谢澄

（国电浙江北仑第一发电有限公司，浙江宁波315800）

高压导汽管的振动分析与治理

谢澄

（国电浙江北仑第一发电有限公司，浙江宁波315800）

通过对高压导汽管的振动测量和管道振动模态分析，得到了管道的主振频率、振动幅值和各阶固有频率。详细分析了管道的振动特性，论述了理论计算和实际振动形态之间的关系，综合分析后制定了具体的管道振动治理方案，采用冷态安装和热态适当调整相结合的办法，使机组启动后的管道振动情况得到了明显改善。

管道；振动；主振频率；振型；减振支架

1 管道振动分析和治理

1.1 管道振动的原因

电厂动力管道振动的影响因素很多。一般将引起振动的力称为激振力，根据激振力的来源，振动可分为机械振动、流体振动、阀门自激振动、地震等，其中以流体振动为主，主要有两相流介质不稳定流动引起的管道振动、水锤引起的管道冲击振动、介质涡流引起的管道振动等。

1.2 管道振动的危害

振动对管道的危害很大，主要体现在：

（1）加速材料的疲劳损坏，缩短材料的使用寿命，使管道焊接头破坏失效，引发灾难性事故。

（2）损坏阀门。阀头的振动频率高于管道，容易振松阀门部件，导致阀门泄漏和控制失灵。

（3）容易损坏主管道上的支管及测量管，可能导致停机或危及人身安全。

1.3 管道振动治理

管道振动的治理通常是先分析管系的固有频率，再通过调整其固有频率来避开激振频率，从而避免共振。管系的固有频率与其刚度有直接关系，刚度越大，固有频率就越高。管系固有频率的调整主要通过调整管系刚度来实现。影响管系刚度的主要因素有管道走向、管径、壁厚和支撑状况。减少弯头的个数、增大管径和壁厚、增设支架等都能使管系的刚度增加。一般情况下，管径、壁厚不容易改变，主要的手段是调整管道走向和管道支撑，而这二者中更常用的是通过增减管道的支架来改变管系的固有频率。

管道振动治理的原则是：在确保管系有适当刚度的同时，必须保证其满足管道刚度和适当热位移的要求。

2 管系振动的测量和计算分析

2.1 管系振动的测量

北仑电厂1号机组为600 MW亚临界、单轴、凝汽式汽轮发电机组，有4条高压导汽管。随着运行时间的增加，导汽管的振动越来越大。为测取管路振动的特征参数，在导汽管上布置了7个振动测点，布置位置见图1，每个测点从3个方向分别进行测试，每次测量采集3～5组数据。

图1 导汽管振动测点布置

导汽管振动测量结果及现场观察表明：4条导汽管沿导汽管汽流方向（东西向，以下简称Z方向）及南北向（以下简称X方向）存在较明显的振动，Z方向的振动频率以4.4～6.5 Hz为主，X方向以1.8～3.5 Hz为主。主要振动特性如下：

（1）Z方向振动频率高于X方向的振动频率。导汽管上下振动不明显。

（2）1号和3号导汽管Z方向振动频率为4.4 Hz，最大振动位移峰峰值约为2.0 mm；X方向的振动频率约为1.8 Hz，最大振动位移峰峰值约为2.1 mm。

（3）2号和4号导汽管Z方向振动频率约为6.5 Hz，最大振动位移峰峰值约为1.3 mm；X方向的振动频率约为3.2 Hz，最大振动位移峰峰值为1.6 mm。

2.2 管系的固有振动频率计算

4根导汽管的管道规格为φ355.6×63 mm，设计压力18.7 MPa，设计温度545℃，材料为P22。

利用管道分析程序对导汽管进行模态计算，因管道为对称布置，所以取1号和2号管为样本，计算结果如表1、表2所示。

表1 1号高压导汽管固有频率计算结果

表2 2号高压导汽管固有频率计算结果

2.3 机组负荷对振动的影响

经检测，管道振动随着机组负荷的增加而逐渐增大。这种管道振动特点可以理解为：汽流流经阀门和管道弯头时，由于阀门节流和弯头方向突变对汽流造成扰动，扰动产生激振力作用于管道，由于激振力频率接近管道固有频率而产生共振，引起管道振动。随着机组负荷增加，蒸汽流量增加，激振力增强，管道振动也随之加强。

