高压聚乙烯装置增压机出口管线振动特性研究

唐 帅，谢燕媚，王文超，段 权

（1.西安交通大学 化学工程与技术学院，陕西 西安 710000；2.国营长虹机械厂，广西 桂林 541000）

往复式压缩机间歇性工作的特性会使与其配套的管线系统发生剧烈振动，这是生产运行中最常见也极具危险性的安全隐患［1-3］。管线剧烈振动会使管线产生疲劳破坏，连接部位发生松动或者破裂，引起管线的泄漏甚至爆炸，造成严重的安全事故［4-5］。

茂名某石化企业25万t/a的高压聚乙烯2号装置二次增压机采用的是往复式压缩机，其转速200 r/min，即工频为3.33 Hz。二次增压机一段出口管线多次出现振动过大问题，给装置安全稳定运行带来较大隐患。针对此段复杂管线系统振动过大的问题，文中采用现场振动数据采集结合有限元模拟仿真计算的方法进行管线振动特性研究，为减振措施的提出提供数据支持。

1 管线振动分析基础

往复式压缩机工作时对压缩机内气体进行周期性的往复压缩，压缩机内部存在周期性的气流脉动，气体流速非常高，会对管线造成周期性变化的压力脉动冲击。设备和管线因脉动压力形成激振力，从而使管线系统产生一定的振动［6-8］。压缩机管线中同时存在2个振动系统，①由管线系统结构组成的机械振动系统。压力脉动作用在管线转弯处、截面变化处的不平衡力会激起管线系统的机械振动。当压缩机激发频率与管线结构固有频率接近时，还会引起剧烈的管线结构共振。②气柱振动系统。管线内气柱本身为一个具有连续质量的弹性振动系统，往复式压缩机周期性的吸气与排气对气柱产生激发，使得管线内的压力发生脉动。如果激发频率与气柱固有频率接近，同样会引起管线内气柱的共振，从而引起压缩机管线系统的剧烈振动［9-12］。

2 振动异常管线振动测试

取二次增压机出口管线不同位置进行振幅测量以及频谱信号采集，除在振动较大管线附近采集振动信号外，还在远离压缩机的顶层平台采集了频谱数据。由于二次增压机管线振动基频较低，因此采用低频、量程大的加速度传感器进行振动信号采集。管线振动时不同方向有不同的敏感频率，根据振幅测试结果，在振动较大的二次增压机一段出口管线处采集振动频域信号，得到的径向频谱图及时域波形图见图1，轴向频谱图及时域波形图见图2。

图1 二次增压机一段出口管线振动径向频谱图及时域波形图

图2 二次增压机一段出口管线振动轴向频谱图及时域波形图

根据图2所示，在轴向振动频率40.04 Hz、63.48 Hz、106.45 Hz 、133.79 Hz 及 163.09 Hz等处出现较高振动峰值。根据与其余部位测试频谱图的对比分析，发现这些敏感频率只出现在振动剧烈管线附近，在远离二次增压机的顶层平台等处并未出现。这说明二次增压机出口附近管线和其他管段的振动激励机理不同。

3 振动异常管线振动有限元仿真分析

3.1 结构模态分析及谐响应分析

3.1.1 结构模态分析

要分析管线是否发生共振，需得到管线结构的固有频率。实际的管线系统结构十分复杂，获得振动方程的精确解十分困难，因此采用有限元方法求解复杂管线的固有频率及振动响应［13-15］。利用ANSYS Workbench有限元软件对管线进行模态分析，建立的二次增压机一段出口管线有限元模型见图3。图3中上方4根管线与二次增压机相连，采用四面体网格，并对约束位置及尺寸缩减位置进行局部加密，最终确定的模型总节点数为373 618个。

图3 二次增压机一段出口管线有限元模型

利用ANSYS Workbench软件计算二次增压机一段出口管线1阶～200阶结构固有频率，结果见图4。需要说明的是，图4中横坐标固有频率阶数表示此阶固有频率比之前增幅较大，故为不均匀分布。

从图4可以看出，此段管线固有频率分布密集，部分频率与二次增压机工频的倍频接近，说明管线接近共振区，局部共振可能性较大。

图4 二次增压机一段出口管线结构固有频率模态计算结果

3.1.2 结构谐响应分析

谐响应分析可以通过对管线施加激励频率的多倍频，使之与管线结构自身的固有频率进行匹配，判断在共振区域管线系统是否发生超出振动标准的共振现象。为进一步明确管线振动原因，需要在模态计算结果的基础上对管线模型进行谐响应计算［3，16］。

二次增压机工频为3.33 Hz，据此最终设定的谐响应计算频率为0～166.5 Hz，步长为50，即在4个管线出口截面上施加频率从工频至其50倍频的正弦压强波，由管线内径面积与壁厚面积换算后得到的压强为74.4 MPa。二次增压机一段出口管线振幅-频率响应曲线见图5，曲线上的50个点分别代表从二次增压机工频至其50倍频。

