1、第 52 卷 第 3 期2023 年 3 月Vol.52 No.3Mar.2023化工技术与开发Technology&Development of Chemical IndustryLDPE/EVA 装置高压循环气管道的振动分析范铁生，王 伟，牛天宇（中国石油广西石化公司，广西 钦州 535008）摘要：某石化公司20万ta-1高压低密度聚乙烯（LDPE/EVA）装置建成投用后，高压循环气管线的振动幅度明显偏大。因管道内为27MPa的乙烯气体，一旦泄漏可能造成严重的安全事故，为此对高压循环气系统管线关键部分的振动数据进行了采集和分析。评价结果表明，管线振动的实际值超出理论值，存在安全风险。通过
2、计算，采取支架固定的方式削减了振动，消除了安全风险。关键词：LDPE/EVA装置；循环气管道；振动分析中图分类号：TQ 055.8+1 文献标识码：B 文章编号：1671-9905(2023)03-0085-04收稿日期：2022-10-09设备与自控1概况某石化公司 20 万 ta-1（LDPE/EVA）高压低密度聚乙烯装置，反应压力达 300MPa，需采用往复式超高压压缩机对工艺气体进行升压，因此高压工艺气体具有脉动的特点，管系振动为重大风险点。装置建成投用后，高压循环气管线的振动幅度明显偏大，肉眼可见管线有高频晃动，叠加工艺气体的压力脉动，长期运行中，因管线疲劳失效造成泄漏的风险很大。因
3、管道内为 27MPa 的乙烯气体，一旦泄漏可能造成严重的安全事故，为此，本文对高压循环气系统管线关键部分的详细振动数据进行了采集和理论分析，计算出允许的振动理论值，结果表明，管线振动的实际值超出理论值，存在安全风险。2管线振动数据的采集和分析2.1振动数据采集方案根据现有条件，选用 VM-83 测振仪进行振动数据采集。选取管线底部 135弯管附近的位置（该处振动最为明显）布置检测点。采取平均取点的方法，同时兼顾管线底部位置上的各处关键点，以及 水平(X)、轴向(Y)、竖直(Z)这 3 个方向的实际振动情况，每个测点测试 1 个方向上的振动。其中 1、3、7、8 这 4 个测点测试 Z 方向的竖
4、直振动，2、4 测点测试 Y 方向的水平振动，5、6 测点测试 X 方向的水平振动。2.2振动数据测得的各方向在不同时刻的振动位移数据如表1、表 2、表 3 所示（其它测点数据略）。由检测数据表 1测点 1 在不同时刻 Z 方向的竖直振动位移幅值测量次数12345678910振幅/mm0.5570.5550.5610.5460.5440.5550.5560.5610.5520.548表 2测点 2 在不同时刻 Y 方向的竖直振动位移幅值测量次数12345678910振幅/mm0.35303460.3560.36303520.3550.3440.3460.3550.349表 3测点 5 在不同时
5、刻 X 方向的竖直振动位移幅值测量次数12345678910振幅/mm0.6610.6440.6480.6530.6540.6510.6480.6510.6500.64786化工技术与开发 第 52 卷 可知，X 方向上的平均振动幅值为 0.553mm，Y 方向上的平均振动幅值为 0.3117mm，Z 方向上的平均振动幅值为 0.5701mm。135 弯管位置在 X、Y、Z 方向的振动加速度数据见表 4。由检测数据可知，X、Z 方向上的振动加速度比 Y 方向大，135弯管位置在 Y、Z、X 方向的平均振动加速度，分别为 2.37ms-2、3.7ms-2、3.88ms-2。表 4弯管位置 X、Y
6、、Z 方向的振动加速度数据表 /ms-2方向12345Y2.402.382.362.322.34Z3.603.633.693.713.72X4.073.753.774.043.793高压循环气管道振动的计算、分析及评定振动计算主要解决下列问题：1)根据往复压缩机及管道的操作参数和结构，确定不会出现振动破坏的允许压力脉动百分率；2)计算管道的允许振幅，根据有关的标准规范，评定管道振动的安全性；3)计算管道振动的振动应力、挠度；4)确定减振的方案。3.1基于现状与测试数据的振动计算3.1.1高循管线的振动允许幅值高循管线的振动强度与其振幅大小有关。基于振动测试与分析研究，允许振幅 A 可由式（1）
