300MW机组主蒸汽管道振动原因分析及处理

任文斌，许金辉，唐 璐

（1.国电蓬莱发电有限公司，山东 蓬莱 265601；2.苏州热工研究院有限公司，江苏 苏州 215004）

300MW机组主蒸汽管道振动原因分析及处理

任文斌1，许金辉1，唐 璐2

（1.国电蓬莱发电有限公司，山东 蓬莱 265601；2.苏州热工研究院有限公司，江苏 苏州 215004）

某300MW机组在主蒸汽管道单阀切顺序阀运行后，主蒸汽管道振动幅度明显增加。通过现场勘察和测量，结合模态分析得出主蒸汽管道振动原因是激振力频率与管道固有频率一致引起管道共振。提出相应的振动处理方案，新增相应阻尼器，设计了间隙可调节性限位支架，有效地减小了主蒸汽管道的振动。

主蒸汽管道；振动；模态分析；振动治理

0 引言

某发电有限公司1号机组锅炉系哈尔滨锅炉厂有限公司的HG-1025／17.5-YM15型亚临界参数、一次中间再热、单炉膛、固态排渣、全钢架悬吊结构、露天布置、控制循环燃煤汽包炉，采用平衡通风、直流式燃烧器、四角切圆燃烧方式。汽机系哈尔滨汽轮机厂有限责任公司引进美国WH公司的技术制造的型号为N330－16.7／538／538，反动式、单轴、双缸双排汽，高中压合缸、低压缸分流、亚临界中间一次再热凝汽式汽轮机。机组于2006年4月投产运行。

机组高调阀曾经发生阀芯内部结构断裂，造成管道剧烈振动。过后虽对阀门进行修复，但是一次调频动作较大时，管道会发生较为明显的振动，最大振幅达到20.1 mm，尤其是单阀切换至顺序阀运行后，振动明显加剧，严重威胁到机组安全稳定运行。

1 现场管道振动情况

主蒸汽管道规格：Φ448.3 mm×40 mm和Φ333mm×30mm，材质为A335P91，设计温度为546℃、设计压力为17.6MPa。主蒸汽管道及支吊架布置图如图1所示。

机组在调频变负荷过程中，标高8.8m水平段，图中14号和15号吊架所在水平管道轴向存在剧烈振动；锅炉侧标高63m水平段，5号吊架所在水平管道轴向存在剧烈振动大，图中2号和6号吊架所在立管管道存在剧烈振动，相应振幅和主振频率如表1所示。

图1 主蒸汽管道及支吊架布置

表1 主蒸汽管道振动特征

2 振动原因分析

主蒸汽管道的振动是由作用在管系上的激振力引起的受迫振动，这种激振力是由内部流体激扰引起的，尤其是在变负荷过程中，管道内部流体流动速度的大小发生改变［1］。

1号主蒸汽管道原设计均采用悬吊方式支吊，管系水平方向上缺少约束装置，整个管系只有21号，22号限位支架经现场检查已失效，Y向没有任何限位约束装置；主蒸汽管系柔性较好，刚度小，固有频率较低，管道极易在流体的激振力作用下发生振动。当激振力频率等于或接近管道固有频率时，将引起共振，管道振动显著加剧。

采用CAESARII管道计算软件对主蒸汽进行模态分析及应力校核计算［2］。管道固有频率计算结果见表2。

表2 主蒸汽管道固有频率计算结果

模态分析结果表明，计算的主蒸汽管道前4阶固有频率均低于1Hz，管道固有频率较低，在低频激振条件下，管道很容易产生振动。其中，第3阶频率振型以轴向振动为主，如图2所示，其振型与现场标高63m管段主振动特征相吻合；第6阶频率振型以轴向振动为主，如图3所示，其振型与现场标高8.8m管段主振型特征相吻合。由此可见，从顺序阀切换后，主蒸汽管道振动是激振力的频率与第3阶和第6阶管道固有频率一致，从而产生了共振，导致管道振动显著增加。

