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    离心压缩机管道噪声及振动分析与解决方案.pdf

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    离心压缩机管道噪声及振动分析与解决方案.pdf

    32 CHEMICAL ENGINEER G DESIGN 离心压缩机管道噪声及振动分析与解决方案 刘文明 沈阳透平机械股份有限公司 沈阳 1 10869 摘要 针对离心压缩机管道噪声与振动问题,分析产生原因,找出解决方案。 关键词离心压缩机噪声振动 1项目背景来源 离心压缩机管道噪声研究,是国内一项技术 空白。经过技术调研发现,国外同行业对管道噪 声问题研究同样较少,解决之难,所涉及领域之 广,使该类问题不易从根本上得到解决。 离心压缩机管道噪声通常与管道高频振动同 时发生,分析管道噪声往往是从管道振动开始人 手。在管道发生振动初期主要对管道结构进行优 化,例如对管壁加厚或者在管道破坏处使用管夹 以提高该处的刚度,但无论怎样修改,都不能解 决管道破坏问题。最后借鉴SIEMENS公司对该类 问题的处理方法,即把原来全高扩压器改为无叶 扩压器,但为保证机组效率,某公司改用半高扩 压器,最后成功解决管道振动问题,亦随之解决 管道噪声问题。 基于此修改方案可有效解决该类问题的情况, 有必要研究扩压器对管路噪声及管道振动的影响。 从管道振动技术资料的调研中发现,离心压 缩机管道振动大都为高频振动,其频率为叶轮叶 片通过频率,幅值主要与叶轮叶片与扩压器叶片 之间的距离有关,距离越小,激励幅值越大,反 之亦然。国外解决此类问题同样主要是改动扩压 器叶片,即改有叶扩压器为无叶扩压器,或者在 管道内加入阻尼材料。德莱赛兰Dresser Rand 公司采取了一种基于声场的全新方法,在扩压器 上加入声学管道,不但能成功解决管道振动问题, 还可大大减少压缩机噪声。 经大量的研究发现,管道破坏与压缩机内部 发生声共振及管道声共振有极大关系,本文对管 道声场固有频率的计算进行了相应研究。 2案列研究 2.1 案例一 三台单级离心压缩机的出口管路遭受了过大 的振动,导致许多管道配件的破坏,破坏原因初 期认定为漩涡脱落Vortex shedding,后经BETA 公司详细分析发现,由叶片通过激励引发的管壁 振动是破坏的主要原因,而不是先期认为的漩涡 脱落。图1为振动测点位置示意图;图2为出口管 路P1脉动值4500 rpm;图3为出口管道 在温度仪表处V1点的振动速度4530 rpm。 图1 振动测点位置示意图 Dischtl3e P 科 1a∞ 5∞ 帅 柳a,0∞ *equeyIHn 图2出口管路P1脉动值4500 rpm 该压缩机由燃气轮机拖动,转速范围3600~ 5000rpm,人口压力为42.4bar,出口压力为 57.2bar,叶轮叶片17个,扩压器叶片19个,出 口管路的外径为914 mm,壁厚为19 mm。出口管 道处测得的脉动数据为出口压力的3%,峰值脉动 频率为叶片通过频率1274Hz。图4为现场测试所 刘文明高级工程师。1988年毕业于沈阳机械工业职工大学。从事压缩机设计工作。联系电话02425800167。 CHEMICAL ENGINEER G DESIGN 口管道发生了极严重的高频管壁振动问题。该类 压缩机为径向进口式离心压缩机,比转速为0.3~ 0.6,公称管道尺寸为DN300900 mm,运行压力 为45007000 kPa,叶轮叶片数为17个。 为了解决管道振动问题,NGTL做了一系列的 研究,包括结构动力学和气体动力学分析,研究 发现,管道振动主要是由于压缩机内部产生的压 力脉动所致。在极端情况下,测试显示出口管道 振动值可超过260 mm/s零一峰值,环向动应变超 过150微应变峰峰值。振动和动力学响应主要由叶 片通过频率的一次谐波和二次谐波控制。 本案例研究了压缩机转速和入口流量及比转 速等性能参数对管道振动的影响,同时比较了叶 片扩压器和无叶扩压器对管道振动和压缩机性能 的影响,亦研究了进口导叶对管道振动和性能的 影响。 测试显示当机组运行在额定转速的80%时, 振动值将超过190 mm/s零峰值。