郝春哲 戴凌漢 錢才富 裴 然

(1．北京化工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院；2. 哈爾濱工程機(jī)械制造有限責(zé)任公司)

往復(fù)式壓縮機(jī)管路振動與疲勞分析及減振方案研究

郝春哲*1戴凌漢1錢才富1裴 然2

(1．北京化工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院；2. 哈爾濱工程機(jī)械制造有限責(zé)任公司)

運(yùn)用管路氣柱分析軟件Bently PLUS對某往復(fù)式壓縮機(jī)管路系統(tǒng)的氣柱進(jìn)行聲學(xué)模擬，應(yīng)用管路應(yīng)力分析軟件CAESARII對管路進(jìn)行靜態(tài)分析和疲勞應(yīng)力分析。研究發(fā)現(xiàn)，該管路系統(tǒng)不滿足管道振動和疲勞強(qiáng)度要求，為此，用支架或緩沖罐等對其進(jìn)行減振，分析后發(fā)現(xiàn)管路支架可以改變管系的固有頻率、減小振動位移和降低動態(tài)疲勞應(yīng)力；而添加緩沖罐可以改變管路氣柱的模態(tài)，使管路氣柱共振頻率避開激振的共振頻率范圍，從而有效減小壓力脈動，降低管路振動水平。

往復(fù)式壓縮機(jī) 靜態(tài)分析 疲勞應(yīng)力分析 PLUS氣柱模擬 CAESARII 減振

往復(fù)式壓縮機(jī)已經(jīng)成為化工、石油、礦山、冶金和國防工業(yè)中不可缺少的關(guān)鍵設(shè)備。壓縮機(jī)在工作過程中，活塞運(yùn)行速度不均勻，管道內(nèi)吸、排氣的氣流速度與壓力會發(fā)生周期性變化，脈動的氣流在管路彎頭及閥門截面等處會產(chǎn)生周期性激振力，對管路系統(tǒng)及其附件產(chǎn)生疲勞破壞，造成連接件的松動甚至出現(xiàn)管件裂紋，輕則導(dǎo)致管線泄漏，重則造成火災(zāi)、中毒及爆炸等惡性事故，危害極大。往復(fù)式壓縮機(jī)及其管網(wǎng)振動問題的研究對壓縮機(jī)的安全、可靠運(yùn)行意義重大，因此也備受關(guān)注。

我國在壓力管道的疲勞壽命安全評估、管道的動態(tài)特性模擬、模態(tài)分析及振型計算等方面取得了重要的研究成果[1]。劉向偉等對空調(diào)管路進(jìn)行了有限元分析，對管路進(jìn)行了模態(tài)求解和疲勞壽命分析[2]；姜洋算出空冷器集合管的使用壽命[3]；郭文濤和肖明鑫提出了往復(fù)式壓縮機(jī)管路振動的分析思路[4]。

筆者對某往復(fù)式壓縮機(jī)出口管道的振動和由此引起的疲勞進(jìn)行詳細(xì)分析，并提出減振措施，目的是為提高往復(fù)式壓縮機(jī)輸氣管路系統(tǒng)的安全性提供參考。

1 管路結(jié)構(gòu)參數(shù)與排布

筆者研究的往復(fù)式壓縮機(jī)輸氣管路排布、節(jié)點(diǎn)號和管段尺寸如圖1所示，管子特性參數(shù)如下：

材料 10#鋼

直徑 33.7mm

厚度 3.2mm

在20℃下許用應(yīng)力 112MPa

圖1 管路系統(tǒng)圖

筆者選擇API618標(biāo)準(zhǔn)中的分析方法3對管路進(jìn)行靜力分析、管路氣柱聲學(xué)模擬分析(氣柱模態(tài)分析、壓力脈動分析)和動力分析(管路模態(tài)分析、諧波分析)。管路分析遵循工藝管道規(guī)范ASME B31.3。往復(fù)式壓縮機(jī)管路振動分析流程如圖2所示[4]。

圖2 往復(fù)式壓縮機(jī)管路振動分析流程

2 管路振動分析

2.1管路靜力分析

根據(jù)管路參數(shù)應(yīng)用CAESARIIV6.1軟件建立如圖1所示模型。由于往復(fù)式壓縮機(jī)排出的壓縮氣體經(jīng)冷卻系統(tǒng)冷卻后氣體溫度接近常溫，故不考慮因溫度引起的溫差應(yīng)力(即二次應(yīng)力)，但需分析管路在操作工況(即自重和內(nèi)壓共同作用)下產(chǎn)生的一次應(yīng)力。由分析結(jié)果可知，管路按照ASME B31.3規(guī)范應(yīng)力檢查合格，管路許用應(yīng)力為112MPa，操作工況下管路最大合應(yīng)力/許用應(yīng)力為33.1%，管路靜態(tài)分析結(jié)果見表1。

