660 MW 機(jī)組高壓導(dǎo)汽管異常振動分析及治理

王 昊

（大唐中南電力試驗研究院，河南 鄭州 450000）

0 引言

某電廠汽輪機(jī)型號為N660-25/600/600，為凝汽式汽輪機(jī)，主蒸汽壓力25 MPa，主蒸汽溫度600 ℃，再熱蒸汽溫度600 ℃，超超臨界機(jī)組、一次中間再熱、三缸四排汽、單軸、雙背壓汽輪機(jī)。采用中壓缸啟動、數(shù)字式電液調(diào)節(jié)（DEH）系統(tǒng)。其高壓導(dǎo)汽管由4 根規(guī)格為?348 mm×62 mm的管道組成，材質(zhì)為P92，設(shè)計壓力為25 MPa，保溫厚度為220 mm，采用陶瓷保溫材料。運行人員發(fā)現(xiàn)當(dāng)機(jī)組達(dá)到滿負(fù)荷時，1、3號高壓導(dǎo)汽管異常振動明顯，且振動幅度與機(jī)組負(fù)荷有明顯對應(yīng)關(guān)系。

由于高壓導(dǎo)汽管兩端分別與高中壓外缸進(jìn)汽口和浮動式高壓調(diào)節(jié)閥出口相連接（1號、3號與汽缸上進(jìn)汽口連接，在9.6 m 標(biāo)高處裝有雙拉桿彈簧支吊架），當(dāng)主蒸汽流量、閥序等變化時，會導(dǎo)致各閥門附近和導(dǎo)汽管內(nèi)流量波動，從而產(chǎn)生汽流擾動，進(jìn)而激發(fā)導(dǎo)汽管振動。管道設(shè)計長度、剛度不同以及汽流擾動的復(fù)雜性、不穩(wěn)定性，也會使管道的激振具有低頻、頻帶寬的特點。管道振動會導(dǎo)致管道和連接部件產(chǎn)生疲勞損壞，因此，需要采用加強管系約束、增加管系振動阻尼及提高管系固有頻率的方法來減小管道的異常振動[14]。

1 高壓導(dǎo)汽管振動測試

1號、3號主蒸汽導(dǎo)管布置示意，見圖1。通過宏觀觀察發(fā)現(xiàn)，主蒸汽導(dǎo)管振動幅度最大位置在標(biāo)高4 450 mm 的水平管與機(jī)組運行平臺（13 700 mm）之間。因此，現(xiàn)場測量部位設(shè)定在1號、3號主蒸汽導(dǎo)管2 個平臺之間的支吊架和疏水管座處，測量此處管道在X（軸向）、Y（豎向）、Z（橫向）3個方向上的振動位移、速度和頻率。測量結(jié)果如表1所示。

表1 1號、3號主蒸汽導(dǎo)管振動測量位移和速度

圖1 1號和3號主蒸汽導(dǎo)管布置示意

由測量結(jié)果及現(xiàn)場觀察可以看出:振動主要為軸向、橫向以及水平管與立管之間的扭轉(zhuǎn)振動；Y向振動位移峰值約為2.1 mm ，最大速度為58.3 mm/s。

2 主蒸汽導(dǎo)管振動評估

該機(jī)組主蒸汽導(dǎo)管在運行過程中長期發(fā)生重復(fù)性管道振動，根據(jù)DL/T 292-2011《火力發(fā)電廠汽水管道振動控制導(dǎo)則》判斷，該振動為穩(wěn)態(tài)振動?，F(xiàn)場宏觀檢查發(fā)現(xiàn)，振動顯著且劇烈，吊架發(fā)生破壞且管道保溫層振散，因此判定為振動2級。為了確定管道振動情況，應(yīng)該確定最大振動速度的位置，且在管道系統(tǒng)上進(jìn)行多點速度連續(xù)測量。確定最大速度位置后，測量該點最大峰值速度Vpeakmax，并與Vpeakallow允許峰值速度進(jìn)行比較[5]。如果Vpeakmax＞Vpeakallow，則需對振動進(jìn)行治理。

允許峰值速度計算公式為

式中:C1為管道特征跨距間補償集中質(zhì)量影響的修正系數(shù)，一般取0.15；C4為端部條件修正系數(shù)，根據(jù)管系結(jié)構(gòu)取0.83；β為轉(zhuǎn)換系數(shù)，取13.4 mm/（s·MPa）；C3為考慮管道介質(zhì)和保溫的修正系數(shù)，該數(shù)值為管道重量與介質(zhì)、保溫重量之和除以管道重量的平方根，經(jīng)計算為1.023；C5為測量頻率與管道梁的第一階固有頻率不同時的修正系數(shù)，按標(biāo)準(zhǔn)選擇取1.0；α為許用應(yīng)力減弱系數(shù)，取保守值1.3；C2K2為應(yīng)力指數(shù)，對大多數(shù)管道系統(tǒng)，ASME 規(guī)范確定的應(yīng)力指數(shù)不大于4；Sel為0.8SA，SA為1×106次循環(huán)下的交變應(yīng)力。

