离心压缩机叶片扩压器诱发管道高频振动的原因及处理

2014-10-11刘文明沈阳透平机械股份有限公司沈阳110869

化工设计 2014年2期

刘文明沈阳透平机械股份有限公司沈阳110869

1 问题引出

管道振动的类型及原因较多，离心压缩机叶片扩压器压力脉动也会引起管道高频振动。

离心压缩机是一种叶片旋转式机械。气体经过其吸气室吸入，通过叶轮对气体做功，使气体压力、速度、温度提高，然后进入扩压器，将气体动能转化为压力能，使气体速度降低、压力升高。离心压缩机的扩压器可分为有叶扩压器和无叶扩压器两种。与叶片扩压器相比，无叶扩压器的结构简单，造价低，性能曲线平坦，稳定工作范围大;缺点是气体流动路程较长，摩擦损失较大，其工作效率比叶片扩压器低。叶片扩压器有扩压程度大、尺寸小的优点，在设计工况下，损失比无叶扩压器小，效率较高;缺点是由于叶片的存在，变工况时冲击损失大，效率下降较多。

随着石化、化工等行业装置规模的不断扩大，为了提高离心压缩机的工作效率，压缩机的扩压器较多采用叶片扩压器。而叶片扩压器压力脉动易诱发管道产生高频振动。

2 实例介绍

下面通过两个大型离心压缩机管道实例，阐述由于有叶扩压器压力脉动引发管道高频振动现象。

2.1 实例1

该离心压缩机机型为整体式齿轮压缩机，由四级叶轮组成，其中叶轮叶片数为13个，扩压器为叶片扩压器。机组额定转速为6042 rpm。在开车时各级出口管道发生程度不同的高频振动，经测试发现主要振动频率为叶片通过频率(即13倍的额定转速)，对此振动问题设备制造商经过多次改进处理，最后采取的措施是将有叶扩压器改为无叶扩压器，管道振动幅值减少非常明显。图1、图2为测得的高频振动功率谱及振动速度频谱图。

图1 速度信号高频部分细化功率谱图

图2 振动速度频谱图

2.2 实例2

该离心压缩机机型为MCO1404，压缩机额定转速为4900 rpm，叶轮叶片数为13个，叶片通过频率BPF为1061.7 Hz，进口导叶为12个，扩压器叶片为22个。运行时出口管路处出现较大振动。管道振动的最后解决方案依然是把叶片扩压器改为无叶扩压器，修改前后测试点振动数据见表1。测试点的振动速度为不同运行工况下采集所得，从表1可知，流量小则振动速度小，无叶扩压器下的振动速度比任何流量下的有叶扩压器振动速度低，效果非常明显。测点7处测得的震动频率谱图见图3。

图3 测点7处振动频谱图

表1 不同流量和不同扩压器下测点的振动速度表

3 问题处理

两个实例均说明管道的高频振动原因是离心压缩机的扩压器压力脉动诱发了管道高频振动。在管道振动早期，由于没有对扩压器叶片脉动引起注意，主要对管道结构进行优化，例如对管壁加厚、更换管道材料、增设限位支架等来提高管道强度及刚度的改进措施，但均未取得实质效果，不能解决管道严重的高频振动问题。最后把原来常规叶片扩压器取消，改为无叶扩压器，机组效率降低约3%～5%。为保证机组效率，后来改用半高叶片扩压器，基本成功解决管道振动及效率降低的问题。

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振动的影响，经大量调研发现，在大型离心压缩机组中，由叶片扩压器非定常流场产生的压力脉动诱发的管路振动问题十分突出。扩压器叶片结构形式的不同，可大幅影响因转定子耦合引起的压力脉动的大小，对此需要进行深入的非定常流场分析及管路振动分析。

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和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，即把有叶扩压器改为无叶扩压器，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，还可大幅减少压缩机噪声。

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，并与叶片扩压器进行对比，见图4和图5。

图4 不同入口流量，有叶与无叶压缩器下的振动值

图5 有叶和无叶扩压器下的最大振动值

从图中可知，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。

4 问题分析

为更准确地体现管道在高频激励下的振型，利用有限元软件ANSYS进行管道的模态分析。

选取某PTA机组二级出口管路，为计算管路的高频振型，即圆柱壳形式的固有频率，对出口管路进行了部分简化，管路模型的直径为900 mm，长度900 mm，壁厚选用两种，分别为10 mm和12 mm。约束方式为两端固定。二级出口管路模型及简化的有限元模型见图6。

图6 二级出口管道模型图及简化的管道有限元模型图

分析发现，在叶片通过频率1682.4 Hz附近发现有非常密集的频率出现，据圆柱壳的固有频率特性来看，在管道直径方向有节径概念，长度方向有轴向半波数的概念。如果管壁振型与管道内的声学固有频率振型正好耦合，将对管路产生极为不利的影响。

图7是周向节径为i=6、轴向半波数是j=5的管壁振型，频率为1686.2 Hz，管壁振型十分明显。

在PTA二级出口管路破坏的初期，对管道的结构进行了多次修改，其中就包括对PTA二级出口管路进行增加管壁厚度的做法，壁厚改为12 mm。同样对修改后的管路进行模态分析，长度方向与直径尺寸相同，取为900 mm，约束方式为两端固定。从图8可看出，对于周向节径为i=6、轴向半波数j=5的管壁振型，加厚的管道结构频率为1873.6 Hz，比同样为i=6，j=5的原始设计的管壁振型频率增加了187.4 Hz。虽然加厚了管道壁厚，但是在叶片通过频率附近还是有相应的振型出现。图9是周向节径i=8、轴向半波数j=4、频率为1669.7 Hz的管壁振型;图10是周向节径i=11、轴向半波数j=1、频率为1694 Hz的管壁振型。

从上述分析中可以看出，对管道壁厚进行加厚处理很难避免不与激励源发生干涉，而且从现场试验及对国内外大量技术调研中也证实该类做法很难起到消除管道振动的作用。