表1 管路靜態(tài)分析結(jié)果

由表1可以看出，節(jié)點(diǎn)36的合應(yīng)力最大，為37.06MPa，沒有超過許用應(yīng)力112MPa。管路在操作工況下的豎直最大位移如圖3所示。

圖3 管路在操作工況下的豎直最大位移

2.2管路氣柱聲學(xué)模擬

2.2.1管路氣柱模態(tài)分析

采用Bently公司研制的聲學(xué)模擬軟件PLUS對管路進(jìn)行氣柱模態(tài)分析和壓力脈動分析。根據(jù)管路參數(shù)建立氣柱模型如圖4所示(PS為壓力源)，分析結(jié)果見表2。

圖4 管路氣柱模型

管路氣柱模態(tài)一階二階三階四階頻率/Hz13.6027.8541.1049.85

2.2.2往復(fù)式壓縮機(jī)氣流脈動分析

根據(jù)往復(fù)式壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)建立往復(fù)式壓縮機(jī)和管路氣柱模型(圖5)。

圖5 往復(fù)式壓縮機(jī)和管路氣柱模型

圖5中，節(jié)點(diǎn)1、2、3段為往復(fù)式壓縮機(jī)氣缸氣柱模型；節(jié)點(diǎn)2、4段為壓縮機(jī)氣缸排氣口通道氣柱模型；節(jié)點(diǎn)5、6段為壓縮機(jī)后冷卻器氣柱模型；節(jié)點(diǎn)7、9段為后冷卻器排氣管道氣柱模型。在節(jié)點(diǎn)1、3處，根據(jù)壓縮機(jī)氣缸相關(guān)參數(shù)建立往復(fù)式壓縮機(jī)邊界條件(圖5中RC)，在節(jié)點(diǎn)5、6處建立閉端邊界條件(圖5中CL)，在管道排氣口19處建立開端邊界條件(圖5中O)，管路球閥開度為65°，保持管路平均壓力為0.47MPa，通過模型檢查無誤后執(zhí)行求解。管路氣柱壓力脈動值是影響管路振動的主要參數(shù)，取壓力脈動值作為分析結(jié)果，求解結(jié)果如圖6所示。

圖6 壓縮機(jī)管路氣柱壓力脈動分布云圖

在圖6中節(jié)點(diǎn)11處的壓力脈動值已經(jīng)超過API618規(guī)定值的2.01倍，大多數(shù)區(qū)域均不符合規(guī)范要求。

CAESARII在動態(tài)分析時要求輸入激振力和相位角，彎頭激振力及相鄰彎頭的相位角從第一個彎頭起按以下公式計算：

諧波力=0.5×壓力變化×面積

相位=頻率×長度/聲速

由PLUS軟件計算結(jié)果得到對應(yīng)的CAESARII動態(tài)分析輸入?yún)?shù)見表3。

表3 各彎頭激振力和相位角

2.3管路動力分析

2.3.1管路模態(tài)分析

在CAESARII靜力分析模型基礎(chǔ)上，執(zhí)行動態(tài)分析。先進(jìn)行模態(tài)分析，在球閥處添加集中質(zhì)量0.42kg。如圖1所示，整體管系在節(jié)點(diǎn)36、65處設(shè)有兩個固支，被固支后的整條管路被分為模態(tài)相互獨(dú)立的3段管路，取節(jié)點(diǎn)35～65管段作為分析對象，其模型如圖7所示，模態(tài)分析結(jié)果見表4。

