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气体系统经过减压装置(如减压阀、控制阀和孔板)时，会产生高频率的声学能量，它和压差、流量成正比，高频的声学能量以声波的形式在管道内传播，激发出管道高阶的振动模态，振动形式从梁振动模态转化为壳体振动模态。这种类型振动由于频率很高、振幅很小，不易观察，但由于频率很高，在管道连接的应力集中处产生高的动态应力水平，使连接处很容易达到疲劳极限，引发疲劳裂纹，形成泄漏，造成管道失效。我们称这类振动为声学诱导振动，英文为acoustically induced vibration(简称AIV)。管道在422HZ时的管道壳体振动模态见图1，从中可以看出，在支管处的应力水平最大，并且管道的模态变形十分剧烈，阶次很高。

图1 管道壳体振动模态

1 管道壳体振动失效的相应国际标准

由于振动频率过高，在高频率处模态振型相对集中，避开共振模态的方法并不合适，故只能在降低其振动的声学能量方面入手。现代工业由于现场情况复杂，流量随时变化，条件也各不相同，为了能得到相对准确的数据，工程师主要从各项案例中总结经验公式并进行推广应用。1982年，Carucci和 Mueller[1]在美国ASME标准上对这一振动疲劳问题进行了分析总结，归纳了36个减压系统案例，其中，9个产生疲劳失效的案例，用A-H表示，其他未失效案例用数字1-27表示，计算出各案例声学能量和管道直径的关系，并定出疲劳的分界线，当高于这个标准时，管道易出现疲劳实效(见图2)。由于工业界数据获取困难，这成为以后工业标准的理论和实践基础。

图2 声学诱导振动设计标准

1999年，英国海军技术委员会(MTD)发布GuidelinesforAvoidanceofVibrationInducedFatigueinProcessPipework，2008年，英国能源学会Energy Institute对其进行更新并发布了第二版[2]。这一标准是针对日益增加的流程管道失效故障制订，对各类失效问题进行分类，并提出相应的设计，变更方案，保障管道有效运行。针对AIV，标准提供了如下声能计算公式——声功率级PWL的表达式，此公式应用于计算减压阀等源头处的声能。

(1)

其中，P1为装置上游压力，MPa；P2为装置下游压力，MPa；W为质量流量，kg/s；Te为上游温度，K；MW为摩尔质量，g/mol；SFF=6，流速为临界流速，SFF=0，流速小于临界流速。

当PWL计算值小于155dB时，系统被认为是安全的；当计算值大于155dB时，需根据文献2的表格 T2-6进行进一步校核分析，标准定义无量纲数LOF (Likelihood of failure)，称为失效系数，具体应用见图3，具体分析方法参见文献2。

图3 声学诱导振动简化分析流程

对于减压阀后不连续处的声能计算应用公式(2)，可以看出，不连续处距离越远，管径越小，可以减小声能。

(2)

其中，L为管道长度，m；D为管道内径，m。

2 降低管道AIV的改进方法

对于LOF值不大于1的管系，增加管道壁厚是一个简单有效降低LOF值的方法，Eisenger[3]根据文献1，得出了声能与径厚比的关系(见下式与图4)，可以不通过表格 T2-6复杂的计算，就能对系统进行简单判断，节省0.5

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(3)

其中，D为主管外径；t为主管壁厚。

图4 径厚比在声学诱导振动设计标准中的应用

标准主要从两方面介绍了改进方法：一是减少激发能量；二是减小系统响应。降低管道AIV的改进方法见表1。

表1 降低管道AIV的改进方法

从管道方面主要可以从改变管道长度、改变壁厚和减少系统不连续位置这三方面入手。如果增加壁厚可以使LOF降到0.5以下，应使用增大壁厚的方法，但根据BP公司设计规定，最大壁厚大于19mm(3/4″)的情况不常见。

一般的配管方法是在减压阀后逐级变径汇入总管，这带来两点问题：一是多处变径带来多处焊接点，易失效位置增加；二是管径变大，D/t变大，通过式(2)得出系统承受破坏能力减弱，多次现场管道泄漏都发生在这些变径处，故应使不连续处尽量远离减压源头，即最好只在汇入主管处有三通接头，中间不变径。

3 具体应用方法

英国BP公司将这一标准引入企业设计管理规定，并将其应用于实际工程设计之中。具体计算方法如下(案例见图4)：管道介质在安全阀后进行减压，首先进入DN200管道，然后变径为DN400，最后汇入DN600总管，壁厚为标准壁厚std。工艺参数见表2。

图4 减压管道示意

其中，P1为装置上游压力，3MPa(a)；P2为装置下游压力，0.1MPa(a)；W为质量流量，38.89kg/s；Te为上游温度，313K；MW为摩尔质量，20.3g/mol；SFF=6，流速为临界流速，SFF=0，流速小于临界流速，0。

整个计算分3个部分：首先计算安全阀后DN200管道的声学能量，然后计算DN400管道，最后计算DN600总管。

3.1 计算安全阀后DN200管道

+126.1+SFF

由于171>155，所以需应用EI标准对其进行进一步计算，利用文献2中T2-6 计算得到：

D=219;d=219;S=65.1;B=160.2;

N=8.3x107;FLM1=1.75;

FLM2=1;FLM3=1N=1.4x108

计算LOF值：

LOF=-0.130 3×ln(N)+3.1=0.7>0.5

由于LOF值大于0.5，对管道应进行改进，通过将壁厚从std变为40s，重新计算后LOF<0.5，计算通过。

3.2 计算DN400管道声学能量

由于168>155，所以需应用EI标准对其进行进一步计算，利用文献2中T2-6 计算得到：

D=406;d=219;S=49.3;B=161.5;

N=4.5x107;FLM1=1.34;

FLM2=1;FLM3=1;N=5.9×107

计算LOF值：

LOF=-0.130 3×ln(N)+3.1=0.8>0.5

由于LOF值>0.5，对管道应进行改进，通过将壁厚从std变为40s，重新计算后LOF<0.5，计算通过。

3.3 计算DN600管道声学能量

由于159>155，所以需应用EI标准对其进行进一步计算，利用文献2中T2-6 计算得到：

D=610;d=406;S=27.9;B=158.3;

N=6.5x108;FLM1=1.44;

FLM2=1;FLM3=1;N=9.3×108

计算LOF值

LOF=-0.130 3×ln(N)+3.1=0.4<0.5

综上可知，此管系需将安全阀后的DN200和DN400管道壁厚增加到40s，DN600管道不需要进行修改。

4 结语

本文主要针对减压装置后管道疲劳破坏进行分析研究，结合现有国际标准，对国际上的减压装置疲劳设计方法进行着重介绍，并解释了其理论基础，分析了其设计要点，最后通过案例对使用方法进行详细分析， 通过实例计算对管道进行优化设计，并最终应用于实际工程项目之中。