高温高压蒸汽管道振动分析治理

卜峥嵘，程勇明，安付立，刘宾

(1.深圳妈湾电力有限公司，广东 深圳 518054； 2.西安热工研究院有限公司，西安 710054)

表1 振动治理前再热蒸汽热段管道振动测量结果

0 引言

振动会产生疲劳损坏，缩短管道的使用寿命，并容易导致管道焊接接头破坏失效，引发灾难性事故[1]。据估计，美国因管道振动而造成的损失每年达100亿美元以上，我国这类事故也经常发生[2]，其中高温高压蒸汽管道振动一直是业内关注的焦点问题。

管道振动的分析，就是研究管道系统自身振动特性、管系响应及外界激扰力3方面的关系。在振动条件和振系特性已知的条件下求解振系的响应，这一过程称之为振动分析。电站管道振动是一个非常复杂的问题，涉及多方面因素。引起振动的力称为激振力，根据激振力的来源，可以将管道振动归纳为机械振动、流体振动、阀门自激振动、地震等几种类型，其中以流体不稳定流动引起的振动最为常见，引起流体不稳定流动的原因主要有水锤、两相流、涡流等。

1 问题描述

对某电厂超高压燃煤发电机组再热蒸汽热段管道振动情况进行勘察，发现炉侧管段存在明显水平振动现象。该管道管径为406.4 mm，壁厚14.2 mm，设计温度为545 ℃，设计压力为3.06 MPa，介质为蒸汽，管道材料为10CrMo910，管道支吊架及测点布置如图1所示。

图1 振动治理前管道支吊架及测点布置示意

图2 振动治理前104测点X，Y向振动频谱图

图3 振动治理前105测点X，Y向振动频谱图

图4 振动治理前204测点X，Y向振动频谱图

图2～图4分别为104，105，204测点X，Y向振动频谱图。常见的汽水管道振动有共振型、受迫型及混合型，其中共振型振动频谱图较为简洁，主振动的频谱线突出，其他频率成分的谱线很弱[3]。测点频谱图表现该管道振动为低频冲击共振。

2 问题分析

管道原设计没有水平方向的约束装置，管系刚度较低，在流体的激振力作用下易引起管道振动。管内蒸汽经过弯头、阀门等元件时，作用在管壁上的激振力呈周期性脉动状态，与管道自有频率产生共振。针对管道振动原因，治理可考虑以下3个方面。

(1)消除激扰力，也就是消除振源，这是管道减振的首要任务。如在管段中设置集箱、空腔缓冲器、滤波缓冲器等，布置时尽量少用弯头、变径管等。在役机组改造时，管道本体改造难度较大、成本较高。

(2)改善管系振动特性，使之远离激振频率，从而避免共振的发生。在无法消除管道振动激扰力的情况下，改善管系的振动固有特性是易于实施且有效的。管系节点微幅振动，运动微分方程的一般形式由拉格朗日方程导出[4]，写成矩阵形式为

表2 振动治理后再热蒸汽热段管道振动测量结果

(1)

式中：M为质量矩阵；C为阻尼矩阵；K为刚度矩阵；F为激振力。

通常管道质量矩阵M很难改变。改变系统的阻尼矩阵C，可以加装阻尼器，耗散冲击振动的能量，达到消减振动的目的。改变系统的刚度矩阵K，一般通过在管道适当位置设置限位装置或拉撑杆，改变管道固有频率，避免共振。

(3)振动治理时需尽可能维持管道的一次应力、二次应力水平。根据力学中力的独立性原理，将管道应力分为两种：由管道内压、自重和其他持续外载产生的轴向应力之和，称为一次应力；由热胀、冷缩和其他位移受约束而产生的热胀应力之和，称为二次应力[5]。一次应力、二次应力满足以下算式

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为管道在工作状态下，由内压、自重和其他持续外载产生的轴向应力之和，MPa；p为设计压力，MPa；Do为管道外径，mm；Di为管道内径，mm；i为应力增加系数；MA为自重和其他持续外载作用在管道横截面上的合成力矩，N·mm；W为管道抗弯截面系数，mm3；[σ]t为钢材在设计温度下的许用应力，MPa；[σ]20为管道钢材在20 ℃时的许用应力，MPa；MC为按全补偿值和钢材在20 ℃时的弹性模量计算的热胀引起的合成力矩范围，N·mm；σE为热胀应力范围，MPa；f为应力范围的减小系数。

加装的减振装置必须考虑管道热膨胀，利用CAESARⅡ等软件进行有限元模拟计算，验证方案的有效性，并将结果反馈进行方案修改，避免管道一次应力、二次应力超过许用范围，影响安全运行。

3 治理方案

根据该再热蒸汽热段管道的振动特性，在确保管系应力合格的前提下，在管道上加设减振装置，改变管系的固有特性，以达到控制管道振动的目的。

减振装置安装需要考虑厂房结构、生根特点等因素，此次安装的管道减振装置包括弹簧减振器、可调带间隙限位和拉撑杆，安装位置和方向如图5所示。根据管道设计热位移，带间隙限位和拉撑杆应预留足够间隙，确保不阻碍管道正常热位移。

图5 振动治理后管道减振装置布置示意

待机组运行稳定、管道热膨胀充分后，调整带间隙限位和拉撑杆，并利用应变片和外接测力器，控制限位和拉撑杆承载力。根据CAESARⅡ软件模拟计算结果，此次治理中限位和拉撑杆安装载荷控制在2 500～3 000 N。

4 效果评价

振动治理后，管道振动测量结果见表2，图6、图7和图8为测点频谱图。通过减振装置改变了管系固有频率，有效避免了共振，减小了管道振动。

再热蒸汽热段管道振动治理后，振动的峰值位移为0.12 mm，全频域最大峰值振动速度为6.44 mm/s，小于DL/T 292—2011《 火力发电厂汽水管道振动控制导则》规定的12.4 mm/s，管道振动评估为优秀。

图6 振动治理后104测点X，Y向振动频谱图

图7 振动治理后105测点X，Y向振动频谱图

图8 振动治理后204测点X，Y向振动频谱图

度比治理前下降了79.89%，Y方向下降了74.61%；105测点X方向的最大峰值振动速度比治理前下降了72.21%，Y方向下降了78.68%；204测点X方向的最大峰值振动速度比治理前下降了73.36%，Y方向下降了52.26%。管道振动速度、幅度总体明显下降，振动治理效果显著。

此外，对方案实施前后的管道进行模拟分析和应力计算，结果显示管系应力水平与原设计基本一致，一次应力和二次应力分布较为均匀，应力大小均在合理范围之内。

5 结论

(1)高温高压蒸汽管道振动具有复杂性和不确定性，振动治理应分析管道振动特性，寻找主要原因，采取有效、经济的治理方案。

(2)管道激振力无法消除时，通过改变管道阻尼系数或刚度，可以有效耗散冲击振动能量或使管道远离激振频率，从而避免共振的发生。

(3)针对高温高压管道，加装减振装置必须考虑管道热位移，必须经应力校核计算，维持管道的一次应力、二次应力水平，保证管道安全运行。