图8显示了压缩 机在两个比转速下出口管道振动值和脉动值Ns 为0.17和0.38,从图8中可以看出,随着比转 速的增加,振动值和脉动值都增加,且转速升高, 振动值和脉动值有较明显的上升。图9研究了压缩 a■■ l■●翻●憎O ■一l 图8最大振动和脉动值VS压缩机运行转速 带叶片扩压器 图9最大振动和脉动值VS压缩机入口流量 带叶片扩压器 机在两个固定转速下4500和5950 rpm人口流 量对管道振动的影响,从图中可知,随着流量的 增加,振动和脉动值也随之增加。对于高频管道 振动,NGTL管道振动判别准则的振动速度值为80 mm/s零峰值。 NGTL公司对管壁振动机理进行了判断。从结 构和声学两方面研究,离心压缩机系统的管壁振 动可归结为①由于出口压力脉动激起了结构共 振;②声学共振引起了巨大的激振力;③非声学 和结构共振的强迫结构振动。研究显示,后一种 振动是最有可能的破坏机理,也可能有一些共振, 但是叶片通过频率的高幅值是管道振动的主要激 励源。 研究无叶扩压器对脉动和管道振动的影响, 并和叶片扩压器进行对比。从图10、图11中可 知,改用无叶扩压器可大幅减少管道振动,使其 降到可接受范围内。 图10不同入口流量。有叶与无叶压缩器下的振动值 图1 1 有叶和无叶扩压器下的最大振动值 该案例还研究了进口导叶对管道振动的影响, 见图12。为保证入口流量损失在可接受范围内和 防止潜在的进口涡动,对进口导叶切除一半进行 研究并和原进口导叶进行对比。研究发现,进口 导叶并不能有效降低管道振动,且性能还有较大 损失。 刘文明 离心压缩机管道噪声及振动分析与解决方案 35 图12移除进口导叶对管道振动的影响 图13比较了无叶扩压器和叶片扩压器对机组 性能的影响,从图中可知,在低流量系数下,无 叶扩压器降低了机组效率,但在高流量系数下, 无叶扩压器可增加机组效率,即无叶扩压器拓宽 了流量范围。 图13 无叶与叶片扩压器下压缩机的性能对比图 3管路声学及结构固有频率计算 经技术调研发现,离心压缩机管道振动问题 离不开声场放大的影响。从上述叶轮一扩压器非 定常流场分析结果来看,叶片通过频率下的激励 幅值一般较小,在3 kPa左右,叶片通过激励不足 以引起管道振动和压缩机噪声。但如果激励源频 率与声学固有频率或者管道的结构固有频率发生 干涉,将产生声学共振或结构共振,这将引起较 大的振动和噪声,故需进行管道声学及结构固有 频率分析。 3.1声学固有频率 对于离心压缩机管道振动来说,由于管道直 径都较大,声学波长将小于管道直径,使得在管 道直径方向上出现节径振型,管内声场自然频率 可利用贝塞尔方程进行求解,见公式1。选取 PA2二级出口管路进行管内声场自然频率分析,其 中管道内径为900 mm,可由贝塞尔方程得出不同 声场阶次的计算结果。PA2二级叶轮的工作转速为 6309 rpm,叶片数为16个,计算得叶片通过频率 为1682.4 Hz,从计算可知,它与第十二阶声学自 然频率发生干涉。 , 1 式中,F f ml 为管内声场频率,Hz;pfm. 为一次 贝塞尔方程的零次解;e为声速,m/s;d为管道 直径,m。 3.2结构固有频率 对于高频管道振动,管道振型更多的是类似 于圆柱壳的振型,管壁自然频率利用公式2、 3进行计算,发现十二阶管道自然频率接近 BPF,管道壁厚为10 mm,泊松比0.3,密度为 7850 kg/m ,弹性模量2.0610“Pa。i为对应振 型数,考虑内压的影响,壁厚增加5%。 每阶管壁自然频率都可以用节径数来表示。 若某阶管壁振型能有效的进行噪声辐射或很容 易被脉动激起,那么这阶管壁振动的弯曲波长必 须等于或大于空气中声学波的波长。该特性被称 作辐射效率。 声学振型和管壁振型匹配在一起的被称作相 干频率。如果管壁自然频率低于相干频率,那么 这阶振型将不是有效的噪声辐射频率;若管壁自 然频率大于相干频率,那么这阶振型能有效的辐 射声音。 [ 等 杀 2 3 式中, 为管壁自然频率,Hz;入 为频率因子, 无量纲;R为管壁的名义半径,m;v为泊松比;y 为管道材料密度,kg/m ;E为管壁的弹性模量, Pa;h为管道壁厚,m;i为振型数,2,3,4,。 3.3 改变声学振型的方法 修改管道的内部直径可以改变管内声场的自 然频率,但是大幅度的修改直径通常不现实,增 加“流场分割”flowsplitters到管道内可改变 内部几何,这能大幅度的改变管内声学自然频率。 