7、计算得到：A=15025.4RPMN1000 （1）式中，A 为管道的允许振幅，mm；RPM 为压缩机的转速，rmin-1；N 为压缩机转速的谐波阶数，N=1,2,3，为相对于压缩机转速下的谐波阶数。根据现场测试的情况，管道振动的频率在13.25Hz 左右，N 为 2 阶谐波阶数，压缩机的转速为 200rmin-1，根据式（1）计算得到的管道允许振幅为 0.069750.07530mm。现场振动测试得到的管线平均振动幅值为：X 方向：0.553mm，Y 方向：0.312mm；Z 方向：0.570mm。从计算和实测结果的对比可知，现场管道的实际振幅已经严重超出了高循系统管道的允许振幅。3.1.2
8、基于允许压力脉动百分率评定管道振动的安全性压力脉动会引起管道振动，振动产生的循环应力则是管道破坏的直接原因，因此控制管道的压力脉动百分率，就可以控制振动应力。评定管道安全运行的允许压力脉动百分率的公式为：PUL/%=300 0.006895PIDf100%(2)式中，PUL 为管道任一处的许用压力脉动百分比，即管道平均绝对压力的百分数，%；P 为管道内的平均流体压力，MPa；ID 为管道内径，mm；f 为管道内流体压力脉动频率。管道的平均流体压力为 28MPa，管道内径为160mm，现场测试得到的管道内流体压力的脉动频率为 13.25Hz，根据式（2），计算得到管道安全运行的许用压力脉动百分率
9、为 6.2%，即压力脉动允许值为 1.736MPa。3.1.3135 弯管处振动应力的计算弯管材质为 24CrMo5 合金钢，密度为 7.85103 kgm-3，管道的内径为 0.16m，外径为 0.244m。根据质量的计算公式 M=v，计算得到单位长度的管道质量为：m=(R2-r2)=209 kgm-1。由测量数据可知，弯管及附近区域在 Y、Z、X方向的振动加速度，分别为 2.37ms-2、3.7ms-2、3.88ms-2，因振动加速度产生的力的计算公式为：F=ma(3)按式（3）进行计算，管道在 3 个方向产生的力 分 别 为：Fy=495.33Nm-1，Fz=773.3Nm-1，Fx=8
10、10.92Nm-1。将与 135弯管相连的两段直管的两个固定端简化成全约束支座，并将管道简化成悬臂梁(图 1)。根据悬臂梁计算，管道的力学参数分别如下：挠度：f=Fl48EJ(4)弯矩：M=Fl22 (5)弯曲应力：=MW=(8Ejl4l22)1W(6)在式(5)中，惯性矩 M=(D4-d4)64，因为JW=D2，所以弯曲应力为：=2EDl2，即管道由振幅产生的振动应力为：v=2EDl2(7)用以上公式计算得到的AB管段的三向挠度与应力为：Y 方向：f1Y=5.1510-7m，1vY=6.167103Pa；Z87第 3 期 范铁生等：LDPE/EVA装置高压循环气管道的振动分析方 向：f1Z=
11、7.7410-7m，1vZ=9.269103 Pa；X 方 向：f1X=8.1110-7m，1vX=9.712103 Pa。BC 管段的三向挠度与应力为：Y 方向：f2Y=2.15 10-6m，2vY=2.575104Pa；Z 方 向：f2Z=3.3510-6m，2vZ=4.012104Pa；X方向：f2X=3.5110-6m，2vX=4.203104Pa。f2CBAf1L1L2图 1135 管道的简化示意图3.1.4管内压力引起的振动应力计算弯管处所受压力的示意图如图 2 所示。F1F2图 2135 弯管的受力示意图管道推力：F1=F228d2P(8)管道在 L1和 L2方向的弹性变形（伸长
