江 峰，付金龍

（杭州華電半山發(fā)電有限公司，浙江 杭州 310011）

燃氣輪機是以連續(xù)流動的氣體為工質帶動葉輪高速旋轉，將燃料的能量轉變?yōu)橛杏霉Φ膬热际絼恿C械。GE 9FA燃氣輪機包括壓氣機、透平機等結構，在發(fā)電廠的燃氣輪機運行過程中，當流經壓氣機的空氣流量減小到一定程度時，空氣流量就會出現(xiàn)波動，嚴重時甚至會出現(xiàn)氣流從壓氣機的進口處倒流出來的現(xiàn)象，這時壓氣機前幾級葉片受到很高的空氣壓力負荷，以至于在壓氣機葉片表面出現(xiàn)氣流與邊界層脫離的現(xiàn)象，此時的壓氣機級就不再具有基本的升壓能力，這也會導致機組產生強烈的振動，這種現(xiàn)象被稱為喘振現(xiàn)象，由于壓氣機發(fā)生嚴重喘振時，往往會引起壓氣機葉片斷裂現(xiàn)象的產生，在機組的實際運行中，必須采取相應的防喘振措施[1]。目前，常用的壓氣機防喘振方式有3種，分別為壓氣機中間放氣、壓氣機進口可調導葉和分軸壓氣機，這些方式的防喘方法不同，但基本都是通過減小非正常工況時的氣流沖角變化來保持壓氣機工作的穩(wěn)定性。其中中間放氣法是指在多級軸流式壓氣機通流部分中間的一個或多個截面上引出空氣，將其引回到壓氣機進口處或者排入大氣與燃機排氣擴散段。

1 故障情況

某燃機電廠擁有六套STAG 109FA單軸聯(lián)合循環(huán)機組，其中的GE 9FA燃氣輪機均是在壓氣機第9級及第13級處設置抽氣管道，并將其接入燃機排氣擴散段，燃機左右兩側對稱布置有4條抽氣管道，每條管道上均設置有防喘放氣閥，在啟機過程中，當燃氣輪機轉速升至71%額定轉速時，控制系統(tǒng)會將所有的防喘放氣閥從打開狀態(tài)轉到關閉狀態(tài)，機組正常運行時防喘放氣閥全部關閉，防喘放氣管道布置如圖1所示。防喘放氣管道規(guī)格Φ273×9.27，材質為TP304L不銹鋼。防喘放氣管道在機組正常工作狀態(tài)下溫度為60℃左右，每條管道上各布置有4組彈簧吊架及1組波紋管膨脹器用于承載及熱脹位移吸收。

圖1 防喘放氣管道布置圖

自機組建成投運以來，機組發(fā)生過多次因防喘放氣閥故障而導致的跳機事件[2]，其中有些故障是由于防喘放氣閥內幾組固定螺栓發(fā)生松脫事故，導致關斷閥異常動作。

2 振動測試

為評估防喘放氣管道振動狀態(tài)，在機組運行過程中對其進行振動測試，現(xiàn)場測點布置如圖2所示，測點布置在防喘放氣閥與管道連接的法蘭盤上，采用的測試儀器為江蘇億焱EY226型設備動靜態(tài)測試分析系統(tǒng)及BK 4534-B型加速度傳感器。

圖2 測點布置情況

每個測點均對3個方向的振動進行了測試，對測試所得的加速度數(shù)據進行頻譜分析（傅里葉變換），得到主要振動頻率，并對測試加速度數(shù)據進行1次積分操作，得到振動速度數(shù)據。各測點的測試數(shù)據詳見表1。

表1 防喘放氣管道振動測試數(shù)據

由測試結果可知，防喘放氣管道最大振動速度為189.7 mm/s，主要振動頻率分布在50 Hz及100 Hz附近，說明振動主要是由主機振動傳導所致，主機振動基頻為50 Hz，傳導至管道后，引起管道產生倍頻及2倍頻的振動。防喘放氣閥體振動是由管道振動傳導所致，由于防喘放氣閥體及執(zhí)行機構垂直伸出管道表面600 mm左右，呈懸臂狀態(tài)，在管道振動的激勵下，振動更為明顯，振動響應放大。

3 管道振動分析評估

目前，還沒有相關標準對防喘放氣管道的振動程度進行明確規(guī)定，在此參照DL/T 292—2011《火力發(fā)電廠汽水管道振動控制導則》對該防喘放氣管道的振動程度進行評判。該標準將管道量最大峰值速度與允許峰值速度進行比較，認為管道振動可接受性標準為：

允許峰值計算速度的計算公式為：

其中：β為轉換系數(shù)，取13.4 mm/s/MPa；

C1為管道特征跨距補償集中質量影響的修正系數(shù)，取值如圖3所示；

圖3 管道特征跨距間補償集中質量影響的修正系數(shù)C1

C2K2，C2為二次應力指數(shù)，K2為局部應力指數(shù)，對于大多數(shù)管道系統(tǒng)，ASME規(guī)范確定的應力指數(shù)C2K2不大于4；

