PDF《电站高温高压蒸汽大管道振动治理》

第17卷增刊 2004年8月V01.

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7 NO.S 电站高温高压蒸汽大管道振动治理 张广成 (山东电力研究院锅检中心济南,250002) 摘要电厂运行中的高温高压蒸汽大管道振动具有很大的危害性,往往能造成管道的疲劳损伤和机组的非计划 停运,并给运行人员造成巨大的心理压力.利用有限元分析软件CAESAR II对管道进行静力学及动力学模态分 析,在适当位置增设带间隙和不带间隙的限位装置,使管系刚度与热应力两者矛盾统一,将管系一阶固有频率提高 到2.0 Hz以上,来消减管道的振动.这种方法在山东省内多家电厂都得到了成功应用,取得了令人满意的效果. 关键词:振动;

管道振动;

带间隙的限位装置;

模态分析;

固有频率 中图分类号:THll3.1;

TM62 电厂运行中经常会遇到汽水管道的振动,微弱 的振动一般不会对设备造成大的损害,但强烈的振 动往往能造成管道的疲劳损伤和机组的非计划停 运,并给运行人员心理造成巨大压力.特别是电厂中 的高温高压蒸汽管道如主蒸汽管道和再热热段蒸汽 管道的振动具有更大的危害性,当管道振动幅值超 过某一限定值时,必须对振动加以限制,一般管道容 许振动极限,国外资料介绍不大于千分之一英寸. 近几年山东省内几台125 Mw机组均出现了 较严重的高温高压蒸汽管道振动,如黄岛电厂#2 炉主蒸汽管道、沽化电厂#1及#2炉再热热段蒸汽 管道、莱芜电厂#2炉再热管道、十里泉电厂#1炉 主蒸汽管道等,严重危害机组的安全运行.作者对上 述各电厂的管道振动进行了检测、分析及治理,制定 了一套通过增设带间隙的限位装置和液压阻尼器来 提高管道固有频率的方法,达到消减管道振动的目 的,取得了令人满意的效果.

1 振动机理 大量理论研究和工程实践表明,气体传输管道 振动诱发因素主要来自于下列4个方面: 1.1 支承基础和与管道相连机器传递过来的振动 或激励力 管道无论采用刚性支承还是弹性支承,在基础 发生振动时,均会通过支承部件将振动或激励力传 递给管道,管道便发生振动.当基础振动的频率与管 道的某个固有(或自振)频率重合时,管道即发生共 振,振幅很大.对汽轮发电机组而言,质量不平衡等 收稿日期:2004―04―20 产生的振动,其频率主要与转子的旋转频率相等.由 于蒸汽管道的自振频率通常较低,故机组振动一一般 不会引起管道强烈振动. 1.2流体涡流激振 当管内流速较大时,紊流边界层分离而产生涡 流,涡流的周期性释放,在管壁上产生周期性扰动 力,因而激起管道振动.当涡流释放的周期与管道的 自振频率一致时,涡流激起共振.对于汽轮发电机组 的蒸汽管道,流速不是很大,并且管内没有挡板等其 它部件,发生流动涡流的可能性很小. 1.3压力脉动引起的气柱谐振 在管端压力脉动时,气体的压缩和膨胀产生周 期性流动振荡.当压力脉动频率与气柱的谐振频率 相等时,即会产生共振,激起管道强烈振动和发出强 烈的噪声. 1.4管流脉动激发管道振动 管内气体压力脉动时,气流也处于脉动状态.脉 动的气流流经弯头、管径缩扩、调节门、孔板等流动 转向、流速变化部件时,作用在管壁的气流动量呈周 期性脉动状态,因而诱发管道振动[1]. 2诊断分析 2.1振动特征 从沾化电厂#2机组再热热段蒸汽管道、黄岛电 g 搬~ 雌 学略 E 程帆 工m V 动 舱 振毗 如 万方数据

