邱鵬飛，崔懷遠，程勇明，李楠林

(1.陜西國華錦界能源有限責任公司，陜西 神木 719319；2.西安熱工研究院有限公司，陜西 西安 710032)

0 引言

管道振動的危害很大，它可能加速材料的疲勞損壞，大大縮短材料的使用壽命；容易振松閥門元件導致控制失靈或泄漏，甚至造成停機事故；容易造成支吊架的損壞，引起連鎖失效反應等[1]。電站管道振動問題是一個非常復雜的問題，涉及多方面因素。引起振動的力稱之為激振力，按激振力的來源，可以將管道振動歸納為機械振動、流體振動、閥門自激振動、地震引起的振動等幾種類型，其中以流體不穩(wěn)定流動引起的振動最為常見[2]。

目前，國內(nèi)外都對管道振動問題進行了相應的研究。Chen[3]等人研究了管系中控制閥的運行狀態(tài)與管道振動的關系，發(fā)現(xiàn)管系的振動與控制閥快速運行時產(chǎn)生的蒸汽流激振有很大關系。Lafon和Caillaud[4]通過理論分析研究了蒸汽管道流固耦合作用與管道振動的關系。Sreejith和Jayaraj[5]通過有限元分析以及實驗的方法對流固耦合作用與管道振動的關系進行了研究。Sun和Ledger[6]在對火力發(fā)電廠蒸汽管系設計時，主要考慮了管系固有頻率對管系振動的影響。李琳等研究了管道及管路系統(tǒng)流固耦合振動問題[7]。任建亭研究了輸流管道系統(tǒng)振動，提出輸流管的振動控制以及管道動強度設計[8]。王樂勤研究了管道振動因素以及消減管道振動的技術(shù)方法[9]。

1 管道振動概況

前置泵入口管道規(guī)格、材料、設計參數(shù)及管道、支吊架布置示意圖見圖1。

圖1 振動治理前管道支吊架及測點布置示意圖

其中位于除氧器出口至前置泵進口電動門之間管段振動最為明顯，主要表現(xiàn)為軸向竄動。管道振動已造成現(xiàn)有的支吊架根部膨脹螺栓松脫、支架焊口開裂、松動等現(xiàn)象。根據(jù)振動及機組運行情況，在360 MW負荷工況下，不同給水流量下測量了管道的振動，測點位置見圖1。測量儀器：德國VIBXPERT Ⅱ，型號VIB 5.310。前置泵入口管道振動測量結(jié)果見表1。由表1可看出，前置泵入口管道的主振頻率范圍集中在2.75～13.50 Hz，主振頻率下管道振動速度的最大值為28.26 mm/s；在各種頻率下的振動速度最大值為58.17 mm/s，超過了標準DL/T 292—2011規(guī)定的20.2 mm/s合格值。

表1 振動治理前管道振動測量結(jié)果

2 管道振動原因及固有特性分析

原設計管道中3a號Y、Z向限位支架，5a號X、Y向限位支架，6a號X、Y向限位支架一定程度上增加了管道剛度，但阻礙了管道正常的熱位移，將會導致管道應力增加，而且管道軸向竄動較大，已經(jīng)造成個別支架生根變形。選取機組負荷360 MW，流量大于600 t/h時，測點1、2號X方向振動速度時域圖和頻譜圖進一步分析，見圖2～圖5。由圖可見，振動較大的X方向的主振頻率為3.5～4.75 Hz，原設計管道在1—4號支吊架所在管段，沒有水平方向上阻尼和約束裝置，管系剛度低，在不均衡的流體的激振力作用下引起管道振動，激勵頻率和管道系統(tǒng)固有頻率相吻合則會產(chǎn)生共振。

圖2 360 MW負荷下測點1-X方向振動速度時域圖(流量大于600 t/h工況下)

圖3 360 MW負荷下測點1-X方向振動速度頻譜圖(流量大于600 t/h工況下)

圖4 360 MW負荷下測點2-X方向振動速度時域圖(流量大于600 t/h工況下)

圖5 360 MW負荷下測點2-X方向振動速度頻譜圖(流量大于600 t/h工況下)

3 管道振動控制方案的設計

管系節(jié)點微幅振動，運動微分方程一般形式由拉格朗日方程導出[10]，寫成矩陣型式如下：

式中：X為位移矩陣，M為質(zhì)量矩陣，C為阻尼矩陣，K為剛度矩陣，F(xiàn)為激振力。

作為已投運管道，質(zhì)量矩陣M很難改變，阻尼矩陣C一般可以通過加裝阻尼器，達到耗散沖擊振動的能量，消減振動。影響管系剛度的因素主要有管道走向、管徑、壁厚和管道支撐狀況。改變管道走向，減少彎頭的個數(shù)、增大管徑和壁厚，會導致較大的經(jīng)濟投入。此時如果激振頻率較為復雜，則治理的難度也將增大。針對實際工程情況，考慮經(jīng)濟和可行性，在滿足管道強度和熱位移的要求下，可通過在管道適當位置設置限位裝置或拉撐桿改變剛度矩陣K，使管道某階固有頻率和振型消失，避免共振。