图5 二次增压机一段出口管线振幅-频率响应曲线

从图5可以看出，在 21、40和48倍频处，曲线出现较高峰值，表示二次增压机一段出口管线在 69.93 Hz、133.2 Hz及 159.84 Hz这 3个二次增压机工频的倍频激励下发生了较大振动。将谐响应计算结果与现场测试频谱图中的振动敏感频率进行对比，发现图5中的69.93 Hz、133.2 Hz以及159.84 Hz与图2敏感频率中的63.48 Hz、133.79 Hz以及163.09 Hz相近。将图5中3个频率下管线的谐响应计算结果和与之对应的固有频率模态振型结果进行对比，见图6和图7。

图6 21倍频和40倍频下二次增压机一段出口管线谐响应计算结果与模态振型图

图7 48倍频下二次增压机一段出口管线谐响应计算结果与模态振型图

对比图6和图7可以发现，由于69.93 Hz、133.2 Hz以及159.84 Hz这几个激励频率与固有频率接近，在其激励下二次增压机一段管线会发生共振，共振最剧烈的位置在二次增压机出口弯头附近管线以及集管箱后面弯头处，与现场管线振动情况相吻合。这3个频率与现场测得的振动频谱图中的敏感频率接近，所以判断二次增压机出口弯头附近管线以及集管箱后面弯头处剧烈振动的原因是在这些位置出现了管线的高阶共振。谐响应计算得到的管线发生共振时的最大振幅为 89.21 μm（图 5），虽然振幅数值较大，但并没有达到厂方所提供的现场振动值。

3.2 气柱声学模态分析及声学谐响应分析

3.2.1 声学模态分析

为进一步明确管线剧烈振动的原因，对可能引起管线系统振动的管线气柱进行有限元模拟仿真。根据文献［7］的研究分析及验证，管线弯头对气柱模态及谐响应计算结果几乎无影响。所以，在建模过程中对管线气柱进行简化，将二次增压机一段出口管线气柱及集管箱两侧管线气柱的部分弯头简化为直管。优化之后的二次增压机一段出口管线模型见图8。

图8 二次增压机一段出口管线气柱优化模型

在有限元模拟中温度设置为现场环境温度27℃，查表得此温度下声速为347 m/s、空气密度为1.177 kg/m3。二次增压机一段出口管线一端与增压机相连，另一端与循环冷却装置相连，压缩机及循环冷却装置容积均小于10倍管线容积，均可视为闭口端。因此将出口管线边界条件设定为两端闭口，采用完全阻尼法进行求解，计算得到了管线气柱前120阶固有频率，见图9。

图9 二次增压机一段出口管线气柱模态计算结果

从图9可以看出，此段管线气柱固有频率分布密集，部分频率与二次增压机工频的倍频接近，意味着管线接近气柱共振区，局部共振可能性较大。经过对比，找到了与结构共振频率较为相近的气柱第27阶和第54阶固有频率，数值分别为68.03 Hz和132.66 Hz。对这2阶管线气柱声学模态振型图（图10和图11）进行分析，可以看出管线气柱第27阶和第54阶声学模态振型图与前述结构模态共振振型图相接近。

图10 二次增压机一段出口管线气柱第27阶声学模态振型图

图11 二次增压机一段出口管线气柱第54阶声学模态振型图

3.2.2 声学谐响应分析

气柱固有频率是在声学模拟条件下进行计算的，因此振幅用声压来表示，以压强单位Pa来量化。为进一步确定振动原因，在管线气柱声学模态计算结果的基础上对管线气柱模型进行声学谐响应计算。

与结构谐响应分析中方法类似，在4个管线气柱出口截面上施加从二次增压机工频至其50倍频的正弦压强波，压强大小为160 MPa。二次增压机一段出口管线气柱振幅-频率响应曲线见图12，曲线上的50个点分别代表从二次增压机工频至其50倍频。

图12 二次增压机一段出口管线气柱振幅-频率响应曲线

从图12可以看出，管线气柱的固有频率分布密集且与二次增压机工频的倍频重合区域较多，所以气柱共振区域较多，出现较多峰值。在与气柱第27阶和第54阶固有频率（即68.03 Hz和132.66 Hz）相接近（0.8～1.2倍）的第 18倍频和第 40倍频（即 59.94 Hz和 133.2 Hz）处，也出现振动峰值，说明这2阶共振在众多气柱共振中占主要成分。这2个倍频处的二次增压机一段出口管线气柱声学谐响应计算结果见图13。

从图13可以看出，在二次增压机工频及其倍频的激励下，管线气柱会发生共振，尤其是在69.93 Hz和133.2 Hz，即18倍频和40倍频激励下，管线气柱会发生剧烈共振。这2个激励频率同时也会引发管线结构的剧烈共振，并且共振部位接近，都在二次增压机出口弯头附近管线以及集管箱后面弯头附近，与现场测试结果和厂方反映情况吻合。

4 结语

针对茂名某石化企业二次增压机一段出口管线系统振动过大的问题，采用现场振动数据采集与有限元模拟仿真计算相结合的方法，分析了管线振动原因。现场管线振幅值及振动频谱图的测试分析说明，二次增压机一段出口管线振动和其他管段振动激励机理不同。管线结构的模态及谐响应计算结果和管线气柱的声学模态及声学谐响应结果表明，引发二次增压机一段出口管线系统剧烈振动的原因是管线结构共振和管线气柱共振的叠加。文中所进行的管线振动特性研究，可为提出相应管线减振措施提供数据支持。