660 MW 機組高壓導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

某電廠汽輪機型號為N660-25/600/600，為凝汽式汽輪機，主蒸汽壓力25 MPa，主蒸汽溫度600 ℃，再熱蒸汽溫度600 ℃，超超臨界機組、一次中間再熱、三缸四排汽、單軸、雙背壓汽輪機。采用中壓缸啟動、數字式電液調節（DEH）系統。其高壓導汽管由4 根規格為?348 mm×62 mm的管道組成，材質為P92，設計壓力為25 MPa，保溫厚度為220 mm，采用陶瓷保溫材料。運行人員發現當機組達到滿負荷時，1、3號高壓導汽管異常振動明顯，且振動幅度與機組負荷有明顯對應關系。

由于高壓導汽管兩端分別與高中壓外缸進汽口和浮動式高壓調節閥出口相連接（1號、3號與汽缸上進汽口連接，在9.6 m 標高處裝有雙拉桿彈簧支吊架），當主蒸汽流量、閥序等變化時，會導致各閥門附近和導汽管內流量波動，從而產生汽流擾動，進而激發導汽管振動。管道設計長度、剛度不同以及汽流擾動的復雜性、不穩定性，也會使管道的激振具有低頻、頻帶寬的特點。管道振動會導致管道和連接部件產生疲勞損壞，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 高壓導汽管振動測試

1號、3號主蒸汽導管布置示意，見圖1。通過宏觀觀察發現，主蒸汽導管振動幅度最大位置在標高4 450 mm 的水平管與機組運行平臺（13 700 mm）之間。因此，現場測量部位設定在1號、3號主蒸汽導管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。測量結果如表1所示。

表1 1號、3號主蒸汽導管振動測量位移和速度

圖1 1號和3號主蒸汽導管布置示意

由測量結果及現場觀察可以看出: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 主蒸汽導管振動評估

該機組主蒸汽導管在運行過程中長期發生重復性管道振動，根據DL/T 292-2011《火力發電廠汽水管道振動控制導則》判斷，該振動為穩態振動?，F場宏觀檢查發現，振動顯著且劇烈，吊架發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，應該確定最大振動速度的位置，且在管道系統上進行多點速度連續測量。確定最大速度位置后，測量該點最大峰值速度Vpeakmax，并與Vpeakallow允許峰值速度進行比較[5]。如果Vpeakmax＞Vpeakallow，則需對振動進行治理。

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量影響的修正系數，一般取0.15；C4為端部條件修正系數，根據管系結構取0.83；β為轉換系數，取13.4 mm/（s·MPa）；C3為考慮管道介質和保溫的修正系數，該數值為管道重量與介質、保溫重量之和除以管道重量的平方根，經計算為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，按標準選擇取1.0；α為許用應力減弱系數，取保守值1.3；C2K2為應力指數，對大多數管道系統，ASME 規范確定的應力指數不大于4；Sel為0.8SA，SA為1×106次循環下的交變應力。

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

表2 修正系數選值

圖2 P92鋼在600 ℃下的疲勞曲線

由應力應變關系可以得出

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次循環下的總應變范圍；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，需要對高壓導汽管進行振動治理。

3 高壓導汽管振動模態分析

為了準確分析主蒸汽導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行數值仿真。

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

由于1號、3號管對稱布置，現僅對3號管進行模態仿真。通過仿真計算得到管系前6階固有頻率結果和振型，見圖3。

圖3 不同固有頻率對應振型

模態仿真結果表明，前3階固有頻率較低，管道柔性較大，容易激發管道低頻共振[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分析固有頻率較為接近一致，且現場振動形式與相應頻率下的模態振型較為吻合。

4 高壓導汽管振動治理

由于管系振動已經超過標準要求，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，用以保護管道免受偶然動態工況的破壞，而當管道處于正常工況時，能夠適應管道因為熱脹冷縮而出現的緩慢移動但對管道幾乎沒有限制，不會改變管系應力分布。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號主蒸汽導管標高6 850 mm 處安裝3個阻尼裝置、標高13 700 mm 處安裝1個阻尼裝置、標高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號主蒸汽導管液壓阻尼裝置安裝示意

在機組停機備用期間根據治理方案加裝減振裝置，開機后機組負荷達到660 MW 時，對管道振動進行測量，結果如表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號高壓導汽管振動測量

由于安裝時已經考慮了管道熱膨脹影響，不會對機組的正常熱膨脹有不利影響。

5 結論

通過對600 MW 機組高壓導汽管進行振動測試和模態分析，提出對于同類型管系設計應該采取如下措施，以避免管道振動。

（1）管道設計中應考慮管道柔性對振動的影響。

（2）在管系設計中除了進行必須的靜力分析外，亦應該對管系的動態進行分析，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）進行閥序調整、管道走向改造等工程時，應對管道進行動態分析，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。