300 MW機組主汽管道振動的原因分析及消除

王立慶，王 勇，盧傳貴

(1.北京大唐新源電力科技有限公司，北京100070;2.大唐哈爾濱第一熱電廠，哈爾濱150010)

某發電廠1號機組裝機容量為300 MW，于2009年投入運行后，主蒸汽管道一直存在著嚴重的大幅度振動。管道振動產生的強力噪音，使巡檢人員和就地操作人員產生緊張恐懼感、不舒適感和不安全感，分散操作人員的注意力，影響工作效率，并容易引發操作失誤、造成事故。長期大幅振動會引起管道和支吊架材料的疲勞損壞，并會影響到與管系相連的設備的安全，影響機組的安全運行［1］。總之，管道振動造成的危害是多方面的，應設法降低或避免嚴重的管道振動問題。該機組主蒸汽管道的材質為P91，管道的設計壓力17.535 MPa，管道的設計溫度545℃。管道走向如圖1所示。

為了消除管道的振動，確保機組的安全運行，對管道振動的情況進行模態分析和應力計算，并尋求消除振動的措施。

1 振動原因分析

管道系統的振動一般是由機械振動、管道內部介質振動引起的，其中后者是管道振動的主要誘因。振動對于管道是一種交變動載荷，其危害程度取決于振幅、頻率和管道自身的抗振性能。當振動頻率等于或接近管道的自振頻率時，將引起共振［2］。經現場檢查和分析，主汽管道接口設備振動均滿足設計要求，支吊架根部無明顯振動源存在。由此可以排除機械振動等外部振源引起振動的可能，所以只能從管道系統自身查找振動原因。管道內部介質振動在機組運行過程中是一個隨機組負荷變化而不斷變化的變量。主蒸汽通流量是由機組負荷決定，要想改變管道內部介質在管道內的流動特性，只能通過改變管道自身規格、布置走向和管道附件等來實現。對于投入運行的機組來說，上述調整工作量大，需要投入大量人力物力。一般不采用此方式解決管道振動。無法改變振源特性，接下來我們只能從管系剛度、支吊結構和阻尼效果等方面查找振動發生的原因。

圖1 主蒸汽管道立體圖

1.1 汽水管道剛度和固有頻率

汽水管道設計中由于要考慮良好的補償性能，減少管道對接口設備的推力影響，往往設計的相對較柔是較常見的問題。因此，在汽水管道的設計中除要求滿足強度條件外，還應滿足一定的剛度條件，文獻［3］要求管道的固有頻率大于3.5 Hz。通過支吊架的合理布置，可以使管道具有較高的一階固有頻率，避開介質的激振頻率，以免發生共振。

本文采CAESARⅡ軟件對主汽管道進行模態分析計算，模態分析可以生成計算管道的多階固有頻率:第一階固有頻率0.310 Hz第二階固有頻率0.594 Hz第三階固有頻率0.726 Hz第四階固有頻率0.948 Hz第五階固有頻率1.190 Hz。從上述計算結果可以確定，管系剛度小，固有頻率低是管道振動的原因之一。

1.2 管道支吊架工作狀態

管道安裝過程中限于現場條件、檢測手段和設備材料質量等原因，管道系統布置無法完全滿足設計要求。往往會出現管道安裝過程中調較不準確，強行拆除支吊架鎖銷，致使管道出現明顯下沉(或上升)的現象。造成支吊架受力不均或失效，管系受力偏離設計值。嚴重的造成整個管系失穩、振動。

經現場檢查發現主汽管道部分支吊架受力明顯偏離設計值，并出現彈簧壓死、偏斜、失效等。具體如表1:

表1 主汽管道支吊架現場檢查結果

1.3 管道系統阻尼效果

管道系統采用的阻尼器主要是油阻尼器，外形為圓柱體，內部有設有活塞，活塞上開有小孔，活塞的兩端與減振設備相連接。設備振動帶動阻尼器的活塞做軸向運動，腔體內的阻尼液受到活塞擠壓壓力逐漸增大，液體通過活塞的小孔從缸體的一側流向另一側。兩側的壓力差為阻尼液流動的阻力，阻尼液流動過程中克服阻力做功將系統的振動機械能轉化為阻尼液熱能釋放出去，從而達到耗能減振的目的。

這種阻尼器優點很多，被廣泛應用于橋梁和建筑物的減振。由于這種阻尼器有空程對小幅振動反映不靈敏，在激振頻率為1.5 Hz，位移幅值分別為±1.2 mm，±2.8 mm時的滯回環與理論值差異大，無法達到預期的減震效果［4］。所以通常應用在管道系統的地震工況和排汽工況的較大振幅吸能減震。由于阻尼器的存在增加了管道系統的剛度，可以有效吸收較大振幅的低頻振動能量。所以，在出現較大幅度振動的管道系統中，在振幅較大位置適當增加阻尼器，可以有效控制管道的振動幅度。