图2 第3阶模态f3=0.67Hz振型

图3 第6阶模态f6=1.42Hz振型

3 振动处理方案

主蒸汽管道是一个复杂的连续弹性体，其振动问题可视为具有有限多个质点的多自由度振动系统。对于无阻尼系统，其频率方程为

式中：K为刚度矩阵；M为质量矩阵；ω为各阶固有频率。

由（1）式可得，多自由度系统的固有频率与其质量矩阵和刚度矩阵有关。主蒸汽管道已无法改变其布置，故管道质量无法改变。因此，在保证管道应力合格的前提下，可通过支吊架的合理布置，增设限位装置或阻尼器以增加管道刚度，使管道具有较高的一阶固有频率，避开相对低阶激振力的响应，从而减小管道的振动［3］。

针对现场管道振动情况，采取以下几种处理措施：对失效的22号限位支架进行修复，加固其生根部位，增强支架的稳定性；新增6 A，15 A，16 A，19 A 4个阻尼器，限制所在各自水平管道轴向振动，新增阻尼器所在位置如图1所示；设计如图4的新增14 A带间隙的限位支架，冷态安装时预留出热态膨胀间隙，热态贴合结构面，有效限制轴向和径向振动［4］。

减振措施实施后，主蒸汽管道最大应力值如表3所示，管道应力计算值均小于许用值，管道一次应力和二次应力校核合格。

图4 新增14A带间隙的限位支架安装

表3 减振后主蒸汽管道最大应力值

该减振方案是安全的，不会造成管道应力超标。

减振方案实施后主蒸汽管道刚度增大，第一阶固有频率由0.22 Hz提高到2.11Hz，有效地避开了低阶激振共振频率区。

4 结语

主蒸汽管道缺少有效的限位装置，仅有的限位支架失效导致管道刚度较小，固有频率较低。当运行中转为顺序阀后，作用在管系上的激振力引起管道的受迫振动，当激振频率与管道固有频率接近时产生共振，管道振动显著增加。

在激振力无法消除的情况下，可以增加管系的刚度，增大管道的阻尼来改善主蒸汽管道振动固有特性。新增阻尼器和带间隙的限位支架大大增加了管道的刚度，从而有效地控制了管道振动［5］。

减振方案实施后，有效地消除了主蒸汽管道的振动，消除了机组运行中的安全隐患，同时对于解决国内其他电厂出现的高温高压蒸汽管道振动问题具有较好的参考价值和借鉴意义。

［1］刘习军，贾启芬.工程振动理论与测试技术［M］.北京：高等教育出版社，2006.

［2］方立.用CAESARII软件进行管道应力计算的几个问题探讨［J］.化工设备与管道，2001，41（6）：40－43.

［3］唐璐，李英，仇云林，等.1 000MW超超临界机组凝结水再循环管道振动原因分析及治理［J］.电力科学与工程.2011，27（2）：72-74.

［4］唐璐.国电蓬莱电厂1号机组管道支吊架调整及主蒸汽管道振动治理报告［R］.苏州热工研究院有限公司，2016.

［5］李英，唐璐.600MW机组锅炉高压给水管道振动测试分析及治理［J］.浙江电力，2014，33（9）：45-48.

Cause Analysis and Elim ination of 300MW Unit M ain Steam Piping Vibration

REN W enbin1，XU Jinhui1，TANG Lu2
（1.Guo Dian Peng Lai Power Plant，Penglai，265601，China 2.Su Zhou Nuclear Power Institute，Suzhou，215004，China）

The vibration of amain steam pipe in one of a 300MW gnerator unit was found increasing after single-valve-tosequential-valve operation.The investigation on the reason of the pipe vibration was carried out in combination with modal analysis.It is find out that the frequency of exciting force is coherentwith the natural frequency of pipe，resulting in resonance vibration of the pipe.Necessary treatmentmeasures were conducted：four snubbers were added in and one customized limiting support is designed to restrict the pipe’s expansion displacement.The vibration treatment is proved effective，which eliminated the vibrations and ensured the unit safety running.

main steam piping；vibration；modal analysis；vibration elimination

TK222

A

1007－9904（2017）06－0057－03

2017-02-01

任文斌（1967），男，工程师，从事电厂生产检修、设备及技术管理工作。