圖7 節(jié)點(diǎn)35～65間的管路模型

管路模態(tài)一階二階三階四階五階頻率/Hz8.9812.5818.4122.9134.89

接近壓縮機(jī)激振頻率(25Hz)的四階固有頻率對應(yīng)的共振振型如圖8所示。

圖8 四階共振振型

由于在兩固支間的管路振動比較穩(wěn)定，管路靠墻布置又便于支架固定減振方案的實(shí)施，因此主要分析固支節(jié)點(diǎn)35～65間的管路振動情況。采用便攜式專用管路測振儀器對管路節(jié)點(diǎn)振動位移和振動速度進(jìn)行測量。傳感器接頭裝有永磁鐵，可以直接吸附在所測管路上，測振儀器對位移和速度信號進(jìn)行數(shù)據(jù)采集與處理，其測量結(jié)果如圖9所示。

a. 振動速度

b. 振動位移

根據(jù)API618標(biāo)準(zhǔn)中7.9.4.2.5.2.4 管路設(shè)計振動準(zhǔn)則b，激振頻率在10～200Hz之間，規(guī)定許用振動速度約為32mm/s(峰-峰值)，因此，由圖9可知，管系振動嚴(yán)重超標(biāo)。

2.3.2管路疲勞應(yīng)力分析

將由PLUS軟件分析的激振力結(jié)果作為CAESARII的動態(tài)模型輸入，得到如圖10所示的動態(tài)響應(yīng)位移圖。

圖10 CAESARII計算的動態(tài)響應(yīng)位移圖

在動態(tài)疲勞應(yīng)力分析前，先確定管路的振動循環(huán)次數(shù)，按壓縮機(jī)每天工作24h，連續(xù)工作10a的工況計算，壓縮機(jī)管路振動循環(huán)次數(shù)N=25×60×60×24×365×10=7.88×109。在往復(fù)式壓縮機(jī)管路氣柱激振力的影響下，對管路進(jìn)行疲勞應(yīng)力分析。根據(jù)ASME B31.3規(guī)范可知諧波載荷工況(疲勞分析)下應(yīng)力檢查失敗，CAESARII在諧波分析中位移響應(yīng)為最大值時對應(yīng)的相位角為2.00φ，管路疲勞應(yīng)力分析結(jié)果見表5。

表5 管路疲勞應(yīng)力分析結(jié)果

由疲勞應(yīng)力分析結(jié)果可知，節(jié)點(diǎn)65的疲勞應(yīng)力最大，且超過規(guī)定的許用值(37 060.5kPa)，管路不滿足疲勞要求，同時不滿足API618對管路壓力脈動值的限定，所以管路需要改進(jìn)。

3 管路減振方案

3.1添加支架減振

由于現(xiàn)場條件的限制，節(jié)點(diǎn)10～35為壓縮機(jī)到墻面的管路，該段沒有支架固定，所以減振方案只針對節(jié)點(diǎn)35～65段兩固支節(jié)點(diǎn)間的管路，將支架固定于墻上，節(jié)點(diǎn)35～65間的管路模型如圖7所示。為使管系模態(tài)不落在共振區(qū)內(nèi)，經(jīng)CAESARII分析在節(jié)點(diǎn)50～60選擇管路不同位置添加固支，通過模態(tài)分析比較得出支架最佳安裝位置。如在節(jié)點(diǎn)56、50處分別獨(dú)自添加固支支架后的模態(tài)結(jié)果如圖11所示。

圖11 模態(tài)分析結(jié)果

由圖11可知，原始管路第四階模態(tài)落在共振頻率20～30Hz范圍內(nèi)，在節(jié)點(diǎn)50處添加固支后管系固有頻率完全落在共振頻率范圍外。添加支架后的振動位移和振動速度響應(yīng)如圖12所示。

a. 振動位移

b. 振動速度

為了探究添加支架對管路振動疲勞應(yīng)力的影響，添加支架后，再次對管路的疲勞應(yīng)力進(jìn)行分析計算比較，結(jié)果如圖13所示。

圖13 添加支架減振前、后的疲勞應(yīng)力

對比以上兩個結(jié)果可得，在節(jié)點(diǎn)50處添加支架后可以完全避開共振頻率，減振效果最好，優(yōu)于在節(jié)點(diǎn)56等處添加支架的減振方案；同時在不考慮溫度影響的條件下，管系添加支架可以大幅降低管路的疲勞應(yīng)力值。

3.2添加緩沖罐

3.2.1管路氣柱模態(tài)分析

在壓縮機(jī)出口添加緩沖罐，用以減小管路的壓力脈動值。根據(jù)現(xiàn)場實(shí)物參數(shù)用PLUS軟件建立氣柱模型如圖14所示(VS為速度源)。