12、）为：f1=F1L1AE，f2=F2L2AE (9)管道压力脉动（P）对管道产生振动的振幅为：L1的振幅：f1=F1L1AE (10)L2的振幅：f2=F2L2AE (11)已知管道内压力 P 为 28MPa，实际压力脉动P 为 1.12MPa，管道的内径为 0.16m，管道的外径为0.244m，弹性模量 E=2.061011Pa。根据以上公式，求得管道在压力脉动下的振动力学特性为：管道推力 F1=F2=3.98105N，管道 AB 段长度方向的弹性变形 f1=5.0810-5m，管道 BC 段长度方向的弹性变形 f2=7.2810-5m，管道压力脉动在 AB 段产生的振幅为：f1=2.041
13、0-6m，管道压力脉动在 BC 段产生的振幅为 f2=2.9110-5m。对比检测数据后发现，实际振幅远大于理论计算的幅值。4管道支座的设计方案4.1支座初步设计方案从上述计算可知，管道在 135 弯管附近的振动幅度已经超出了管道的许用振动振幅，故在此处设置减振支座很有必要。通过计算可知，和 AB 段管道相比，BC 段管道的振动更为严重，因此需要在BC 段管道上靠近 135o弯头附近设置支座。根据现场条件，选择的支座形式为管夹式支座（图 3）。图 3管夹式支座示意图4.2螺栓与支座的初步设计与强度校核4.2.1螺栓材料的选择和许用应力根据设计手册，选用耐低温材料 15MnVB、性能级别为 10
14、.9 的 M35 型螺栓。此螺栓能承受的最高屈服强度极限s为 900MPa，紧固螺栓许用应力的计算公式为：=sS(12)式 中，s为 屈 服 强 度 极 限；S 为 安 全 系 数，S=1.21.5。将各参数（S=1.5）代入公式，计算可得选用螺栓的许用应力=600MPa。受轴向载荷紧固螺栓连接（动载荷）的强度校核，与设计受轴向载荷紧固螺栓连接的基本计算公式为：2FCd12 (13)计算可知，螺栓所受的轴向载荷力，主要是管线在竖直方向上的振动对支座产生的力，以及管内压88化工技术与开发 第 52 卷 力对支座产生的竖向推力之和。FC=FZ+F2=2Rb2VZ+F2 (14)式中，R 为管线外半
15、径，0.122m；b 为设计支座的宽度，0.6m；2VZ为支座所受管线竖直方向的弯曲应力，4.203104 Pa；F2为支座所受管道推力，3.98105N。从式（14）可计算出螺栓所受的轴向载荷力为：FC=4.173105N。是相对刚度，当垫片为金属垫片时，=0.20.3，由式（13）可得螺栓的强度校核结果为：2FCd12=0.324.1731053.140.0352=65.09MPa =600MPa因此螺栓的设计满足强度要求。4.2.2支座结构的初步设计与强度校核支座材料可以选用低温性能较好的 16Mn 钢，屈服强度为 343MPa，按抗疲劳断裂和抗变形计算，确定安全系数 S=1.5，故 1
16、6Mn 钢的许用应力=228.7MPa。由支座与管道的安装条件可知，管道对支座的作用力主要集中在连接两支座的螺栓位置处。支座与螺栓连接的位置会产生应力集中，因此在校核支座强度时，主要考虑支座与螺栓相接触的位置。选用的螺栓公称直径为 35mm，则螺栓与支座接触的表面积为 S=2r。强度校核公式为：FC2r (15)式中，FC为轴向载荷力；为支座的设计厚度，0.035m；r 为支座与螺栓连接的开孔位置处，0.035m。由式（15）计算可得：FC2r=4.17310523.140.0350.035=54.2MPa=228.7MPa故支座强度的设计满足要求。4.2.3底座强度的校核与设计底座材料选用低温性能较好的 16Mn 板材钢，16Mn 钢的许用应力 =228.7MPa，底板与管夹式支座的连接区域为焊接，焊接区域的接触面积为：S0=0.040.3+0.260.043=0.0432m2。由前文的计算可知，底座受到的支座轴向载荷力为：FC=4.173 105N。根据强度校核公式计算可得：FS0 0 (16)FS0=4.173105 0.0432=9.66 MPa0=157MPa。因此底座强度满