一般地,增加内部x形状的平板Xbrace 就足以改变特定的声学固有频率。特别是可增加 声学管束tube bundle等更加复杂的形式到管道 刘文明 离心压缩机管道噪声及振动分析与解决方案 37 测试压缩机的设计参数为 1压缩机 转速N 质量流量G 压比P5/P0 2叶轮 叶片数z 长叶片短叶片 人口直径D1 出口直径D2 出口叶片高度B2 3扩压器 叶片数V 前缘边直径D3 尾缘边直径134 出口叶片高度B4 7000 t,min 1.64 kg/8 1.1 14 77 248 mm 328 mm 26.14 mm 15 360 mm 559 mm 26.14 mm 图18为不同锥形扩压器叶片下的压缩机噪声 谱,图19为各类扩压器形式下的压缩机性能图。 从图中可看出,类型C的噪声可降低8.3dB,流量 系数范围内整体压升系数和原始扩压器叶片几乎没 图18不同扩压器叶片形式的压缩机辐射噪声功率谱 ...二警15VD . o 丫VT, o● ▲▲▲▲▲玉i I--一--●--- ● ● 一I ● 图19不同扩压器叶片形式的离心压缩机整体压升系数 有变化,类型A、B和无叶扩压器虽然能大幅度降 低噪声,但是性能也影响巨大,运行范围变得 较窄。 扩压器叶片前缘的切除方式对性能及压力脉 动的大小都有较大影响。类型c的方式是在扩压 器的轴盘侧和盖盘侧都进行切除,也有仅在轴盘 侧切除的,高度保持在原高度的80%左右,效果 不错,高度为20%时整体噪声降低最明显。实验 表明,盖盘侧进行切除对压缩机性能影响较大, 不宜采用。在长度方向上的切除最好保持在压力 面侧切除总长度的13%左右,吸力面侧切除总长 度的27 30%。 5管道振动与噪声判别准则 对于管壁振动的判别准则,必须使振动幅值 和应力联系起来。在这种关系下,管道上测得的 振动速度将和动应力相联系,计算公式 4 仃 式中,V为振动速度,m/s,零一峰值;c为曲线 拟合常数,5138 m/s声波在铁中的传播速度; £为动应变、微应变,rn/m x 10-6 该公式的振动测试是零一峰值测试,已经过 试验验证。试验测试的管道公称直径为DN150 750mm,壁厚为6.3519.05ram,管长为3~10m。 对于公称直径为DN750mm、壁厚为9.5~20mm的 管道,测试的应变值和计算的应变值很吻合。 利用公式4,可以把振动速度和疲劳耐久 极限联系起来,假如碳钢的许用耐久极限应力为 986bar零一峰值,安全因子为1.3,应力集中因子 为5在焊点的热影响区域,那么许用应力是 138bar。对于碳钢,弹性模量是2 x 10“Pa,则许 用应变大约是6.710 零一峰值1.33 x 10 峰 一峰值,最后把许用应变代人公式4中,得 到许用速度54.8mm/s零一峰值。 如果应力集中因子小于最大值,则许用振动 速度将会更高,许用振动速度为5除以实际应力集 中因子的倍数,如焊点处的应力集中因子大约为 2,那么许用振动速度可增加到3480mm/s零一 峰值。 管壁的振动速度也可以用声压级进行评判。 现场在管道上安装了应变计量器来测试高频和宽 频振动,远离管壁25.4ram处的声压级SPL测 c03l暑00 0噼IJ。 -l11∞∞0_lI葛 0一 38 CHEMICAL ENGINEERING DESIGN 化工设计2013,235 试将和动应变成比例关系。虽然动应变和声压级 SPL幅值没有确定的关系,但是下面提到的整 体声压级可以用来评定壳壁振动的严重性,而且 还可以作为一个筛选方法,以帮助定义应变计量 器应该安装在管道系统的什么地方来判断管道的 安全因子。 利用C加权的声级米SLM方法在离振动 管壁25.4mm处测试SPL,可通过下面方法进行 等效 1130 dB大约等于100微应变100 1OI6峰峰值。 2136 dB大约等于200微应变200 10 峰峰值。 因此,从上面分析可知,大约离管壁25.4ram 处所测得的声压级若大于136dB将足以引起管道 疲劳破坏。 6 结语 1管道疲劳破坏的主要原因为发生声共振所 致,脉动激励经由内部声场传输,与声场频率发 生共振,导致激励幅值大幅增加,最后传输到管 道内,引起管道结构的强迫振动或激励频率再次 与管道结构频率发生共振而引起管道破坏。