管道振动的根本原因—流体导致的振动

流体引起的振动始于连续的扰动,产生周期性压力脉冲P(t)。在流动方向发生变化(弯头,三通)处或流通截面变化(阀门,节流孔,变径)处,该压力脉冲P(t)产生的脉动力F(t)= AP(t)作用在管道上,进而导致管道振动。在本节中,我们将回顾管道和管道中流体引起振动的原因。

叶片离心旋转和活塞往复运动导致的振动

泵,压缩机和风机以平均压力P输送流体,在平均压力上呈现有小的正弦压力波动dP(t)。每当叶片在出口管嘴前面或每次活塞完成其行程时,这些压力脉冲将通过流体向下游传递。表4总结了这些压力波动的主要频率dP(t),其中RPM是泵转速,单位是每分钟的转数,CPM是活塞每分钟的循环次数。

表4压力波动频率

振动原因 主频率 振动方向
叶片转动 叶片转速的倍数 径向
活塞运动 活塞循环次数的倍数 任意

 

流体的连续排出,在管内将产生周期性压力P + dP,并沿管道向下游传递,每当到达流动方向发生变化或流通截面变化的位置,它们就产生了不平衡力dP×A,其中dP是高于平均压力P的压力波动幅值,A是该元件的横截面积。在大多数使用离心泵的情况下,产生的不平衡力很小并且不会导致管道的任何可见运动。可见振动在正位移泵和气体压缩机中更常见。正位移泵的活塞在每次吸入冲程时,在吸入管中产生压降-dP。在每次排出冲程时,在排出管中产生压力增加+ dP。压力波动产生的脉动流体的频率与冲程频率相同。对于具有正弦运动的单个活塞设备,峰值流速是平均流速[Warwick]的π倍(3.14倍),这是每次冲程的显著喘振。

离心泵的叶片转动频率(叶片数量乘以泵的RPM)是图1中振源的强制频率fHS。如果管道柔性非常好,流体脉冲(图1,方框9)将导致管道振动(图1,方框12)。

例如,在图2所示的泵启动期间,泵从0 RPM上升到100%转速。在该启动过程中,若泵出口管道是水平布置的,并且在短时间内,由于叶片转动频率,可能与该部分管的固有频率接近,从而导致管道共振。如果管道的第一支撑是可变弹簧,且具有足够的柔性,则水平管将在泵启动过程中摇摆,直到泵转速增加的全速运行才稳定下来,泵的转动频率变得大于管道固有频率而不共振。

涡流引起的振动

如图7中的A区域,当稳态流体到达障碍物时,涡流就产生了,如图7 [Morishita,Dozaki]中B区域。涡流引起压力波动的频率为f,通过下式获得:

fHS =由于涡流引起的压力脉冲的振源频率,Hz

n = 1,径向振动(垂直于流动方向),2轴向振动(流动方向)

S = 斯特劳哈尔系数

Re =雷诺数

S = 0.2,对于Re = 103到105

S = 0.2至0.5,对于Re = 105到2 X106

S = 0.2至0.3,对于Re = 2 X106到107

v =流速,in / sec

D =元件的外径,in

例如,蒸汽温度7000F,压力1075psi,以v = 70英尺/秒流速流动,雷诺数Re = υ(ID)/v = 3×106,因此斯特劳哈尔数为0.2至0.3。如果在流体中插入1.5”直径的热井,那么径向(垂直于流动方向)的涡振频率为fHs = 1 x 0.25 x(70 x 12)/ 1.5 = 140 Hz,并且轴向频率为280 Hz(与流动方向平行)。如果热井的固有频率不在涡振频率fHs的共振频率范围内,即没有发生共振。那么径向力的幅度由下式给出:

FL =施加到热井上的径向升力的幅值,Ib

p =流体密度,lb/in3

v =流速,in/sec

D =突出部的外径,in

CL =径向力系数,约为0.5

如果热井的固有频率接近140 Hz或280 Hz的涡振频率,则热井将会共振,并且所施加的力和位移将更大。在固定频率下,振动幅值为:

a =振动幅值,in

D =套管直径,in

S = 斯特劳哈尔数

C =阻尼系数

ζ= 热井阻尼相对于临界阻尼的比值

m = 热井和置换流体的线性质量密度,Ibm/in

ρ = 流体密度,Ibm/in3

D = 仪表套管的外径,in

 

因为振动幅度小,所以阻尼趋于非常小。例如,ζ = 0.5%= 0.005。

相应的振动弯曲应力是:

i =应力增大系数

M =热井底部的弯矩,in-lb

Z =热井截面模数,in3

E =热井弹性模量,psi

I =热井转动惯量,in4

L =热井长度,in

a =振动幅值,in

汽蚀

另一个可能引起管道振动的振动源是闪蒸和汽蚀[Tullis,Eitschberger]。闪蒸是由于局部压力降低到饱和蒸汽压以下,管道内部分液体中转变成了蒸汽泡(空腔),特别是在强制流动通过孔板或部分关闭的阀门时。气蚀是形成气泡后,压力恢复后气泡又破裂。这些现象通常伴随着局部爆裂声,好像管道中有碎石,并且当气泡反复靠近管壁溃灭时导致管壁被侵蚀。汽蚀在离心泵系统中特别麻烦,因为它会侵蚀泵壳,导致压力不平衡和振动。为避免汽蚀现象,必须设计泵有足够的正吸入压头(NPSH),例如通过提供泵入口管道的垂直下降来增加静压头。为了进一步减小泵入口处的压降,应尽量减小流量Q,并使入口管直径最大化[Crane]。制造商通常会指定入口管要比泵管嘴大1或2型号。泵管嘴使用偏心缩径,以避免在管道顶部夹带气穴。

在泵的上游管道内,液体夹带的气体积聚起来可能要花较长时间。然而,在某一点上,气体体积变得足够大并进入泵内,就会阻塞泵中的液体流动。流体也许可以继续通过有空气的泵壳,但这减少的液体流动截面积,因此就导致泵壳内液体的速度更高和压力更低。最好状况是液体会将气体带出泵。无论哪种种情况,液体都不会均匀地分布在泵壳中,这将导致泵体不平衡和泵体振动。泵的管道系统应避免如下条件[HI,HI 9.8,Carucci]:

(a)入口管向下倾斜连接到泵

(b)在水平入口管有向下倾斜的缩径。

(c)直径大于支管的接头连接到泵。

(d)垂直阀杆壳体内存在气体。

(e)过多的节流元件导致吸入口产生汽蚀现象。

(f)进气管道系统中有空气漏入。

(g)入口过滤器通流面积小于吸入管截面积的3倍。

(h)如果压力显著下降,液体中溶解和夹带的气体从溶液中排出,

(i)入口速度超过8英尺/秒。

(j)泵入口阀部分打开。

泵入口流体应尽可能均匀的通过管道截面,以避免泵壳中的流量不平衡。在水平进水管中必须避免不均匀流动的来源。泵入口应有足够长度的直管(5D至10D),以便在进入泵之前重新建立的均匀流体。对于垂直入口管,弯头应为长半径。孔板或节流阀下游的流动是不均匀的,并且在通过缩小的截面后应该有足够长度的直管(5D至10D)以便重新建立均匀的流动。

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