C3為考慮管道介質和保溫層的修正系數(shù)，當管道無保溫層且管內無介質或蒸汽時，取C3等于1.0；

C4為端部修正系數(shù)，兩端固定的直管段取1.00，懸臂及簡支梁取1.33，等臂Z形彎結構取0.74，等臂U形彎結構取0.83，篩選時取保守值0.7；

C5為為考慮強迫振動偏離共振的修正系數(shù)，等于管跨第一階固有頻率與測量頻率的比值，該比值在1.0和2.0之間，比值小于1.0時，取為1.0；

Sel為0.8SA，其中SA為ASME BPV Code，Section III圖1-9.1中106次循環(huán)下的交變應力，或者ASME BPV Code，Section III圖1-9.2.2中1011次循環(huán)下的交變應力，MPa；

α為許用應力減弱系數(shù)，ASME BPV Code，Section III圖1-9.1中所涉及的材料取1.3，ASME BPV Code，Section III圖1-9.2.1或圖1-9.2.2中所涉及的材料取1.0。

對于該防喘放氣管道，防喘放氣閥管段內的防喘放氣閥重量與管段重量的比值較小，C1在此近似取值為0.8；C2K2按照保守取值為4.0；管道無保溫且正常工作狀態(tài)下管內無介質流動，C3取值為1.0；防喘放氣閥所在的長直管段，兩端可以認為是簡支梁，C4可以取值為1.33；一般管道第一階固有頻率不會太高，C5在此取值為1.0；對于不銹鋼管道穩(wěn)態(tài)振動時的Sel/α，ASME BPV Code，Section III圖1-9.2.2中1×1011次循環(huán)下的SA為113.76 MPa（α=1.0），Sel/α＝0.8SA/α=0.8×113.76/1.0=91.0 MPa。

因此，對于該防喘放氣管道允許峰值計算速度為：

上述允許速度判別法是基于管道最大振動速度和工作應力之間的正相關關系而定，其核心思路是考慮管道振動引起的動應力不超過管道材料所對應的許用應力，其本質是對管道結構本身的安全性而言，并沒有考慮管道振動對管道上閥門部件內部結構的具體影響。

現(xiàn)場測試顯示防喘放氣管道振動的最大速度為189.7 mm/s，小于324.4 mm/s，參照DL/T 292-2011《火力發(fā)電廠汽水管道振動控制導則》的要求，可以認為該管道振動是滿足規(guī)范要求的。同時也需要認識到，該振動評判標準是對管道結構本身的安全性而言，并沒有考慮管道振動對管道上閥門部件內部結構的具體影響，具體到振動導致的閥門故障，還需要結合閥門內的具體結構進行詳細分析。

4 處理建議

從防微杜漸的角度考慮，本著提高設備安全性的原則，建議可從提高閥門內部連接件強度及降低管道振動程度2個方向進行預防處理。

在一些高頻振動的場合，有一些由于被緊固件之間因振動而產生相對運動導致螺栓松脫的情況[3-5]，常見的解決方法有以下3種：（1）在擰螺絲時墊上菊花墊、彈簧墊；（2）還可以使用自防松螺栓，在與被緊固件的接觸面上有倒刺型防松棘（倒刺）；（3）在緊固螺栓時在螺栓上涂膠。與此同時，應確保閥門的耐振動性能，建議對新采購的防喘放氣閥增加耐振動試驗要求，可以按照GB/T 22653—2008《液化氣體設備用緊急切斷閥》中的有關要求執(zhí)行。

從振源角度看，該防喘放氣管道振動主要是由燃機整體振動傳導所致，振源無法消除，因而如需降低管道振動幅度，可以從增大管道阻尼的方向考慮，通過添加高耗能阻尼器提高管道阻尼。高耗能阻尼器核心材料是一種高分子聚合物，可以在變形時耗散振動能量，具有粘性和彈性雙重特性，由于高耗散能材料采用了高阻尼的粘彈性材料，因而兼具隔振功能和減振功能。

5 結束語

現(xiàn)場測試顯示，防喘放氣管道最大振動速度為189.7 mm/s，主要振動頻率分布在50 Hz及100 Hz附近，說明振動主要是由主機振動傳導所致，參照DL/T 292—2011《火力發(fā)電廠汽水管道振動控制導則》的要求，防喘放氣管道的允許峰值計算速度為324.4 mm/s，可以認為該管道振動是滿足規(guī)范要求的。

針對該防喘放氣管道振動情況，本著提高設備安全性的原則，最終給出了從提高閥門內部連接件強度及降低管道振動程度兩個方向進行處理的參考方案。