2.4 管系振型特征分析

根据振幅及频率测量结果（实际发生的管道振动形态），对振型计算结果逐一对比分析，得出最符合实际振动形态所对应的振型及固有频率：

（1）1号导汽管X方向振动以第1阶振型为主，对应的主振频率为1.852 Hz，见表1。

（2）1号导汽管Z方向振动以第2阶振型为主，对应的主振频率为4.434 Hz，见表1。

（3）2号导汽管X方向振动以第1阶振型为主，对应的主振频率为3.135 Hz，见表2。

（4）2号导汽管Z方向振动以第3阶振型为主，对应的主振频率为9.442 Hz，见表2。

另外，机组正常运行尤其是满负荷时，4个高压调门处有清晰的金属撞击声，根据前一次的检修情况判断，调门门杆与门杆套的间隙超标，在汽流冲击下发生了金属间的撞击，进一步加剧了导汽管内汽流的扰动，增加了管道的振动。

3 振动治理

3.1 减振点的设置

从所测得的振型图上看，必须对导汽管沿汽流方向及垂直于导汽管平面方向同时进行振动治理才能取得较好效果。另外，测量出的频率段较为集中，通过设计减振结构可有效提高管道固有频率，达到降低振动的目的。为此，决定在导汽管上增加减振点，减振支架布置如图2所示。

图2 减振支架布置

（1）在进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）在主汽门所在水平管道上增加X向限位支架1d，2d，3d，4d。

3.2 导汽管最大应力计算

根据主汽门端点实际热膨胀状况，在管道加限位支架前后，分别对管道应力进行校核计算。管道最大应力计算结果如表3所示。

4 治理方案的实施及调整

在机组停运、管道及汽轮机完全冷却后，按照预先制订的方案进行施工。对于有预埋件的生根部位，采用减振支架直接与预埋件焊接的方式，没有预埋件的则在水泥基础上打孔，装设铁膨胀螺栓固定支架底板。

根据测量及计算的管道热态膨胀量，在冷态时留出管道在热态时前后左右需要的膨胀量，并通过调节限位支架上的调整螺栓来达到要求。

表3 高压导汽管减振前后最大应力值计算结果

对4个高压调门进行解体，更换阀门内动静间隙超标的部件，使之符合设计要求。

机组达到额定负荷后，检查导汽管的振动及各限位支架调整螺栓与管道上包箍间的间隙，对仍有间隙及振动偏大的支架用调整螺栓进行调整。调整完毕后，再次进行管道测振。

5 结语

通过管道振动综合治理，机组重新启动投入正常运行后，高压导汽管振动情况有明显改善，振幅降至0.5 mm以下，降低幅度达70%，效果明显。但是振动频率有所增大，原来主振频率为4.4～6.5 Hz和1.8～3.5 Hz的振动，幅值已小于0.12 mm，现在的主振频率约为15 Hz（原来没有这个频率的振动），这是因为管道刚性增加的缘故。

因为施工工期所限，大部分支架采用在混凝土基础上打膨胀螺栓的固定方式，经过几年运行后，在周期性强冲击力作用下，膨胀螺栓已普遍松动。说明这类有强力冲击载荷的部位不适宜用膨胀螺栓，而应该采用与基础混凝土钢筋构件结合或钢梁埋件相焊接的形式，增加根部的稳定性。

[1]DL/T 292-2011火力发电厂汽水管道振动控制导则[S].北京：中国电力出版社，2010.

（本文编辑：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

谢澄（1968-），男，浙江宁波人，工程师，从事汽轮机及其辅机系统检修技术管理工作。