高溫高壓蒸汽管道振動分析治理

卜崢嶸，程勇明，安付立，劉賓

(1.深圳媽灣電力有限公司，廣東 深圳 518054； 2.西安熱工研究院有限公司，西安 710054)

表1 振動治理前再熱蒸汽熱段管道振動測量結果

0 引言

振動會產生疲勞損壞，縮短管道的使用壽命，并容易導致管道焊接接頭破壞失效，引發災難性事故[1]。據估計，美國因管道振動而造成的損失每年達100億美元以上，我國這類事故也經常發生[2]，其中高溫高壓蒸汽管道振動一直是業內關注的焦點問題。

管道振動的分析，就是研究管道系統自身振動特性、管系響應及外界激擾力3方面的關系。在振動條件和振系特性已知的條件下求解振系的響應，這一過程稱之為振動分析。電站管道振動是一個非常復雜的問題，涉及多方面因素。引起振動的力稱為激振力，根據激振力的來源，可以將管道振動歸納為機械振動、流體振動、閥門自激振動、地震等幾種類型，其中以流體不穩定流動引起的振動最為常見，引起流體不穩定流動的原因主要有水錘、兩相流、渦流等。

1 問題描述

對某電廠超高壓燃煤發電機組再熱蒸汽熱段管道振動情況進行勘察，發現爐側管段存在明顯水平振動現象。該管道管徑為406.4 mm，壁厚14.2 mm，設計溫度為545 ℃，設計壓力為3.06 MPa，介質為蒸汽，管道材料為10CrMo910，管道支吊架及測點布置如圖1所示。

圖1 振動治理前管道支吊架及測點布置示意

圖2 振動治理前104測點X，Y向振動頻譜圖

圖3 振動治理前105測點X，Y向振動頻譜圖

圖4 振動治理前204測點X，Y向振動頻譜圖

圖2～圖4分別為104，105，204測點X，Y向振動頻譜圖。常見的汽水管道振動有共振型、受迫型及混合型，其中共振型振動頻譜圖較為簡潔，主振動的頻譜線突出，其他頻率成分的譜線很弱[3]。測點頻譜圖表現該管道振動為低頻沖擊共振。

2 問題分析

管道原設計沒有水平方向的約束裝置，管系剛度較低，在流體的激振力作用下易引起管道振動。管內蒸汽經過彎頭、閥門等元件時，作用在管壁上的激振力呈周期性脈動狀態，與管道自有頻率產生共振。針對管道振動原因，治理可考慮以下3個方面。

(1)消除激擾力，也就是消除振源，這是管道減振的首要任務。如在管段中設置集箱、空腔緩沖器、濾波緩沖器等，布置時盡量少用彎頭、變徑管等。在役機組改造時，管道本體改造難度較大、成本較高。

(2)改善管系振動特性，使之遠離激振頻率，從而避免共振的發生。在無法消除管道振動激擾力的情況下，改善管系的振動固有特性是易于實施且有效的。管系節點微幅振動，運動微分方程的一般形式由拉格朗日方程導出[4]，寫成矩陣形式為

表2 振動治理后再熱蒸汽熱段管道振動測量結果

(1)

式中：M為質量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；F為激振力。

通常管道質量矩陣M很難改變。改變系統的阻尼矩陣C，可以加裝阻尼器，耗散沖擊振動的能量，達到消減振動的目的。改變系統的剛度矩陣K，一般通過在管道適當位置設置限位裝置或拉撐桿，改變管道固有頻率，避免共振。

(3)振動治理時需盡可能維持管道的一次應力、二次應力水平。根據力學中力的獨立性原理，將管道應力分為兩種：由管道內壓、自重和其他持續外載產生的軸向應力之和，稱為一次應力；由熱脹、冷縮和其他位移受約束而產生的熱脹應力之和，稱為二次應力[5]。一次應力、二次應力滿足以下算式

σL=pDi2/(Do2-Di2)+

0.75iMA/W≤1.0[σ]t，

(2)

σE=iMC/W≤f[1.25[σ]20+0.20[σ]t+

([σ]t-σL)] ，

(3)

式中：σL為管道在工作狀態下，由內壓、自重和其他持續外載產生的軸向應力之和，MPa；p為設計壓力，MPa；Do為管道外徑，mm；Di為管道內徑，mm；i為應力增加系數；MA為自重和其他持續外載作用在管道橫截面上的合成力矩，N·mm；W為管道抗彎截面系數，mm3；[σ]t為鋼材在設計溫度下的許用應力，MPa；[σ]20為管道鋼材在20 ℃時的許用應力，MPa；MC為按全補償值和鋼材在20 ℃時的彈性模量計算的熱脹引起的合成力矩范圍，N·mm；σE為熱脹應力范圍，MPa；f為應力范圍的減小系數。

加裝的減振裝置必須考慮管道熱膨脹，利用CAESARⅡ等軟件進行有限元模擬計算，驗證方案的有效性，并將結果反饋進行方案修改，避免管道一次應力、二次應力超過許用范圍，影響安全運行。

3 治理方案

根據該再熱蒸汽熱段管道的振動特性，在確保管系應力合格的前提下，在管道上加設減振裝置，改變管系的固有特性，以達到控制管道振動的目的。

減振裝置安裝需要考慮廠房結構、生根特點等因素，此次安裝的管道減振裝置包括彈簧減振器、可調帶間隙限位和拉撐桿，安裝位置和方向如圖5所示。根據管道設計熱位移，帶間隙限位和拉撐桿應預留足夠間隙，確保不阻礙管道正常熱位移。

圖5 振動治理后管道減振裝置布置示意

待機組運行穩定、管道熱膨脹充分后，調整帶間隙限位和拉撐桿，并利用應變片和外接測力器，控制限位和拉撐桿承載力。根據CAESARⅡ軟件模擬計算結果，此次治理中限位和拉撐桿安裝載荷控制在2 500～3 000 N。

4 效果評價

振動治理后，管道振動測量結果見表2，圖6、圖7和圖8為測點頻譜圖。通過減振裝置改變了管系固有頻率，有效避免了共振，減小了管道振動。

再熱蒸汽熱段管道振動治理后，振動的峰值位移為0.12 mm，全頻域最大峰值振動速度為6.44 mm/s，小于DL/T 292—2011《 火力發電廠汽水管道振動控制導則》規定的12.4 mm/s，管道振動評估為優秀。

圖6 振動治理后104測點X，Y向振動頻譜圖

圖7 振動治理后105測點X，Y向振動頻譜圖

圖8 振動治理后204測點X，Y向振動頻譜圖

度比治理前下降了79.89%，Y方向下降了74.61%；105測點X方向的最大峰值振動速度比治理前下降了72.21%，Y方向下降了78.68%；204測點X方向的最大峰值振動速度比治理前下降了73.36%，Y方向下降了52.26%。管道振動速度、幅度總體明顯下降，振動治理效果顯著。

此外，對方案實施前后的管道進行模擬分析和應力計算，結果顯示管系應力水平與原設計基本一致，一次應力和二次應力分布較為均勻，應力大小均在合理范圍之內。

5 結論

(1)高溫高壓蒸汽管道振動具有復雜性和不確定性，振動治理應分析管道振動特性，尋找主要原因，采取有效、經濟的治理方案。

(2)管道激振力無法消除時，通過改變管道阻尼系數或剛度，可以有效耗散沖擊振動能量或使管道遠離激振頻率，從而避免共振的發生。

(3)針對高溫高壓管道，加裝減振裝置必須考慮管道熱位移，必須經應力校核計算，維持管道的一次應力、二次應力水平，保證管道安全運行。