根據(jù)管道設計標準[11-12]通過對管道剛度要求的規(guī)定，控制管道的一階固有頻率大于3.5 Hz，使之避開介質(zhì)的激勵頻率。采用管道應力計算軟件動力學分析模塊，建立管道減振前后的有限元模型。通過模態(tài)分析，可得到管道各階固有頻率以及相應的振型，并根據(jù)計算結(jié)果對減振方案的效果作優(yōu)化分析。

根據(jù)現(xiàn)場管道布置情況，經(jīng)過反復模擬計算，提出以下減振措施：添加、改造振動治理裝置有7處，分別是#1aXY雙向限位支架、#2aYZ雙向限位支架、#3bYZ雙向限位支架、#3aYZ雙向限位支架、#4aXZ雙向限位支架、#5aXY雙向限位支架、#6aXY雙向限位支架，具體增加位置見圖6。計算模型中設定所有支架均不限制管道任何方向熱位移，根據(jù)計算得到加裝支架點的熱位移值，實際安裝可選取大于計算位移20 mm為預留間隙，限位支架為單向限位，如#1a點計算熱位移X向-20 mm，Y向+1 mm，Z向-9 mm，則預留-X側(cè)40 mm間隙，+Y向預留21 mm間隙，#1a限位支架型式及結(jié)構(gòu)示意圖見圖7。表1、表2給出了管道應力計算結(jié)果，顯示管道應力合格。因溫度基本不影響管道剛度，將計算模型運行溫度設定為常溫，加裝限位支架，間隙設為0 mm，再模擬運行時限位支架管部與根部接觸的狀況，表3給出了限位支架增加前后管道固有頻率計算結(jié)果，管道的固有頻率得到了明顯提高，可以有效避開激振頻率。

表2 管道應力計算結(jié)果

表3 限位支架增加前后管道固有頻率計算結(jié)果

圖6 振動治理前管道支吊架及測點布置示意圖

圖7 限位支架型式及結(jié)構(gòu)示意圖

4 方案實施效果

在機組投運以后，管道溫度達到工作溫度，管道充分膨脹以后，調(diào)節(jié)間隙支架使其根部與管道接觸，因限位支架均安裝在管道熱膨脹方向，機組停運時，無需調(diào)節(jié)間隙支架，管道將恢復至冷態(tài)位。選擇管道振動較大的工況進行測量，測量結(jié)果見表4。由表4可看出，振動治理后，管道的主振頻率范圍集中在5.25～14.25 Hz，主振頻率下管道振動速度的最大值為3.48 mm/s，在各種頻率下的振動速度最大值為16.65 mm/s，均在標準DL/T 292—2006規(guī)定的20.2 mm/s合格值以內(nèi)。經(jīng)振動治理后，振動速度明顯減小，管道振動狀況有明顯改善，振動速度最大值比振動治理前下降了71.4%。機組負荷420 MW，流量650 t/h時，測點1、2號X方向振動速度時域圖和頻譜圖見圖8～圖11，實測主振動頻率為8 Hz左右，頻譜結(jié)果比較吻合模擬計算結(jié)果。

表4 振動治理后管道振動測量結(jié)果

圖8 420 MW負荷下測點1-X方向振動速度時域圖(流量650 t/h工況下)

圖9 420 MW負荷下測點1-X方向振動速度頻譜圖(流量650 t/h工況下)

圖10 420 MW負荷下測點2-X方向振動速度時域圖(流量650 t/h工況下)

圖11 420 MW負荷下測點2-X方向振動速度頻譜圖(流量650 t/h工況下)

5 結(jié)論

通過對前置泵入口管道存在的振動情況進行勘查、振動測量與數(shù)據(jù)處理，制定了有效治理措施，為解決此類問題提供了參考：

1)原設計振動管段，沒有水平方向上阻尼和約束裝置，管系剛度低，流體不穩(wěn)定流動產(chǎn)生的激振力，與管道自有頻率產(chǎn)生共振，導致管道產(chǎn)生低頻高幅振動。

2)在管道激振力無法消除時，改變管道剛度，可以使管道遠離激振頻率從而避免共振的發(fā)生。針對易振管道，在管道設計時宜采用管道應力計算軟件動力學分析模塊，提高管道固有頻率。

3)加裝減振裝置，不能阻礙管道正常熱位移，確保管道的一次應力、二次應力合格，保證管道安全運行。