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管道抗振设计及计算 周海涛 装备0802 200806080607目录一、 管道振动的危害性分析二、管道振动的原因21 引起营道振动的原因22 管道振动的机理2.3 管道振动的影响因素2.3.1 缓冲罐容积及位置2.3.2 管径2.3.3管系造型和支架三、管道减振技术设计方法及计算31 消减气流脉动的方法311 调整气柱固有频率，避开气柱共振。312 压力脉动的控制32 消减管系结构振动的措施四、实例五、总结六、参考文献摘要：管道纵横交叉、管阿密布 由于高温、高压管的脉动引起管道的振动，从而造成许多危害性，管道振动是一个非常复杂的问题，要做好管道的减振必须综合考虑各种因素，处理好各类矛盾，切勿顾此失彼。关键词：管道振动、共振、消振、减振正文:一、 管道振动的危害性分析石油、化工、电站等行业生产装置中， 管道纵横交叉、管阿密布 由于高温、高压管的脉动引起管道的振动，从而造成许多危害性。 1管道的振动会使工作人员产生恐惧感、不舒适瘕和不安全感，分散操作人员的注意力，影响工作效率，并容易产生操作失误、造成事故。世界石化工业100起特大财产毁损事件分析表明， 由此引起的事故为19 ， 占第二位(第一位为机械故障)” 。 2强烈的管道振动会使管道结构、管路附件产生疲劳破坏， 特别是管道的连接部位发生松动和破裂，轻则引起泄漏，重则由破裂而引起爆炸、燃烧，造成严重事故， 甚而引起次生灾害。 3引起基础和鲍热材料的龟裂。 4降低动力机械的效率， 引起额外的功率消耗，产生噪音 5使工况变坏，导致如往复式压缩机、往复泵阀及阀片过早损坏， 引起控制仪表失灵等。 总之，管道振动造成的危害是多方面的，尤其对装有高压气体、有毒气体、可燃气体的管道振动是非常危险的， 应当避免振动的产生。二、管道振动的原因21 引起营道振动的原因 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，在有激振力的情况下，这个系统就会产生振动。引起管道振动的原因有以下几方面： 1）机器动力平衡性能差以及基础设计不当而引起振动。不平衡的惯性力会引起主机及基础振动，并进而牵动与此相连的管道及设备一起振动。 2）管道内流体流速过快，因而湍流边界层分离而产生涡流，引起振动。 3）管流脉动引起的振动。管道输液(气)需通过压缩机或泵加压作为动力， 这种加压方式是间隙性的，由于闻隙加压，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，在这种激振力作用下管道和附属设备产生振动。22 管道振动的机理 研究管道振动时，要遇到两个振动系统，一个是管道结构系统， 即从结构研究的角度来确定结构对流体激发的响应；另一个是流体系统，即从流体研究的角度来确定流动的规律和它对结构的激发作用。现以流体系统为例进一步说明气柱振动系统在端点受到激励后，会形成一定的振动。在往复式压缩机的管道系统中，靠近压缩机的一端 由于往复式压缩机周期性间歇性地吸气和排气 气柱受到一个持久的周期性的激发作用，在这个激发作用下产生受迫振动， 其结果使管道内的气体压力上下起伏 呈现脉动状态， 即产生所谓压力脉动，这一气压脉动在管道转弯处，直径变化的部位或通过控制阀等处，压力的脉动就会产生相应的随时间而变化的激振力激发管道作机械振动。对于不同的激发 气柱系统作出的响应是不同的。对于复杂的空间管道系统会有多处变截面和拐弯的地方，这些部位将受到大小方向不同，相位备异且随时间变化的力的作用， 当激发力的频率与气柱固有频率之一相同时，气柱会发生谐振， 当气柱发生谐振时，压力脉动将达到很大的值，产生很大的激振动，这自然加剧了管道振动，即使激振力不变， 当激振力的频率与机械结构的固有频率相重合对，管道也将发生机械共振， 使管道产生剧烈振动。2.3 管道振动的影响因素 管道系统一般由多种管件组成。如炼油厂氢气压缩机组管道流程，其中缓冲器的容积、设备的布置、管径的大小、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。2.3.1 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： (2-1) (2-2)式中 不均匀压力的最大值 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。2.3.2 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。2.3.3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。三、管道减振技术设计方法及计算管道的减振可以通过两个途径加 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。31 消减气流脉动的方法311 调整气柱固有频率，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、支管长度、支管位置、以厦气体的种类和温度等。改变管道和容器的尺寸以及它们的配置方式，可 改变管系的气柱固有频率。在配管设计时，根据工艺流程的需要做好配管初步设计后，应计算管系的气柱固有频率，并通过调整，使它们不与激发频率重合 避免气柱共振。312 压力脉动的控制气流脉动的消减，关键在于配管设计羽。在设计阶段满足工艺要求前提下， 要进行管系配置的充分计算，以便对管系参数作出优化选择例如管径、管长、容器大小配置位置、支管长度、支管位置等的选择。除进行气柱固有频率计算以避开管系气柱共振外，还要进行气流脉动响应计算 找出压力不均匀度沿管的分布规律，看看是否都在许可值的范围内。 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：l. 缓冲器消振缓冲器是消减气流脉动最有效的措施之一缓冲器有两种类型：一种是单容器缓冲器；另一种是由两个容器串接组成的型滤波器。两种缓冲器在总容积相等的条件下，使用型滤波器前的脉动压力要高出单容器缓冲器的l倍，而器后的脉动压力约是单个容器的一半。所以，两种缓冲器的选用，要看主旨在于消减器前的脉动，还是消减器后的脉动。 