離心壓縮機(jī)葉片擴(kuò)壓器誘發(fā)管道高頻振動(dòng)的原因及處理

劉文明沈陽(yáng)透平機(jī)械股份有限公司 沈陽(yáng)110869

1 問(wèn)題引出

管道振動(dòng)的類型及原因較多，離心壓縮機(jī)葉片擴(kuò)壓器壓力脈動(dòng)也會(huì)引起管道高頻振動(dòng)。

離心壓縮機(jī)是一種葉片旋轉(zhuǎn)式機(jī)械。氣體經(jīng)過(guò)其吸氣室吸入，通過(guò)葉輪對(duì)氣體做功，使氣體壓力、速度、溫度提高，然后進(jìn)入擴(kuò)壓器，將氣體動(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能，使氣體速度降低、壓力升高。離心壓縮機(jī)的擴(kuò)壓器可分為有葉擴(kuò)壓器和無(wú)葉擴(kuò)壓器兩種。與葉片擴(kuò)壓器相比，無(wú)葉擴(kuò)壓器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)低，性能曲線平坦，穩(wěn)定工作范圍大;缺點(diǎn)是氣體流動(dòng)路程較長(zhǎng)，摩擦損失較大，其工作效率比葉片擴(kuò)壓器低。葉片擴(kuò)壓器有擴(kuò)壓程度大、尺寸小的優(yōu)點(diǎn)，在設(shè)計(jì)工況下，損失比無(wú)葉擴(kuò)壓器小，效率較高;缺點(diǎn)是由于葉片的存在，變工況時(shí)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(kuò)大，為了提高離心壓縮機(jī)的工作效率，壓縮機(jī)的擴(kuò)壓器較多采用葉片擴(kuò)壓器。而葉片擴(kuò)壓器壓力脈動(dòng)易誘發(fā)管道產(chǎn)生高頻振動(dòng)。

2 實(shí)例介紹

下面通過(guò)兩個(gè)大型離心壓縮機(jī)管道實(shí)例，闡述由于有葉擴(kuò)壓器壓力脈動(dòng)引發(fā)管道高頻振動(dòng)現(xiàn)象。

2.1 實(shí)例1

該離心壓縮機(jī)機(jī)型為整體式齒輪壓縮機(jī)，由四級(jí)葉輪組成，其中葉輪葉片數(shù)為13個(gè)，擴(kuò)壓器為葉片擴(kuò)壓器。機(jī)組額定轉(zhuǎn)速為6042 rpm。在開(kāi)車(chē)時(shí)各級(jí)出口管道發(fā)生程度不同的高頻振動(dòng)，經(jīng)測(cè)試發(fā)現(xiàn)主要振動(dòng)頻率為葉片通過(guò)頻率(即13倍的額定轉(zhuǎn)速)，對(duì)此振動(dòng)問(wèn)題設(shè)備制造商經(jīng)過(guò)多次改進(jìn)處理，最后采取的措施是將有葉擴(kuò)壓器改為無(wú)葉擴(kuò)壓器，管道振動(dòng)幅值減少非常明顯。圖1、圖2為測(cè)得的高頻振動(dòng)功率譜及振動(dòng)速度頻譜圖。

圖1 速度信號(hào)高頻部分細(xì)化功率譜圖

圖2 振動(dòng)速度頻譜圖

2.2 實(shí)例2

該離心壓縮機(jī)機(jī)型為MCO1404，壓縮機(jī)額定轉(zhuǎn)速為4900 rpm，葉輪葉片數(shù)為13個(gè)，葉片通過(guò)頻率BPF為1061.7 Hz，進(jìn)口導(dǎo)葉為12個(gè)，擴(kuò)壓器葉片為22個(gè)。運(yùn)行時(shí)出口管路處出現(xiàn)較大振動(dòng)。管道振動(dòng)的最后解決方案依然是把葉片擴(kuò)壓器改為無(wú)葉擴(kuò)壓器，修改前后測(cè)試點(diǎn)振動(dòng)數(shù)據(jù)見(jiàn)表1。測(cè)試點(diǎn)的振動(dòng)速度為不同運(yùn)行工況下采集所得，從表1可知，流量小則振動(dòng)速度小，無(wú)葉擴(kuò)壓器下的振動(dòng)速度比任何流量下的有葉擴(kuò)壓器振動(dòng)速度低，效果非常明顯。測(cè)點(diǎn)7處測(cè)得的震動(dòng)頻率譜圖見(jiàn)圖3。

圖3 測(cè)點(diǎn)7處振動(dòng)頻譜圖

表1 不同流量和不同擴(kuò)壓器下測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)速度表

3 問(wèn)題處理

兩個(gè)實(shí)例均說(shuō)明管道的高頻振動(dòng)原因是離心壓縮機(jī)的擴(kuò)壓器壓力脈動(dòng)誘發(fā)了管道高頻振動(dòng)。在管道振動(dòng)早期，由于沒(méi)有對(duì)擴(kuò)壓器葉片脈動(dòng)引起注意，主要對(duì)管道結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，例如對(duì)管壁加厚、更換管道材料、增設(shè)限位支架等來(lái)提高管道強(qiáng)度及剛度的改進(jìn)措施，但均未取得實(shí)質(zhì)效果，不能解決管道嚴(yán)重的高頻振動(dòng)問(wèn)題。最后把原來(lái)常規(guī)葉片擴(kuò)壓器取消，改為無(wú)葉擴(kuò)壓器，機(jī)組效率降低約3%～5%。為保證機(jī)組效率，后來(lái)改用半高葉片擴(kuò)壓器，基本成功解決管道振動(dòng)及效率降低的問(wèn)題。

