乙烯增压机管路振动分析及控制

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某石油化工有限公司有机化工厂用于乙烯输送型号为2K160MG的增压机管线系统，共有 2台2列双作用往复式压缩机，-备-开，入口主管线规格b219x10，出口主管线规格，如图1所示。压缩机电机转速 585 r/min，吸气温度为 19℃，排气温度是 72℃，乙烯气由0.65 MPa压缩至 1.51 MPa。

压缩机人口管线有几处出现剧烈振动，振动烈度>收稿日期：2013-03-2538 l 瓣18 mm/s，最大21 mm/s，严重超标，多次发生连锁停车事故。采用管道应力分析软件CAESARI，对机组管线系统建立整体计算模型，进行了管系动态特性分析；使用流体分析软件 FLUENT对包括缓冲罐在内的吸气和排气管路内部乙烯气流的流动情况进行了非稳态分析计算，得到了吸气管路和排气管路内部气体压力脉动响应频率，表明乙烯气体压力脉动响应频率与增压机气阀吸、排气频率基本同步。由此判断得出了压缩机管线系统振动原因和实际振型，提出并实施了改变管线系2013年03期(总第239期)控 制 技Con'ol Techn统支架形式的方案，有效地控制了管系的振动。 表1管系接近气体脉动频率的固有频率2 增压机管线振动模态分析考虑到以往的研究工作存在 2个方面的不足：(1)没有把管线振动与管线内部气流压力脉动结合起来研究 ，对诱发管道振动的根源研究不够，因此不能准确判断管道振动的实际频率和振型；(2)没有将完整的管线系统作为-个整体进行分析，常导致发生振动转移现象 5-刀，采用管道应力分析软件 CAESARI，按照设计图纸建立原设计安装管线系统模型，如图 1所示。经动态分析计算得到42个管系固有频率及其相应的振型。压缩机吸排气频-fn·m/605852/6019.5 Hz，管系可能产生共振的固有频率即在 (0.8～1.2)f15.6-23.4 Hz范围内 s-，包含 42个管系固有频率中的21个固有频率，见表 1。其中，入口管线最接近吸排气频率门拘4个固有频率对应的振型如图2至图5，与实际剧烈振动情况完全相符。表 1中其它固有频率对应的振型，绝大多数也与实际振动形态完全相符，只是振动剧烈程度稍弱。由分析计算结果与管线系统实际振动形式对比情况可知：管线振动模态分析计算模型基本上是正确的；管线系统的振动是由于局部支架的数量、安装位置和管卡及基瘁构设计不合理造成的。

图 1 增压机管线支架系统-2013年o3期(总第239期)频率 频率 周期 序号(Hz) (Rad/s) (s)10 13.567 85.247 0.07411 16.411 103.116 O.06l12 16.941 106.446 0.059l3 17.896 l12.444 O.O5614 19.522 122.658 0.05115 19.597 123.134 O.05116 19.937 125.265 0.05017 20.083 126.187 0.05018 20.7O6 130.O98 0.O4819 21.233 133.412 0.04720 23.028 144.686 0.O4321 23.100 145. 141 0.O4322 23.638 148.520 0.O4223 23.954 150.507 O.04224 24.252 152.378 0.04 125 24.335 152.898 O.O4l26 24.691 155.140 O.O4127 25.141 157.965 O.O4028 25.548 160.522 0.03929 26.370 165.689 0.03830 26.431 166.O70 0.0383 入口管线内部乙烯气流脉动分析为了弄清入[管路中乙烯气体压力脉动响应频率与增压机气阀吸气频率之间的关系，采用流体分析软件 FLUENT按照理想气体模型对包括缓冲罐在内的入口吸气管路内部乙烯气流的流动情况进行非稳态分析计算。

应用流体分析软件FLUENT对包括缓冲罐在内的第-增压机吸气管路内部乙烯气流的流动情况进行详细分析计算。如图6所示，群冲罐进El以前水平管横截面到增压机吸气阀之间的流体为控制体，水平管横截面为乙烯入口，吸气阀为出VI。管道尺寸规格2191o，缓冲罐前管长约2 m，缓冲罐后约2 m，共有 4个弯头，弯头半径0.4 m。缓冲罐直径 500 mm，高约 1500 mm。吸气阀集气室尺寸 1200300x500 mm 。乙烯流量为图2 管线固有频率 19.937 Hz对应的振型 图3 固有频率20.706 Hz对应的振型图4 管线固有频率 23.0275 Hz对应的振型 图5 管线固有频率 24.2516 Hz对应的振型2.028 kg/s，温度 19℃，吸气管线压力0.65 MPa。

增压机为 2列双作用往复压缩机 ，电机转速：585 r/min。

增压机吸气管线计算网格采用四面体和六面体混合单元 。边界条 件 ：管 内质量流率 为2.028 ks/s，人口截面压力650000 Pa，温度 19℃；设出口截面压力为649500 Pa。湍流模型选取k-占标准两方程模型，介质假设为理想气体。基本方程求解用耦合求解方法 (连续方程、动量方程和能量方程同时求解)，求解器用有限体积法，空间离散格式是-阶迎风显式格式。计算过程分为稳态计算和非稳态计算 2个阶段 ，稳态计算收敛的结果作为非稳态计算的初始流常稳态计算结果得到的吸气管路入口管段内总压力和速度场，如图7、图8所示。非稳态计算，在增压机入口管段末端机柜内的吸气阀横截面上设置动态边界条件。

pi6495051202xlsin(585x2w n/60)l，其中，吸气阀处静态平均压力计算值为649505 Pa，动压力计算值为 1202 Pa。时间步长取 0.0001 S，非稳态计算得到吸气管路入口横截面上压力脉动规律。

每个振动周期用约 500个时间步长，故吸气管路人口横截面上压力脉动频率约为 1/(o.0001x500)20 Hz，与吸气阀开闭激振频率 l9.5 Hz非常相近，压力脉动的幅度只是吸气阀处的2/5左右。由此可以看出，吸气管路乙烯气体压力脉动频率与增压机气阀吸气频率相同；压力波传递速度 、/ji 吸气管路出(吸气阀)图6 第-增压机吸气管路乙烯气流称算模型2013年03期(总第239期)图7 增压机吸气管路乙烯气总压力分布图 图8 增压机吸气管路乙烯气速度分布图329.2 m/s，吸气阀以前的入口管线振动是由于管内气体压力脉动引起具有相近固有频率的局部管线共振造成的。

4 增压机管线振动控制改变振动管系的支架形式可以改变管系结构的固有频率，从而避免共振的发生。针对表 1列出的管系固有频率所对应的振型，在相应管段-定位置和方向上增设管道支吊架，按照标准重新设计管卡和管墩基础，并重新施工安装，使管系的固有频率只剩下 9个，改进后的管系固有频率均离开(0.8 1.2) l5.6～23.4 Hz(f19.5 nz)范围以外较远，方案实施后管系振动烈度减到2 mm/s左右，最大值4 mm/s，减振效果非常好。应用CAE-SARII对改进后的管系模型进行了详细的应力校核，各管段强度均满足标准要求。

(1)管线中乙烯气体压力脉动响应频率与增压机气阀吸、排气频率同步；(2)管道系统的振动是由于管内乙烯气体压力脉动频率接近局部管路的固有频率而引起的局部共振；(3)原管线系统的支架数量、安装位置、管卡和基瘁构设计有些地方不合理。通过改造，有效控制了管线振动。