管道振动的根本原因—声学高频振动

声学振动

当压力脉冲从源点(如泵或压缩机)向下游管道传递时,在不连续处(关闭的阀门,孔口等)或大容量(油箱,集管等)产生反射,事件的叠加和反射波可以在管道系统中形成驻波。如果压力脉冲的频率等于管道的声频,则会发生这种情况。在开放式管段(例如连接两个集管的分支管道)或闭式管段中,声学频率为[Blevins]:

f =汽蚀的声频,I / sec

n =整数1,2,3,…

a =流体中的声速,ft / sec

L =管道长度,ft

在一个开闭管段中,例如一个安全阀插入口(在分支连接到集管连接处并在安全阀处关闭)或一个封闭的旁路支路,声频是:

尖锐的分支开口提供了声学共振的典型示例。参见图8,尖锐的分支管(90°管管连接)导致在分支入口边缘形成涡流。涡流的主要频率fHs也许与安全阀的开闭分支入口的声频接近(在20%之内)

在这种情况下,总管到阀的汽蚀压力时程P(t)中将呈现出一个峰值,其值大于总管中稳态压力,通常安全阀的设定压力会约高于总管工作压力10%,但压力峰值足以间歇性地打开安全阀,并导致阀门内部过早磨损。可以通过改变支管的长度L来解决这样的问题,使得f HS不再接近fAp。更好的解决方案是通过平滑,整体式加强的分支连接件来替换涡流源(尖锐的管道与分支管的连接处),消除了导致涡流的根源[Coffman,Baldwin]。

在气体管道中,声学诱发振动的定量分析是气体压缩机站设计中非常重要的一部分。计算管道声学频率并将其与压缩机活塞频率进行比较,以确保它们不接近在20%以内,否则下游管道可能会放大压缩机的压力脉冲。在压缩机气缸法兰处测量的峰值压力振荡不应超过PCf [API 618]

Pcf =允许的最大峰-峰值压力振荡百分比,%

dP =允许的最大峰-峰压力振荡,psi

P =管线平均压力psi

R =压缩机级压缩比

对于压力为50至3000 psi的管线,限制为:

d =管道内径,in

f =压力脉冲频率,Hz

 

为防止疲劳损坏,脉冲引起的振动应低于管材的耐久极限。为了实现限制dP / P和循环应力幅度的双重目标,可能需要在压缩机入口和出口安装缓冲罐或声学滤波器。缓冲罐通常是按照规范ASME B&PV设计的压力容器,其中设有排出冷凝水和其他液体的装置。入口缓冲罐的最小容积应为[API 618]

Vs =入口最小缓冲罐体积,至少1 ft3,ft3

PD =所有气缸的每转总净排量,即ft3/每转

K =平均工作气体压力和温度下的等熵压缩指数

Ts =入口绝对温度,o朗肯

M =压缩气体的分子量

出口缓冲罐的最小容积应为[API 618]

VD =出口最小缓冲罐体积,至少1 ft3,且不大于Vs,ft3

R =气缸法兰处的级压缩比

较大的气体体积也可充当反射器或终点,超过该反射器或终点,压力脉冲就不会再传播了。创建终点所需的体积量是[Sparks]

V =终点体积,in3

Vc =一个气缸每转的净排出体积,in3

m =气体的分子量

呼吸模式

在管道系统中,压力脉冲可引起两种类型的振动:由于循环力dP x A引起的梁弯曲振动,以及来自管壁的径向振动,即呼吸模式振动。呼吸模式振动通常在高频下发生,并且在大直径薄壁管(直径与壁厚的D / t比大于100)中特别明显。

管道呼吸模式的第一阶固有频率是延伸模式,管道围绕其圆周径向均匀地延伸。无限长管道的延伸模式的固有频率是[Blevins]

R =管道半径,in

p =管材密度,lb / in3

v =管材的泊松模量

E =管材的杨氏模量,psi

管道振动的前两种弯曲呼吸模式如图9所示:两叶椭圆形和三叶形。图9(a)所示的第一个弯曲呼吸模式的固有频率[Blevins]

t =管壁厚度,in

阀门噪音

除机械振动外,压力变化还会产生声音(振动范围为20 Hz至20 kHz)。声压水平定义为:

db =声压水平,分贝

Pmeasuerd =测量的压力幅值,微巴

人体疼痛阈值约为145分贝(压力脉冲幅值为0.004个大气压)。在美国,噪音水平由职业安全和健康管理局(OSHA)监管。除了职业安全考虑之外,据报道钢阀门的疲劳破坏阈值是130分贝[Bauman]。通常情况下,流体引起的管道振动总是伴随着阀门噪声,这是流体激发点压力波动的症状。

阀门噪音可归因于以下三种原因之一[Lyons] :(a)阀门内的压力波动导致内部零件发出嘎嘎声; (b)由于压力低于饱和蒸气压而产生汽蚀现象; (c)过度湍流,特别是在高流速和大压降时。

高频压力脉冲会导致阀门的高频噪声水平,也会倾向于激发管壁的高频呼吸模式,导致直管和分支管连接点失效[Carucci]。可通过更换阀内件或使用曲折的路径来消除阀门产生的噪音。

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