減壓閥后管道振動解決方案

 

減壓閥后管道振動解決方案

在流程工業(yè)的管道系統(tǒng)中，減壓裝置(如減壓閥、控制閥和孔板)廣泛存在。隨著新建裝置減壓排放系統(tǒng)壓差和流量的逐漸增大，暴露出的振動噪聲問題逐漸增多，如減壓閥相連的異徑管焊縫開裂泄漏故障、裝置試車時直接放空導致系統(tǒng)噪音過大等。對這類問題進行理論分析，根據(jù)實際設計需求介紹相應國際標準，并給出相應判定公式和評定方法，同時提出有針對性的解決方法。在使用的時候也是會產(chǎn)生振動的，尤其是時候長時間的，在減壓的時候會有振動、噪音因素產(chǎn)生，如果我們發(fā)現(xiàn)震動聲比較激烈的，我們應該考慮更換了，或者需要進行維修。

減壓閥后管道振動解決方案關鍵詞：減壓閥；聲學誘導振動(AIV)；失效系數(shù)

 



 

氣體系統(tǒng)經(jīng)過減壓裝置(如減壓閥、控制閥和孔板)時，會產(chǎn)生高頻率的聲學能量，它和壓差、流量成正比，高頻的聲學能量以聲波的形式在管道內傳播，激發(fā)出管道高階的振動模態(tài)，振動形式從梁振動模態(tài)轉化為殼體振動模態(tài)。這種類型振動由于頻率很高、振幅很小，不易觀察，但由于頻率很高，在管道連接的應力集中處產(chǎn)生高的動態(tài)應力水平，使連接處很容易達到疲勞極限，引發(fā)疲勞裂紋，形成泄漏，造成管道失效。我們稱這類振動為聲學誘導振動，。管道在時的管道殼體振動模態(tài)見，從中可以看出，在支管處的應力水平，并且管道的模態(tài)變形十分劇烈，階次很高。

 



 

1減壓閥后管道振動解決方案 管道殼體振動失效的相應國際標準

由于振動頻率過高，在高頻率處模態(tài)振型相對集中，避開共振模態(tài)的方法并不合適，故只能在降低其振動的聲學能量方面入手。現(xiàn)代工業(yè)由于現(xiàn)場情況復雜，流量隨時變化，條件也各不相同，為了能得到相對準確的數(shù)據(jù)，工程師主要從各項案例中總結經(jīng)驗公式并進行推廣應用。歸納了36個減壓系統(tǒng)案例，其中，9個產(chǎn)生疲勞失效的案例，用A-H表示，其他未失效案例用數(shù)字1-27表示，計算出各案例聲學能量和管道直徑的關系，并定出疲勞的分界線，當高于這個標準時，管道易出現(xiàn)疲勞實效。由于工業(yè)界數(shù)據(jù)獲取困難，這成為以后工業(yè)標準的理論和實踐基礎。

對其進行更新并發(fā)布了第二版。這一標準是針對日益增加的流程管道失效故障制訂，對各類失效問題進行分類，并提出相應的設計，變更方案，保障管道有效運行。針對AIV，標準提供了如下聲能計算公式——聲功率級PWL的表達式，此公式應用于計算減壓閥等源頭處的聲能。對于減壓閥后不連續(xù)處的聲能計算應用公式，可以看出，不連續(xù)處距離越遠，管徑越小，可以減小聲能。



2減壓閥后管道振動解決方案 降低管道AIV的改進方法

對于LOF值不大于1的管系，增加管道壁厚是一個簡單有效降低LOF值的方法，根據(jù)文獻1，得出了聲能與徑厚比的關系，可以不通過表格 T2-6復雜的計算，就能對系統(tǒng)進行簡單判斷，節(jié)省0.5<LOF≤1這一部分的計算分析。標準主要從兩方面介紹了改進方法：一是減少激發(fā)能量；二是減小系統(tǒng)響應。降低管道AIV的改進方法見。從管道方面主要可以從改變管道長度、改變壁厚和減少系統(tǒng)不連續(xù)位置這三方面入手。如果增加壁厚可以使LOF降到0.5以下，應使用增大壁厚的方法，但根據(jù)BP公司設計規(guī)定，壁厚大于19mm(3/4″)的情況不常見。



一、機械振動產(chǎn)生的噪音

減壓閥的零部件在流體流動時氣動調節(jié)閥會產(chǎn)生機械振動，機械振動又可分為兩種形式：

① 低頻振動。這種振動是由介質的射流和脈動造成的，其產(chǎn)生原因在于閥出口處的流速太快，管路布置不合理以及閥活動零件的剛性不足等。

② 高頻振動。這種振動在閥的自然頻率和介質流動所造成的激勵頻率一致時，水力控制閥將引起共振，它是減壓閥在一定減壓范圍內產(chǎn)生的，而且一旦條件稍有變化，其噪音變化就很大。這種機械振動噪音與介質流動速度無關，多是由于減壓閥自身設計不合理產(chǎn)生。減小機械振動噪聲的措施是，合理地設計減壓閥襯套和閥桿的間隙、機械加工精度、閥的自然頻率以及活動零件的剛性，正確地選用材料等。