本文所述主蒸汽管道阻尼器普遍存在漏油現象，一定程度上降低了阻尼器的效用。對控制管道振動和管系剛度均出現不利影響。具體檢查結果見表1。

2 消除振動的措施

從上述分析可見，主蒸汽管道主要存在以下三種不利于振動控制的狀況，分別是管道系統剛度較小、管道支吊架失效和阻尼器失效。要消除該汽水管道的振動，可通過對上述三種狀況進行深入分析，采取有利措施避免上述三種狀況對管道系統造成影響。具體措施如下:

2.1 增加支吊架，提高管道的剛度，避免管道的共振。

管道系統剛度和強度是一對相互矛盾的問題，增加管道支吊架提高了管道剛度后，將對管道的熱位移產生約束，可能使管道端口推力和應力增加，使其強度相應降低，加速了管道和設備的損傷。因此，在增加管道支吊架之前，必須同時進行嚴格的模態和應力分析計算，保證改造方案既適當提高了管道的剛度，又不大幅度增加端口推力和管道應力。利用CAESARⅡ軟件，我們對管道熱位移進行了模態分析，發現主汽管道P26點位置X向熱位移趨近于0，增加限位支架后對管系強度和端口推力影響較小。可以在P26點位置增加X方向限位支架，來改變管道系統的剛度。增加限位支架后模態分析結果顯示主蒸汽管道固有頻率為:第一階固有頻率0.381 Hz第二階固有頻率0.667 Hz第三階固有頻率0.817 Hz第四階固有頻率1.127 Hz第五階固有頻率1.217 Hz，固有頻率都有明顯提高，有利于減小或消除振動。增加限位支架后的應力分析結果(見表2)，管道應力無明顯變化，端口推力增加不大，在允許范圍內，本方案可行。

表2 增加P26前后最大應力表

表3 增加P26前端點作用力和力矩表

表4 增加P26后端點作用力和力矩表

2.2 調整和恢復失效支吊架

通過現場觀察、測量和圖紙分析，發現主蒸汽管道爐頂部分出現明顯的下沉。造成頂部(部分)支吊架出現冷態壓死或嚴重偏離設計值現象。要調整管系中支吊架，必須先調整管道位置到設計標高。方案采用爐頂起吊主蒸汽管道，同時收緊剛性吊架P6，待爐頂管道上升到設計標高后，停止起吊。然后再檢查管道支吊架，對仍然偏離設計值或失效的支吊架進行調整和更換，直到達到設計狀態。具體支吊架調整方案如表5。

表5 主蒸汽管道支吊架處理方案

2.3 檢修和更換問題阻尼器

300 MW以上機組四大管道大量采用阻尼器來提高系統剛度，避免管道振動是國際上通行的設計方法。對于本文所述主蒸汽管道振動幅度±3～4 mm，雖然在振幅較大區域增加阻尼器能有效減小振動，但是考慮阻尼器價格、無故障運行時間和改造復雜性等原因。確定分步實施阻尼器措施，先期恢復原有阻尼器工作狀態。如果，控制振動效果不明顯，再考慮增加特種阻尼器來消振。

3 消振效果

在該機2011年4月檢修中，對主蒸汽管道實施了上述消振措施。2011年6月機組投運，管道各支吊架熱態工作正常，管道振幅小于0.4 mm，達到預期消振效果，滿足機組安全運行需要。2012年4月該機組停機，對其進行了冷態檢查。冷態下管道系統各支吊架均處于良好受力狀態，無明顯偏斜等不良現象。本次管道調整在不改變管系布置，僅增加1個限位裝置的情況下，通過調整和恢復管道現有支吊架的工作狀態，圓滿完成了管道消振任務。由此可以證明，300 MW機組在不增加減振阻尼器的情況下，根據管道系統模態分析和應力計算結果，對原有主蒸汽管道系統進行簡單調整，可以有效的消除管道振動。

［1］王鵬，曹海，于海東等.托電8號爐主蒸汽管道振動治理.華北電力技術［J］.2009(S1):4-6.

［2］鄧廣發，張超群，董強等.發電廠給水管道振動的原因分析及消除［J］.江蘇電機工程，2005，23(3):97-98.

［3］電力工業部東北電力設計院.火力發電廠汽水管道設計技術規定［M］.北京:中國電力出版社，1996.

［4］張恒晟，葛繼平.粘滯阻尼器在小行程條件下的力學性能試驗研究.結構工程師［J］.2008，24(6):106-110.