見圖4和圖5。

圖4 不同入口流量，有葉與無葉壓縮器下的振動值

圖5 有葉和無葉擴壓器下的最大振動值

從圖中可知，改用無葉擴壓器可大幅減少管道振動，使其降到可接受范圍內(nèi)。

4 問題分析

為更準確地體現(xiàn)管道在高頻激勵下的振型，利用有限元軟件ANSYS進行管道的模態(tài)分析。

選取某PTA機組二級出口管路，為計算管路的高頻振型，即圓柱殼形式的固有頻率，對出口管路進行了部分簡化，管路模型的直徑為900 mm，長度900 mm，壁厚選用兩種，分別為10 mm和12 mm。約束方式為兩端固定。二級出口管路模型及簡化的有限元模型見圖6。

圖6 二級出口管道模型圖及簡化的管道有限元模型圖

分析發(fā)現(xiàn)，在葉片通過頻率1682.4 Hz附近發(fā)現(xiàn)有非常密集的頻率出現(xiàn)，據(jù)圓柱殼的固有頻率特性來看，在管道直徑方向有節(jié)徑概念，長度方向有軸向半波數(shù)的概念。如果管壁振型與管道內(nèi)的聲學固有頻率振型正好耦合，將對管路產(chǎn)生極為不利的影響。

圖7是周向節(jié)徑為i=6、軸向半波數(shù)是j=5的管壁振型，頻率為1686.2 Hz，管壁振型十分明顯。

在PTA二級出口管路破壞的初期，對管道的結構進行了多次修改，其中就包括對PTA二級出口管路進行增加管壁厚度的做法，壁厚改為12 mm。同樣對修改后的管路進行模態(tài)分析，長度方向與直徑尺寸相同，取為900 mm，約束方式為兩端固定。從圖8可看出，對于周向節(jié)徑為i=6、軸向半波數(shù)j=5的管壁振型，加厚的管道結構頻率為1873.6 Hz，比同樣為i=6，j=5的原始設計的管壁振型頻率增加了187.4 Hz。雖然加厚了管道壁厚，但是在葉片通過頻率附近還是有相應的振型出現(xiàn)。圖9是周向節(jié)徑i=8、軸向半波數(shù)j=4、頻率為1669.7 Hz的管壁振型;圖10是周向節(jié)徑i=11、軸向半波數(shù)j=1、頻率為1694 Hz的管壁振型。

從上述分析中可以看出，對管道壁厚進行加厚處理很難避免不與激勵源發(fā)生干涉，而且從現(xiàn)場試驗及對國內(nèi)外大量技術調(diào)研中也證實該類做法很難起到消除管道振動的作用。

5 消除管道振動的方法

(1)有效的方法之一是減少壓力脈動幅值，直接的方法就是移除擴壓器葉片，這可大幅度減少葉片通過激勵的幅值。

圖7 D900×10管段的管壁振型(i=6，j=5，頻率1686.2 Hz)

圖8 D900×12管段的管壁振型(i=6，j=5，頻率1873.6 Hz)

圖9 D900×12管段的管壁振型(i=8，j=4，頻率1669.7 Hz)

圖10 D900×12管段的管壁振型(i=11，j=1，頻率1694 Hz)

(2)加強管道剛度，改變出口管道的結構自然頻率，主要是葉片通過頻率附近的管壁振型，可以靠加厚管壁或者局部剛化來達到效果，但由于該處頻率非常密集，效果欠佳。且修改只是改變了管壁自然頻率，聲學自然頻率依然會被葉片通過頻率激起。從其他文獻來看，該方案并不可取。

(3)增加內(nèi)部剛性或增加內(nèi)部分流器來同時改變結構自然頻率和聲學自然頻率。在壓縮機出口處的管道中焊接交叉板，能大幅增加管道的聲學自然頻率，而且管壁的自然頻率也得到提高。

(4)在管道中考慮增加約束層阻尼，減少共振響應。

6 結語

管道振動破壞的激勵源為葉輪與擴壓器葉片互相耦合引起，激勵頻率為葉片通過頻率;振動機理為葉片通過激勵與聲學固有頻率發(fā)生共振 ，在壓縮機內(nèi)部及管道內(nèi)部葉片通過激勵幅值大幅增加(類似于功率放大器)，與出口管路耦合產(chǎn)生高頻共振/強迫的管壁振動，導致管路本身及附著件振動破壞。

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