高壓導汽管的振動分析與治理

謝澄

（國電浙江北侖第一發電有限公司，浙江寧波315800）

高壓導汽管的振動分析與治理

謝澄

（國電浙江北侖第一發電有限公司，浙江寧波315800）

通過對高壓導汽管的振動測量和管道振動模態分析，得到了管道的主振頻率、振動幅值和各階固有頻率。詳細分析了管道的振動特性，論述了理論計算和實際振動形態之間的關系，綜合分析后制定了具體的管道振動治理方案，采用冷態安裝和熱態適當調整相結合的辦法，使機組啟動后的管道振動情況得到了明顯改善。

管道；振動；主振頻率；振型；減振支架

1 管道振動分析和治理

1.1 管道振動的原因

電廠動力管道振動的影響因素很多。一般將引起振動的力稱為激振力，根據激振力的來源，振動可分為機械振動、流體振動、閥門自激振動、地震等，其中以流體振動為主，主要有兩相流介質不穩定流動引起的管道振動、水錘引起的管道沖擊振動、介質渦流引起的管道振動等。

1.2 管道振動的危害

振動對管道的危害很大，主要體現在：

（1）加速材料的疲勞損壞，縮短材料的使用壽命，使管道焊接頭破壞失效，引發災難性事故。

（2）損壞閥門。閥頭的振動頻率高于管道，容易振松閥門部件，導致閥門泄漏和控制失靈。

（3）容易損壞主管道上的支管及測量管，可能導致停機或危及人身安全。

1.3 管道振動治理

管道振動的治理通常是先分析管系的固有頻率，再通過調整其固有頻率來避開激振頻率，從而避免共振。管系的固有頻率與其剛度有直接關系，剛度越大，固有頻率就越高。管系固有頻率的調整主要通過調整管系剛度來實現。影響管系剛度的主要因素有管道走向、管徑、壁厚和支撐狀況。減少彎頭的個數、增大管徑和壁厚、增設支架等都能使管系的剛度增加。一般情況下，管徑、壁厚不容易改變，主要的手段是調整管道走向和管道支撐，而這二者中更常用的是通過增減管道的支架來改變管系的固有頻率。

管道振動治理的原則是：在確保管系有適當剛度的同時，必須保證其滿足管道剛度和適當熱位移的要求。

2 管系振動的測量和計算分析

2.1 管系振動的測量

北侖電廠1號機組為600 MW亞臨界、單軸、凝汽式汽輪發電機組，有4條高壓導汽管。隨著運行時間的增加，導汽管的振動越來越大。為測取管路振動的特征參數，在導汽管上布置了7個振動測點，布置位置見圖1，每個測點從3個方向分別進行測試，每次測量采集3～5組數據。

圖1 導汽管振動測點布置

導汽管振動測量結果及現場觀察表明：4條導汽管沿導汽管汽流方向（東西向，以下簡稱Z方向）及南北向（以下簡稱X方向）存在較明顯的振動，Z方向的振動頻率以4.4～6.5 Hz為主，X方向以1.8～3.5 Hz為主。主要振動特性如下：

（1）Z方向振動頻率高于X方向的振動頻率。導汽管上下振動不明顯。

（2）1號和3號導汽管Z方向振動頻率為4.4 Hz，最大振動位移峰峰值約為2.0 mm；X方向的振動頻率約為1.8 Hz，最大振動位移峰峰值約為2.1 mm。

（3）2號和4號導汽管Z方向振動頻率約為6.5 Hz，最大振動位移峰峰值約為1.3 mm；X方向的振動頻率約為3.2 Hz，最大振動位移峰峰值為1.6 mm。

2.2 管系的固有振動頻率計算

4根導汽管的管道規格為φ355.6×63 mm，設計壓力18.7 MPa，設計溫度545℃，材料為P22。

利用管道分析程序對導汽管進行模態計算，因管道為對稱布置，所以取1號和2號管為樣本，計算結果如表1、表2所示。

表1 1號高壓導汽管固有頻率計算結果

表2 2號高壓導汽管固有頻率計算結果

2.3 機組負荷對振動的影響

經檢測，管道振動隨著機組負荷的增加而逐漸增大。這種管道振動特點可以理解為：汽流流經閥門和管道彎頭時，由于閥門節流和彎頭方向突變對汽流造成擾動，擾動產生激振力作用于管道，由于激振力頻率接近管道固有頻率而產生共振，引起管道振動。隨著機組負荷增加，蒸汽流量增加，激振力增強，管道振動也隨之加強。