基于此修改方案可有效解決該類問(wèn)題的情況，有必要研究擴(kuò)壓器對(duì)管路振動(dòng)的影響，經(jīng)大量調(diào)研發(fā)現(xiàn)，在大型離心壓縮機(jī)組中，由葉片擴(kuò)壓器非定常流場(chǎng)產(chǎn)生的壓力脈動(dòng)誘發(fā)的管路振動(dòng)問(wèn)題十分突出。擴(kuò)壓器葉片結(jié)構(gòu)形式的不同，可大幅影響因轉(zhuǎn)定子耦合引起的壓力脈動(dòng)的大小，對(duì)此需要進(jìn)行深入的非定常流場(chǎng)分析及管路振動(dòng)分析。

從管道振動(dòng)技術(shù)資料的調(diào)研中發(fā)現(xiàn)，離心壓縮機(jī)管道振動(dòng)大都為高頻振動(dòng)，其頻率為葉輪葉片通過(guò)頻率，幅值主要與葉輪葉片和擴(kuò)壓器葉片之間的距離有關(guān)，距離越小，激勵(lì)幅值越大，反之亦然。國(guó)外解決此類問(wèn)題同樣主要是改動(dòng)擴(kuò)壓器葉片，即把有葉擴(kuò)壓器改為無(wú)葉擴(kuò)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(chǎng)的全新方法，在擴(kuò)壓器上加入聲學(xué)管道，不但能成功解決管道振動(dòng)問(wèn)題，還可大幅減少壓縮機(jī)噪聲。

從結(jié)構(gòu)和聲學(xué)兩方面研究，離心壓縮機(jī)系統(tǒng)的管壁振動(dòng)可歸結(jié)為:①由于出口壓力脈動(dòng)激起了結(jié)構(gòu)共振;② 聲學(xué)共振引起了巨大的激振力;③非聲學(xué)和結(jié)構(gòu)共振的強(qiáng)迫結(jié)構(gòu)振動(dòng)。研究顯示，后一種振動(dòng)是最有可能的破壞機(jī)理，也可能有一些共振，但是葉片通過(guò)頻率的高幅值是管道振動(dòng)的主要激勵(lì)源。

研究無(wú)葉擴(kuò)壓器對(duì)脈動(dòng)和管道振動(dòng)的影響，并與葉片擴(kuò)壓器進(jìn)行對(duì)比，見(jiàn)圖4和圖5。

圖4 不同入口流量，有葉與無(wú)葉壓縮器下的振動(dòng)值

圖5 有葉和無(wú)葉擴(kuò)壓器下的最大振動(dòng)值

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

4 問(wèn)題分析

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

選取某PTA機(jī)組二級(jí)出口管路，為計(jì)算管路的高頻振型，即圓柱殼形式的固有頻率，對(duì)出口管路進(jìn)行了部分簡(jiǎn)化，管路模型的直徑為900 mm，長(zhǎng)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(jí)出口管路模型及簡(jiǎn)化的有限元模型見(jiàn)圖6。

圖6 二級(jí)出口管道模型圖及簡(jiǎn)化的管道有限元模型圖

分析發(fā)現(xiàn)，在葉片通過(guò)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(lái)看，在管道直徑方向有節(jié)徑概念，長(zhǎng)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(xué)固有頻率振型正好耦合，將對(duì)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(jí)出口管路破壞的初期，對(duì)管道的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了多次修改，其中就包括對(duì)PTA二級(jí)出口管路進(jìn)行增加管壁厚度的做法，壁厚改為12 mm。同樣對(duì)修改后的管路進(jìn)行模態(tài)分析，長(zhǎng)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(duì)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(jié)構(gòu)頻率為1873.6 Hz，比同樣為i=6，j=5的原始設(shè)計(jì)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(guò)頻率附近還是有相應(yīng)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(duì)管道壁厚進(jìn)行加厚處理很難避免不與激勵(lì)源發(fā)生干涉，而且從現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)及對(duì)國(guó)內(nèi)外大量技術(shù)調(diào)研中也證實(shí)該類做法很難起到消除管道振動(dòng)的作用。

5 消除管道振動(dòng)的方法

(1)有效的方法之一是減少壓力脈動(dòng)幅值，直接的方法就是移除擴(kuò)壓器葉片，這可大幅度減少葉片通過(guò)激勵(lì)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(qiáng)管道剛度，改變出口管道的結(jié)構(gòu)自然頻率，主要是葉片通過(guò)頻率附近的管壁振型，可以靠加厚管壁或者局部剛化來(lái)達(dá)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(xué)自然頻率依然會(huì)被葉片通過(guò)頻率激起。從其他文獻(xiàn)來(lái)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(lái)同時(shí)改變結(jié)構(gòu)自然頻率和聲學(xué)自然頻率。在壓縮機(jī)出口處的管道中焊接交叉板，能大幅增加管道的聲學(xué)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(yīng)。

6 結(jié)語(yǔ)

管道振動(dòng)破壞的激勵(lì)源為葉輪與擴(kuò)壓器葉片互相耦合引起，激勵(lì)頻率為葉片通過(guò)頻率;振動(dòng)機(jī)理為葉片通過(guò)激勵(lì)與聲學(xué)固有頻率發(fā)生共振 ，在壓縮機(jī)內(nèi)部及管道內(nèi)部葉片通過(guò)激勵(lì)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(qiáng)迫的管壁振動(dòng)，導(dǎo)致管路本身及附著件振動(dòng)破壞。

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