其中 的声场频率计算是一个全新的领域。 2扩压器叶片前缘结构对压力脉动的研究是 本项目最终获得突破的关键,也是解决离心压缩 机管道振动问题的有效方法之一。 3Dresser Rand公司为解决离心压缩机管道 振动问题及压缩机噪声过大问题,开发了安装在 扩压器上的消音减振装置类似于Helmhohz共振 器以减少叶片通过激励幅值,最终达到减振降 噪效果。 4离心压缩机管道振动除高频振动以外,同 样有低频管道振动问题,管道低频振动主要是把 管道简化成梁结构形式,出现该类低频振动问题 主要是管道布置较为复杂及布置严重不合理所致。 5为解决管道振动问题,许多文献提出可在 管道内部加入阻尼材料或者引人消声装置。 参考文献 1 Stephen M.Price,Donald R.Smith,1999,“Sources and Reme- dies of HighFrequency Piping Vibration and Noise,”Proceed ings of the 28th Turbomachinery Symposium,Texas,AM uni versity,1999. 2 J.C.Wachel etc.“Piping vibration analysis.”Proceedings of the 19th Turbomachinery Symposium,Texas, AM university,1990. 3 R.W_Motriuk,D. Harvey,Augest,1998.“Centrifugal compressor Modifications and their effect on HishFrequency pipe wall vibration,”Journal of Pressure Vessel Technology 4 Yutaka OHTA etc.“Effects oftapered diffuser vane on the flow field and noise of a centrifugal compressor”,proceeding of the 8th international symposium on experimental and computational aerothermodynamics of internal flow,July 2007. 收稿t3期20130805 化工设计征订启事 化工设计是国家科委批准的全国化工设计行业国家级科技刊物。由中国成达工程有限公司原化工部第八设计 院、中国石油和化工勘察设计协会联合主办,34个部、省级设计单位协办。国内外公开发行,国际标准刊号ISSN1007 6247;国内统一刊号CN511355/TQ。本刊坚持理论与实践相结合,以实用为主的办刊方针,特点是技术与管理并重。 本刊获全国化工优秀信息成果二等奖。 报道内容国家有关基本建设和设计工作的方针政策;石油、化工、医药、橡胶等行业的设计技术,技术开发、科 研、施工及生产中的经验、成果与国内外发展情况;工程总承包、设计体制改革与国外合作设计的经验;加强设计管理和 项目管理、提高设计质量的经验,以及工矿企业生产技术改造与四新成果等。 主要栏目综述评论、设计技术、技术开发、设计管理、计算机应用、设计体制改革、安全环保、技术经济与市场、 技术改造、国外化工、问题讨论、产品介绍、标准与规范及消息报道。 订阅办法本刊为双月刊,每本定价10元,年定价6o元含邮资费。老订户由编辑部随刊物寄订单。新订户可来函、 来电索取订单直接向编辑部汇款订阅;地址成都市天府大道中段279号成达大厦,邮编610041,电话02865531464,联 系人张晓英,传真02865530000,帐户中国成达工程有限公司,账号51001436308050451239,开户行中国建 设银行成都市第三支行,请在汇单上注明系订阅2014年化工设计。也可在全国非邮发报刊联合征订服务部订阅,地 址天津市大寺泉集北里别墅17号邮编300385电话02223962479传真02223973378。

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