2.4 管系振型特征分析

根據振幅及頻率測量結果（實際發生的管道振動形態），對振型計算結果逐一對比分析，得出最符合實際振動形態所對應的振型及固有頻率：

（1）1號導汽管X方向振動以第1階振型為主，對應的主振頻率為1.852 Hz，見表1。

（2）1號導汽管Z方向振動以第2階振型為主，對應的主振頻率為4.434 Hz，見表1。

（3）2號導汽管X方向振動以第1階振型為主，對應的主振頻率為3.135 Hz，見表2。

（4）2號導汽管Z方向振動以第3階振型為主，對應的主振頻率為9.442 Hz，見表2。

另外，機組正常運行尤其是滿負荷時，4個高壓調門處有清晰的金屬撞擊聲，根據前一次的檢修情況判斷，調門門桿與門桿套的間隙超標，在汽流沖擊下發生了金屬間的撞擊，進一步加劇了導汽管內汽流的擾動，增加了管道的振動。

3 振動治理

3.1 減振點的設置

從所測得的振型圖上看，必須對導汽管沿汽流方向及垂直于導汽管平面方向同時進行振動治理才能取得較好效果。另外，測量出的頻率段較為集中，通過設計減振結構可有效提高管道固有頻率，達到降低振動的目的。為此，決定在導汽管上增加減振點，減振支架布置如圖2所示。

圖2 減振支架布置

（1）在進汽缸前的垂直管道上增加X向限位支架1a，2a，3a，4a和Z向限位支架1c，2c，3c，4c。

（2）在主汽門所在水平管道上增加X向限位支架1d，2d，3d，4d。

3.2 導汽管最大應力計算

根據主汽門端點實際熱膨脹狀況，在管道加限位支架前后，分別對管道應力進行校核計算。管道最大應力計算結果如表3所示。

4 治理方案的實施及調整

在機組停運、管道及汽輪機完全冷卻后，按照預先制訂的方案進行施工。對于有預埋件的生根部位，采用減振支架直接與預埋件焊接的方式，沒有預埋件的則在水泥基礎上打孔，裝設鐵膨脹螺栓固定支架底板。

根據測量及計算的管道熱態膨脹量，在冷態時留出管道在熱態時前后左右需要的膨脹量，并通過調節限位支架上的調整螺栓來達到要求。

表3 高壓導汽管減振前后最大應力值計算結果

對4個高壓調門進行解體，更換閥門內動靜間隙超標的部件，使之符合設計要求。

機組達到額定負荷后，檢查導汽管的振動及各限位支架調整螺栓與管道上包箍間的間隙，對仍有間隙及振動偏大的支架用調整螺栓進行調整。調整完畢后，再次進行管道測振。

5 結語

通過管道振動綜合治理，機組重新啟動投入正常運行后，高壓導汽管振動情況有明顯改善，振幅降至0.5 mm以下，降低幅度達70%，效果明顯。但是振動頻率有所增大，原來主振頻率為4.4～6.5 Hz和1.8～3.5 Hz的振動，幅值已小于0.12 mm，現在的主振頻率約為15 Hz（原來沒有這個頻率的振動），這是因為管道剛性增加的緣故。

因為施工工期所限，大部分支架采用在混凝土基礎上打膨脹螺栓的固定方式，經過幾年運行后，在周期性強沖擊力作用下，膨脹螺栓已普遍松動。說明這類有強力沖擊載荷的部位不適宜用膨脹螺栓，而應該采用與基礎混凝土鋼筋構件結合或鋼梁埋件相焊接的形式，增加根部的穩定性。

[1]DL/T 292-2011火力發電廠汽水管道振動控制導則[S].北京：中國電力出版社，2010.

（本文編輯：徐晗）

Analysis and Treatment of Vibration for High Pressure Steam Pipe

XIE Cheng
（Guodian Zhejiang Beilun No.1 Power Generation Co.，Ltd，Ningbo Zhejiang 315800，China）

Through the analysis of vibration measurement and model for the high pressure steam pipe，the main vibration frequency and amplitude as well as natural frequency of every step are obtained.This paper analyzes vibration characteristic in detail and discusses the relations between theoretical calculation and actual vibration form.The detailed vibration treatment scheme is formulated after comprehensive analysis.Pipe vibration is reduced greatly after unit startup by adopting the method of combining cold installation and hot adjustment.

pipe；vibration；main vibration frequency；vibration modes；vibration reduction support

TK268+.1

：B

：1007-1881（2012）02-0037-03

2011-09-08

謝澄（1968-），男，浙江寧波人，工程師，從事汽輪機及其輔機系統檢修技術管理工作。