修正系數(shù)如表2所示，根據(jù)600 ℃疲勞曲線，見圖2。由于曲線循環(huán)次數(shù)截止到1×105，需要通過雙對數(shù)（對X軸Y軸分別取對數(shù)運算）差值得到1×106次循環(huán)下的總應(yīng)變范圍，即1×106次循環(huán)下總應(yīng)變范圍為0.001 457。

表2 修正系數(shù)選值

圖2 P92鋼在600 ℃下的疲勞曲線

由應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系可以得出

式中:σ1×106＝142.8 MPa。所以，S el ＝0.81×106＝114.23 MPa，ε1×106為P92鋼在600 ℃時1×106次循環(huán)下的總應(yīng)變范圍；E600℃為P92鋼在600℃時的彈性模量，MPa。

由式（1）得到Vpeakallow＝35.8 mm/s。顯然，測點最大峰值速度Vpeakmax＞Vpeakallow，因此，需要對高壓導(dǎo)汽管進(jìn)行振動治理。

3 高壓導(dǎo)汽管振動模態(tài)分析

為了準(zhǔn)確分析主蒸汽導(dǎo)管振動特性及共振原理，以實施治理措施，需要采用有限元分析軟件對原管系的固有頻率特性進(jìn)行數(shù)值仿真。

高壓導(dǎo)汽管設(shè)計溫度為600 ℃，安裝溫度取20℃，安裝溫度下材料許用應(yīng)力為154 MPa，設(shè)計溫度下許用應(yīng)力為94 MPa，安裝溫度下彈性模量取191 GPa，設(shè)計溫度下彈性模量取98 GPa，設(shè)計溫度下線膨脹系數(shù)為13.1（10-6·℃-1）。

由于1號、3號管對稱布置，現(xiàn)僅對3號管進(jìn)行模態(tài)仿真。通過仿真計算得到管系前6階固有頻率結(jié)果和振型，見圖3。

圖3 不同固有頻率對應(yīng)振型

模態(tài)仿真結(jié)果表明，前3階固有頻率較低，管道柔性較大，容易激發(fā)管道低頻共振[6]；低頻固有頻率也最容易參與管道振動；而后階高階頻率亦可能參與管道振動，但概率較低；管系振動測量頻率與模態(tài)分析固有頻率較為接近一致，且現(xiàn)場振動形式與相應(yīng)頻率下的模態(tài)振型較為吻合。

4 高壓導(dǎo)汽管振動治理

由于管系振動已經(jīng)超過標(biāo)準(zhǔn)要求，會對管系、管系疏水管、法蘭、吊架等管道本體及連接部件產(chǎn)生疲勞損壞，危及管系安全。管系的振動以橫向振動、軸向振動以及扭轉(zhuǎn)振動為主，且振動頻率主要為前3階低頻振動，后階頻率亦可能參與。

阻尼器屬于緩沖吸能裝置，用以保護(hù)管道免受偶然動態(tài)工況的破壞，而當(dāng)管道處于正常工況時，能夠適應(yīng)管道因為熱脹冷縮而出現(xiàn)的緩慢移動但對管道幾乎沒有限制，不會改變管系應(yīng)力分布。因此決定在合適位置增加阻尼裝置來減小管道振動，且選用對大振幅、低頻率、高振動速度具有很好的治理效果的液壓阻尼裝置。

由于高壓導(dǎo)汽管所在空間有限，且液壓阻尼裝置需要生根固定，因此，在1號、3號主蒸汽導(dǎo)管標(biāo)高6 850 mm 處安裝3個阻尼裝置、標(biāo)高13 700 mm 處安裝1個阻尼裝置、標(biāo)高12 000 mm 處安裝1個阻尼裝置。安裝示意如圖4所示。

圖4 1號和3號主蒸汽導(dǎo)管液壓阻尼裝置安裝示意

在機(jī)組停機(jī)備用期間根據(jù)治理方案加裝減振裝置，開機(jī)后機(jī)組負(fù)荷達(dá)到660 MW 時，對管道振動進(jìn)行測量，結(jié)果如表3所示。由表3可知，治理后，1號、3號管最大振動速度分別為4.3 mm/s、6.2 mm/s，均小于最大允許速度（35.8 mm/s），均小于各自治理前最大振動前速度（55.2 mm/s、58.3 mm/s），治理效果良好。

表3 治理后1和3號高壓導(dǎo)汽管振動測量

由于安裝時已經(jīng)考慮了管道熱膨脹影響，不會對機(jī)組的正常熱膨脹有不利影響。

5 結(jié)論

通過對600 MW 機(jī)組高壓導(dǎo)汽管進(jìn)行振動測試和模態(tài)分析，提出對于同類型管系設(shè)計應(yīng)該采取如下措施，以避免管道振動。

（1）管道設(shè)計中應(yīng)考慮管道柔性對振動的影響。

（2）在管系設(shè)計中除了進(jìn)行必須的靜力分析外，亦應(yīng)該對管系的動態(tài)進(jìn)行分析，得到管系前三階固有頻率，如果管系基頻過低，即管系柔性過大，增加必須的固定支架、限位裝置、阻尼裝置來躲避較低頻率，避免汽流激動而引起管道振動。

（3）進(jìn)行閥序調(diào)整、管道走向改造等工程時，應(yīng)對管道進(jìn)行動態(tài)分析，以確定是否增加支架來加強管系剛度，或者增加阻尼裝置來躲避較低的頻率。