 



 

二、流體動力學噪音

流體動力學噪音是由流體通過減壓閥的減壓口之后的紊流及渦流所產(chǎn)生的，其產(chǎn)生的過程可以分為兩個階段：

① 紊流噪音，即由紊流流體和減壓閥或管路內表面相互作用而產(chǎn)生的噪音，其頻率和噪音級都比較低，一般并不構成噪音問題。

② 汽蝕噪音，即減壓閥在減壓過程中，當流體流速達到一定值時，流體(液體)就開始汽化，當液體中的氣泡所受到的壓力達到一定值時，就會爆炸。氣泡在爆炸時，要在局部產(chǎn)生很高的壓力和沖擊波，自力式調節(jié)閥這個沖擊瞬間壓力可達196 MPa，但是遠離爆炸中心的地方，壓力急劇衰減。這個沖擊波是造成減壓閥汽蝕和噪音的一個主要因素。（閥門生產(chǎn)廠家:山東國威閥門制造有限公司）減小機械振動噪聲的措施是在設計減壓閥時，必須把減壓閥的減壓值控制在臨界值以下，而且，是在Δp初始以下,因為減壓閥的實際減壓值達到Δp初始值時，液體就開始產(chǎn)生汽蝕，而且噪聲將急劇增大。自力式控制閥此外，還要注意相對于閥瓣的流體介質的流動方向。

三、空氣動力學噪聲

當蒸汽等可壓縮性流體通過減壓閥內的減壓部位時，流體的機械能轉換為聲能而產(chǎn)生 綜上所述，從根本上來說，減壓閥產(chǎn)生噪音都跟自身的設計和制造工藝有關。

一般的配管方法是在減壓閥后逐級變徑匯入總管，這帶來兩點問題：一是多處變徑帶來多處焊接點，易失效位置增加；二是管徑變大，D/t變大，通過式(2)得出系統(tǒng)承受破壞能力減弱，多次現(xiàn)場管道泄漏都發(fā)生在這些變徑處，故應使不連續(xù)處盡量遠離減壓源頭，即只在匯入主管處有三通接頭，中間不變徑。

 



 

3 減壓閥后管道振動解決方案具體應用方法

英國BP公司將這一標準引入企業(yè)設計管理規(guī)定，并將其應用于實際工程設計之中。具體計算方法如下：管道介質在安全閥后進行減壓，首入DN200管道，然后變徑為DN400，最后匯入DN600總管，壁厚為標準壁厚std。工藝參數(shù)見。減壓閥的振動與噪聲根據(jù)其誘發(fā)有種各種各樣的原因，但總共可以分為機械振動、氣蝕振動和流體動力學振動這幾個原因。



 　　機械振動

 　　機械振動根據(jù)其表現(xiàn)形式可以分為兩種狀態(tài)。一種狀態(tài)是氣體減壓閥的整體振動，即整個氣體減壓閥在管道或基座上頻繁顫動，其原因是由于管道或基座劇烈振動，引起整個氣體減壓閥振動。此外還與頻率有關，即當外部的頻率與系統(tǒng)的固有頻率相等或接近時受迫振動的能量達到值、產(chǎn)生共振。另一種狀態(tài)是氣體減壓閥閥瓣的振動，其原因主要是由于介質流速的急劇增加，使氣體減壓閥前后差壓急劇變化，引起整個氣體減壓閥產(chǎn)生嚴重振蕩。

 　　氣蝕振動

  氣蝕振動大多發(fā)生在液態(tài)介質的氣體減壓閥內。氣蝕產(chǎn)生的根本原因在于氣體減壓閥內流體縮流加速和靜壓下降引起液體汽化。氣體減壓閥開度越小，其前后的壓差越大，流體加速并產(chǎn)生氣蝕的可能性就越大，與之對應的阻塞流壓降也就越小。

 　　流體動力學振動

 　　介質在閥內的節(jié)流過程也是其受摩擦、受阻力和擾動的過程。湍流體通過不良繞流體的氣體減壓閥時形成旋渦，旋渦會隨著流體的繼續(xù)流動的尾流而脫落。這種旋渦脫落頻率的形成及影響因素十分復雜，并有很大的不確定性，定量計算十分困難，而客觀卻存在一個主導脫落頻率。當這一主導脫落頻率（亦包括高次諧波）在與氣體減壓閥及其附屬裝置的結構頻率接近或一致時，發(fā)生了共振，氣體減壓閥就產(chǎn)生了振動，并伴隨著噪聲。振動的強弱根據(jù)主導脫落頻率的強弱和高次諧波波動方向一致性的程度來確定的。

 



 

4 減壓閥后管道振動解決方案結語

本文主要針對減壓裝置后管道疲勞破壞進行分析研究，結合現(xiàn)有國際標準，對國際上的減壓裝置疲勞設計方法進行著重介紹，并解釋了其理論基礎，分析了其設計要點，最后通過案例對使用方法進行詳細分析， 通過實例計算對管道進行優(yōu)化設計，并最終應用于實際工程項目之中。