图3-1 单容器缓冲器 图3-2 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，即掌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，使用缓冲器时应尽可能做到：(1)缓冲器容积足够大；(2)安装位置足够靠近气链缓冲器进出口位置的选择对消振效果有较大影响。如图3所示。实践表明：(a)消振作用不显著； （b）消振效果比 (a)提高l5 20；(c)消振效果 （b)提高2 3倍。2孔板消振 当缓冲器没有紧靠 缸，缓冲效果不理想对，特别是气缸与缓冲器间联接管为共振营长时，在缓冲器法兰赴，安装恰当尺寸的孔扳 可以增强缓冲效果。但应当注意的是孔板的安装位置非常重要，若孔板远离容器时，同样一头孔板效果会相差很多孔板的足寸按下式计算确定（图3-4）： 图3-4 板元件 (2-3) (2-4)式中： d 孔板内孔直径； d 管道内径； h 孔板厚度(mm)。孔板内径边缘处必须保留锐利棱角， 不得倒角， 否则会降低消振效果孔板材料应与管道材料相同。 3衰减器消振在缓冲器内插人多孔管，使气流全部或部分从诸小孔穿过，很有效降低气流脉动，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集管器消振几台并联运行舶压缩机，主于于排气管而言，汇合的总管称为集管器。如图3-5所示， 并联运行的压缩机(空气压缩机经常是多台并联运行)，集管器内来自各台压缩机的脉动， 由于不同相位互相迭加，会使集管器内的脉动强度过太， 当集管器的设计尺寸不当时会出现强烈振动，解决的方法是使集管器通流面积满足如下关系：式中 ： s 集管器的通流面积； 第i根流入管的违流面积。根据国外学者建议 ， 集管器的通流面积不应小于进气管通流面积之和的3倍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。由立式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)，如图6所示，在伸人消振器腔内的入口管的端部。安藏一块孔板， 管壁则钻有排列不规则的小孔形成滤波管。孔板内径取：式中： d 人口管的内径。管壁上小孔数目，按小孔的总面积与孔板通流面积之和略大于避液管的遗流面积来取。 穿膛式液流脉动消振器的消振机理是隔振型韵。充人l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，滤波营对脉冲液流起着良好的抑制j阼用； 后继管液流脉动是典型的受追振动。避开共振，使振动处于高频域内是消振嚣设计的一个关键，为使消振器有较好的消振效果，应该使固有频率远比激发频率为低，同时应使消振器尽可能的靠近泵的缸体。32 消减管系结构振动的措施1控制管系的固有频率(1)对于低温管道进行配管设计时， 一般控制其固有频率为20hz。(2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lohz。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，因此在管道的安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，又因弯管处的澈振力与转弯之角度相关， 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承刚度， 使管系各阶固有频率避开激发频率， 以避免机截共振的产生管架纵向或横向计算单元的基本自振周期按下式计算 （3-1）纵向 （3-2）横向 框槊式管架的侧移刚度 （3-3）单柱式管架的刚度 (3-4) 式中： 管架的基本自振周期； 重力荷载代表值； 固定管架纵向剐度； k - 纵向计算单元内第i个活动管架的纵向刚度； n -纵向计算单元内的活动管架个数； -横向计算单元内管架的横向刚度； 框架柱的侧移剐度； 柱的刚度系数； h - 层高： 粱柱线剐度比； j 一-柱截面惯性矩。对于框架式管架，其平面内剐度按式(3-3)计算，平面外刚度按式(3-4)计算。 5采用管道减振器或液压式阻尼器四、实例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4-1 所示。 图4-1：利用小波动理论计算的压脉动值见表4-1，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4-1：主管道节点号（%）443.9543.9642.1729.6846.5912.81046.91119.61243.01337.11432.21545.41643.7171.23181.28191.31支管道节点号（%）13.1123.09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4-1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4-2: 图4-2： 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（%）17.5926.5135.3443.8154.70利用小波动理论计算的压力脉动值见表4-2：由表4-2 可知，主管道的最大压力脉动值为3.09%，在节点13 取得。由此可见，优化方法是切实可行的。五、总结管道振动是一个非常复杂的问题，要做好管道的减振必须综合考虑各种因素，处理好各类矛盾，切勿顾此失彼。例如当盲目进行配管设计时， 气柱和结构可能都处于或接近共振状态，而导致试运转阶段即遭失败或不能正常运转。加固或增设管系支撑点能显著提高系统的刚度，改变振动特征，但强固支承并不能改变压力脉动引起的激振力，这就是为什么加固管道支承后， 振幅虽有所降低但经历一段时间后支承会振裂的原因。管道热应力与管道减振是一对矛盾， 为满足管道热应力，希望管道刚度较小，而管道减振则希望管系刚度越丈越好， 因此， 设计热管道时要处理好这对矛盾， 找出最佳设计方案。总之，虽然目前已提出了一些解决管道振动的方法和措施，但是管道的减振技术还不够完善，还有待进一步研究和探索如：(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，使过于简化的力学模型得到进一步的补充和完善，提出更加精确、符合实际的计算方法。(2)对影响管道系统的各种参数进行综合分析、比较，以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，建立实用的配管优化设计方法，编制相应的