圖14 帶緩沖罐的PLUS管路建模圖

由PLUS分析可得，添加緩沖罐后的管路氣柱共振頻率見表6。由表6可知，氣柱的前5階共振頻率完全避開了激振的共振頻率范圍20～30Hz。

表6 添加緩沖罐后氣柱模態(tài)表

3.2.2管路壓力脈動分析

由PLUS軟件分析管路壓力脈動，得到管路壓力脈動分布如圖15所示。

圖15 帶緩沖罐的壓縮機(jī)管路壓力脈動分布云圖

經(jīng)計算得節(jié)點(diǎn)28至管路排氣口間最大壓力脈動值小于0.2%，遠(yuǎn)小于API618對管路壓力脈動的限制值(7%)。

經(jīng)測量得到管路振動位移和振動速度響應(yīng)比較如圖16所示。

a. 振動位移

b. 振動速度

4 結(jié)論

4.1應(yīng)用管路氣柱分析軟件Bently PLUS和管路應(yīng)力分析軟件CAESARII對往復(fù)式壓縮機(jī)管路系統(tǒng)進(jìn)行了全面的靜態(tài)和動態(tài)分析，并進(jìn)行了疲勞評定，發(fā)現(xiàn)該管路系統(tǒng)不滿足管道振動和疲勞強(qiáng)度要求。

4.2運(yùn)用固定支架對出口管路進(jìn)行減振，在不考慮溫度影響的情況下，添加管路支架可以改變管系的固有頻率、減小振動位移和降低動態(tài)疲勞應(yīng)力；同時還根據(jù)避開共振區(qū)準(zhǔn)則，得出支架安裝位置的最優(yōu)方案。

4.3添加緩沖罐可以改變管路氣柱的模態(tài)，可使管路氣柱共振頻率避開激振的共振頻率范圍，還可以有效減小壓力脈動，極大程度降低管路振動水平。

4.4分析發(fā)現(xiàn)對于往復(fù)式壓縮機(jī)管路減振，添加緩沖罐方案優(yōu)于添加支架方案，在進(jìn)行往復(fù)式壓縮機(jī)管路設(shè)計時，壓力脈動值當(dāng)放在首位考慮。

[1] 宋維源，肖挺楊，李吉.管道振動控制技術(shù)現(xiàn)狀及展望[J].安全與環(huán)境學(xué)報，2012，12(3)：184～188.

[2] 劉向偉，舒水明，丁國忠.空調(diào)管路系統(tǒng)疲勞分析[C]. 2010年國際制冷技術(shù)交流會.珠海：國家節(jié)能環(huán)保制冷設(shè)備工程技術(shù)研究中心，2010： 427～429.

[3] 姜洋.石化設(shè)備管道系統(tǒng)阻尼減振技術(shù)研究及疲勞壽命分析[D].北京：北京化工大學(xué)，2011.

[4] 郭文濤，肖明鑫.往復(fù)壓縮機(jī)管線的振動分析方法探究[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2009，(2)：13～16.

[5] 徐斌，馮全科，余小玲.壓縮機(jī)復(fù)雜管路壓力脈動及管道振動研究[J].核動力工程，2008，29(4)：79～83.

[6] 章罡本，彭學(xué)院.CAESARⅡ在往復(fù)壓縮機(jī)管道振動及應(yīng)力分析中的應(yīng)用[J].化工設(shè)備與管道，2007，44(1)：38～41.

VibrationandFatigueAnalysisofReciprocatingCompressorPipingSystemsandStudyofVibrationReductionMethods

HAO Chun-zhe1, DAI Ling-han1, QIAN Cai-fu1, PEI Ran2

(1.CollegeofMechanicalandElectricalEngineering,BeijingUniversityofChemicalTechnology,Beijing100029,China;2.HarbinConstructionMachineryCo.,Ltd.,Harbin150066,China)

Making use of Bently PLUS software, the gas column acoustic simulation of a reciprocating compressor’s piping system was performed; and through adopting CAESARII analysis software, both pipeline static analysis and fatigue stress analysis were implemented to show that both vibration and fatigue of the piping system fails to meet relevant requirements; and making use of support and buffer tank to reduce the vibration was proposed, in which, the fixed support can change resonant frequency, reduce vibration displacements and decrease dynamic fatigue stresses of the piping system; and the buffer tank can change gas column modes so that gas column’s resonant vibration frequency can stay away from the range of shock excitation’s vibration frequency so as to decrease both pressure pulsation and pipe vibration.

reciprocating compressor, static analysis, fatigue stress analysis, PLUS gas column simulation, CAESARII, vibration reduction

TQ051.21

A

0254-6094(2016)01-0077-07

*郝春哲，男，1990年1月生，碩士研究生。北京市，100029。

2015-01-17，

2016-01-06)