浙江电力 ２０１２年第２期 ＺＨＥＪＩＡＮＧ ＥＬＥＣＴＲＩＣ ＰＯＷＥＲ ３７ 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） 摘要：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。 关键词：管道；振动；主振频率；振型；减振支架 中图分类号：ＴＫ２６８＋．１ 文献标志码：Ｂ 文章编号：１００７—１８８１（２０１２）０２—００３７—０３ Ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ Ｔｒｅａｔｍｅｎｔ ｏｆ Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｆｏｒ Ｈｉｇｈ Ｐｒｅｓｓｕｒｅ Ｓｔｅａｍ Ｐｉｐｅ Ｘ／Ｅ Ｃｈｅｎｇ （Ｇｕｏｄｉａｎ Ｚｈｅｊｉａｎｇ Ｂｅｉｌｕｎ Ｎｏ．１ Ｐｏｗｅｒ Ｇｅｎｅｒａｔｉｏｎ Ｃｏ．，Ｌｔｄ，Ｎｉｎｇｂｏ Ｚｈｅｊｉａｎｇ ３１５８００，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｒｏｕｇｈ ｔｈｅ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ ａｎｄ ｍｏｄｅｌ ｆｏｒ ｔｈｅ ｈｉｇｈ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｓｔｅａｍ ｐｉｐｅ，ｔｈｅ ｍａｉｎ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ａｎｄ ａｍｐｌｉｔｕｄｅ ａｓ ｗｅｌｌ ａｓ ｎａｔｕｒａｌ￣ｅｑｕｅｎｃｙ ｏｆ ｅｖｅｒｙ ｓｔｅｐ ａｒｅ ｏｂｔａｉｎｅｄ．Ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ ａｎａｌｙｚｅｓ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ ｉｎ ｄｅｔａｉｌ ａｎｄ ｄｉｓｃｕｓｓｅｓ ｔｈｅ ｒｅｌａｔｉｏｎｓ ｂｅｔｗｅｅｎ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａ１ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ａｎｄ ａｃｔｕａｌ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｆｏｒｍ．Ｔｈｅ ｄｅｔａｉｌｅｄ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｔｒｅａｔｍｅｎｔ ｓｃｈｅｍｅ ｉｓ ｆｏｒｍｕｌａｔｅｄ ａｆｔｅｒ ｃｏｍｐｒｅｈｅｎｓｉｖｅ ａｎａｌｙｓｉｓ．Ｐｉｐｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｉｓ ｒｅ— ｄｕｃｅｄ ｇｒｅａｔｌｙ ａｆｔｅｒ ｕｎｉｔ ｓｔａｒｔｕｐ ｂｙ ａｄｏｐｔｉｎｇ ｔｈｅ ｍｅｔｈｏｄ ｏｆ ｃｏｍｂｉｎｉｎｇ ｃｏｌｄ ｉｎｓｔａｌｌａｔｉｏｎ ａｎｄ ｈｏｔ ａｄｊｕｓｔｍｅｎｔ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｐｉｐｅ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ；ｍａｉｎ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ￣ｅｑｕｅｎｃｙ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｍｏｄｅｓ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｒｅｄｕｃｔｉｏｎ ｓｕｐｐｏｒｔ １管道振动分析和治理 能导致停机或危及人身安全。 １．３管道振动治理 １．１管道振动的原因 管道振动的治理通常是先分析管系的固有频 电厂动力管道振动的影响因素很多。一般将 率，再通过调整其固有频率来避开激振频率，从 引起振动的力称为激振力，根据激振力的来源， 而避免共振。管系的固有频率与其刚度有直接关 振动可分为机械振动、流体振动、阀门自激振 系，刚度越大。固有频率就越高。管系固有频率 动、地震等，其中以流体振动为主，主要有两相 的调整主要通过调整管系刚度来实现。影响管系 流介质不稳定流动引起的管道振动、水锤引起的 刚度的主要因素有管道走向、管径、壁厚和支撑 管道冲击振动、介质涡流引起的管道振动等。 状况。减少弯头的个数、增大管径和壁厚、增设 １．２管道振动的危害 支架等都能使管系的刚度增加。一般情况下，管 振动对管道的危害很大，主要体现在： 径、壁厚不容易改变，主要的手段是调整管道走 （１）加速材料的疲劳损坏，缩短材料的使用 向和管道支撑。而这二者中更常用的是通过增减 寿命，使管道焊接头破坏失效，引发灾难性事故。 管道的支架来改变管系的固有频率。 （２）损坏阀门。阀头的振动频率高于管道，容 管道振动治理的原则是：在确保管系有适当 易振松阀门部件，导致阀门泄漏和控制失灵。 刚度的同时．必须保证其满足管道刚度和适当热 （３）容易损坏主管道上的支管及测量管，可 位移的要求。 ３８ 浙江电力 ２０１２年第２期 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。 Ｙ 测 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 ｒｎｍ；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＋３５５．６×６３ ｍｍ， 设计压力１８．７ ＭＰａ，设计温度５４５＂Ｃ，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ｌ、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 ２０１２年第２期 谢澄：高压导汽管的振动分析与治理 ３９ 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ｌａ，２ａ，３ａ，４ａ和Ｚ向限位支架１ｃ，２ｃ，３ｅ， ４ｃ。 （２）在主汽门所在水平管道上增加Ｘ向限位 支 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 表３高压导汽管减振前后最大应力值计算结果 注：振动治理时，各限位点位移约２ ｍｍ。 通过调节限位支架上的调整螺栓来达到要求。 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ｌ５ 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。 参考文献： 【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． 收稿日期：２０１１—０９—０８ 作者简介：谢澄（１９６８一），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。 （本文编辑：徐晗）
