300MW機組主蒸汽管道振動原因分析及處理

任文斌，許金輝，唐 璐

（1.國電蓬萊發電有限公司，山東 蓬萊 265601；2.蘇州熱工研究院有限公司，江蘇 蘇州 215004）

300MW機組主蒸汽管道振動原因分析及處理

任文斌1，許金輝1，唐 璐2

（1.國電蓬萊發電有限公司，山東 蓬萊 265601；2.蘇州熱工研究院有限公司，江蘇 蘇州 215004）

某300MW機組在主蒸汽管道單閥切順序閥運行后，主蒸汽管道振動幅度明顯增加。通過現場勘察和測量，結合模態分析得出主蒸汽管道振動原因是激振力頻率與管道固有頻率一致引起管道共振。提出相應的振動處理方案，新增相應阻尼器，設計了間隙可調節性限位支架，有效地減小了主蒸汽管道的振動。

主蒸汽管道；振動；模態分析；振動治理

0 引言

某發電有限公司1號機組鍋爐系哈爾濱鍋爐廠有限公司的HG-1025／17.5-YM15型亞臨界參數、一次中間再熱、單爐膛、固態排渣、全鋼架懸吊結構、露天布置、控制循環燃煤汽包爐，采用平衡通風、直流式燃燒器、四角切圓燃燒方式。汽機系哈爾濱汽輪機廠有限責任公司引進美國WH公司的技術制造的型號為N330－16.7／538／538，反動式、單軸、雙缸雙排汽，高中壓合缸、低壓缸分流、亞臨界中間一次再熱凝汽式汽輪機。機組于2006年4月投產運行。

機組高調閥曾經發生閥芯內部結構斷裂，造成管道劇烈振動。過后雖對閥門進行修復，但是一次調頻動作較大時，管道會發生較為明顯的振動，最大振幅達到20.1 mm，尤其是單閥切換至順序閥運行后，振動明顯加劇，嚴重威脅到機組安全穩定運行。

1 現場管道振動情況

主蒸汽管道規格：Φ448.3 mm×40 mm和Φ333mm×30mm，材質為A335P91，設計溫度為546℃、設計壓力為17.6MPa。主蒸汽管道及支吊架布置圖如圖1所示。

機組在調頻變負荷過程中，標高8.8m水平段，圖中14號和15號吊架所在水平管道軸向存在劇烈振動；鍋爐側標高63m水平段，5號吊架所在水平管道軸向存在劇烈振動大，圖中2號和6號吊架所在立管管道存在劇烈振動，相應振幅和主振頻率如表1所示。

圖1 主蒸汽管道及支吊架布置

表1 主蒸汽管道振動特征

2 振動原因分析

主蒸汽管道的振動是由作用在管系上的激振力引起的受迫振動，這種激振力是由內部流體激擾引起的，尤其是在變負荷過程中，管道內部流體流動速度的大小發生改變［1］。

1號主蒸汽管道原設計均采用懸吊方式支吊，管系水平方向上缺少約束裝置，整個管系只有21號，22號限位支架經現場檢查已失效，Y向沒有任何限位約束裝置；主蒸汽管系柔性較好，剛度小，固有頻率較低，管道極易在流體的激振力作用下發生振動。當激振力頻率等于或接近管道固有頻率時，將引起共振，管道振動顯著加劇。

采用CAESARII管道計算軟件對主蒸汽進行模態分析及應力校核計算［2］。管道固有頻率計算結果見表2。

表2 主蒸汽管道固有頻率計算結果

模態分析結果表明，計算的主蒸汽管道前4階固有頻率均低于1Hz，管道固有頻率較低，在低頻激振條件下，管道很容易產生振動。其中，第3階頻率振型以軸向振動為主，如圖2所示，其振型與現場標高63m管段主振動特征相吻合；第6階頻率振型以軸向振動為主，如圖3所示，其振型與現場標高8.8m管段主振型特征相吻合。由此可見，從順序閥切換后，主蒸汽管道振動是激振力的頻率與第3階和第6階管道固有頻率一致，從而產生了共振，導致管道振動顯著增加。

圖2 第3階模態f3=0.67Hz振型

圖3 第6階模態f6=1.42Hz振型

3 振動處理方案

主蒸汽管道是一個復雜的連續彈性體，其振動問題可視為具有有限多個質點的多自由度振動系統。對于無阻尼系統，其頻率方程為

式中：K為剛度矩陣；M為質量矩陣；ω為各階固有頻率。

由（1）式可得，多自由度系統的固有頻率與其質量矩陣和剛度矩陣有關。主蒸汽管道已無法改變其布置，故管道質量無法改變。因此，在保證管道應力合格的前提下，可通過支吊架的合理布置，增設限位裝置或阻尼器以增加管道剛度，使管道具有較高的一階固有頻率，避開相對低階激振力的響應，從而減小管道的振動［3］。

針對現場管道振動情況，采取以下幾種處理措施：對失效的22號限位支架進行修復，加固其生根部位，增強支架的穩定性；新增6 A，15 A，16 A，19 A 4個阻尼器，限制所在各自水平管道軸向振動，新增阻尼器所在位置如圖1所示；設計如圖4的新增14 A帶間隙的限位支架，冷態安裝時預留出熱態膨脹間隙，熱態貼合結構面，有效限制軸向和徑向振動［4］。

減振措施實施后，主蒸汽管道最大應力值如表3所示，管道應力計算值均小于許用值，管道一次應力和二次應力校核合格。

圖4 新增14A帶間隙的限位支架安裝

表3 減振后主蒸汽管道最大應力值

該減振方案是安全的，不會造成管道應力超標。

減振方案實施后主蒸汽管道剛度增大，第一階固有頻率由0.22 Hz提高到2.11Hz，有效地避開了低階激振共振頻率區。

4 結語

主蒸汽管道缺少有效的限位裝置，僅有的限位支架失效導致管道剛度較小，固有頻率較低。當運行中轉為順序閥后，作用在管系上的激振力引起管道的受迫振動，當激振頻率與管道固有頻率接近時產生共振，管道振動顯著增加。

在激振力無法消除的情況下，可以增加管系的剛度，增大管道的阻尼來改善主蒸汽管道振動固有特性。新增阻尼器和帶間隙的限位支架大大增加了管道的剛度，從而有效地控制了管道振動［5］。

減振方案實施后，有效地消除了主蒸汽管道的振動，消除了機組運行中的安全隱患，同時對于解決國內其他電廠出現的高溫高壓蒸汽管道振動問題具有較好的參考價值和借鑒意義。

［1］劉習軍，賈啟芬.工程振動理論與測試技術［M］.北京：高等教育出版社，2006.

［2］方立.用CAESARII軟件進行管道應力計算的幾個問題探討［J］.化工設備與管道，2001，41（6）：40－43.

［3］唐璐，李英，仇云林，等.1 000MW超超臨界機組凝結水再循環管道振動原因分析及治理［J］.電力科學與工程.2011，27（2）：72-74.

［4］唐璐.國電蓬萊電廠1號機組管道支吊架調整及主蒸汽管道振動治理報告［R］.蘇州熱工研究院有限公司，2016.

［5］李英，唐璐.600MW機組鍋爐高壓給水管道振動測試分析及治理［J］.浙江電力，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，工程師，從事電廠生產檢修、設備及技術管理工作。