1132 振动工程学报第17卷厂#2炉主蒸汽管道、莱芜电厂#2炉再热热段蒸汽 管道、十里泉电厂#1炉主蒸汽管道等蒸汽管道振动 现场观察测量表明,振动的主要表现为随机、非平稳 间隙性振动的基本特征,振幅大、频率低.以沾化电厂 为例,其再热热段蒸汽管道设计压力13.7 MPa,设计 温度540.C,管道规格为q)406*14 mm,原为125 MW燃油机组,经扩容改造为2*135 MW燃煤机组 后,再热热段蒸汽管道存在异常振动,表现为非平稳 随机振动的基本特征,在所有测量位置中,振动双峰 最大值达2.9 mill,振动频谱中低频段的中心频率为 9.5~10.0 Hz,振动基本上与负荷无关. 2.2振动分析 沾化发电厂#2机再热管道振动故障属蒸汽流 动脉动引发随机振动,汽机房外管道较长,支吊架约 束管道水平方向(fg括前后及左右)运动的能力较弱, 并不大的流动脉动在管道转向弯头处即可产生显著 的管道振动激励力.管道振动的非平稳随机特征,是 因为流体随机扰动诱发振动与不确定间歇性流动脉 动致发振动交织在一起,每当流动中出现间歇性脉 动,对管道产生脉冲作用力,管道在此脉冲力作用下 产生自由振动.尽管自由振动的频率为管道的固有频 率,但管道在大幅度振动时其运动受到约束,产生非 线性振动,振动频率偏离固有频率.因此,再热管的振 动是随机强迫振动和非线性自由振动的复合振动. 在目前火电机组再热管道及主蒸汽管支吊架的 设计时,主要考虑承受管道及管内蒸汽的静载荷,并 不考虑振动特性.管道垂直方向的支吊架,对管道垂 直方向的运动起到约束作用,故支吊架对管道垂直 振动可以起到调频作用.当支吊架弹簧出现松弛时, 将会使管道的固有频率下降.支吊架的存在,对管道 的水平方向及轴向运动有一定约束,吊杆愈长产生 的运动约束就愈小.总之,管系固有频率低、管道长、 弯头多、缺少限位装置,支吊架的吊杆过长刚度不足 减弱了对管道运动的约束,增大了振动的幅值[2]. 3消减管道振动的措施 利用国际通用管道有限元分析软件CAESAR II 对管道进行静力学分析和模态分析,计算各工况下管 道各支吊点的载荷、位移,以及管系的固有频率,发现 管系一阶固有频率极低,仅为0.334 Hz,远低于规程 规定的新设计管道一阶固有频率应不低于2.5 Hz要求.管道刚度不足,加之管道存在压力脉动,易引发振 动.因此考虑通过加装限位装置和液压阻尼器来增加 管道的刚度,提高管系的一阶固有频率. 通过管系模态分析,观察一级固有频率下的振动 型态,并结合实际振动情况,在易引发振动的部位考 虑增设相应方向的限位.根据静力学分析结果,在管 道水平位移较小(小于20 mm)的节点位置,可以增 设不带间隙的限位装置,以限制该方向的振动.该管 道只布置在y―Z平面内,各节点在X向的位移均为 0,这样可以在不同节点处设置X向限位,增大管系 在X向的刚度,消减管道在X向的振动而不影响管 系的位移;

在50和110节点处管道Z向热态位移也 较小(各节点号见图1),分别为1.5 mm和9.3 121YI], 可以在此处设置z向限位装置,间隙为0,限制此处 管道在轴向的热位移和振动,增加此处管道的刚度. 被限制了的热位移由前面的弯头来承受,设在此处的 限位块对管道推力分别为122 N和2

076 N. 在管道z向位移较大的115和175节点位置, 原设计位移分别为143 mm和86 mm,可以增设带 间隙的限位装置,间隙的大小选取主要考虑对管道 的作用力、对端口的推力以及不对临近支吊架有太 大的影响,在115节点处z向限位间隙设为

108 mm,在175节点处Z向限位间隙设为60 mm, 目的就是让管道热态时在115和175节点处只分别 膨胀到108 mm和60 mm,让管道部分膨胀受阻,从 而使得管道受到此处限位板推力来抑制管道的振 动.被限制了的热位移由前面的弯头来承受,设在此 处的限位块对管道推力分别为一2

639 N和一2

335 N.间隙的选取往往需要反复试算,直至应力、推力、 位移等各方面都能满足要求. 在管道竖直方向位移(y向)接近零的节点位置, 可以增设刚性吊架,能大大提高该段管道的刚性,且 有利于增加支吊架载荷的稳定性,不容易出现栽荷向 下方支吊架转移,造成支吊架损坏现象.在该管道未 能选到合适的节点,为消除y向振动,在115节点处 加装一液压阻尼器.液压阻尼器的优点是能消减该处 振动而不影响该处的膨胀,缺点是价格高,制造周期 长.在管道的垂直方向(y向)一般不宜增加带间隙的 限位装置,容易造成支吊架载荷的重新分配.

4 治理效果 为保证管道的长期安全运行,分别对管道在改 造前后进行了应力计算,主要计算的参数包括一次 应力和二次应力、位移情况,计算结果显示管道在改 造前后应力验算合格,管道在改造前后也进行了动 力分析,结果表明管道在改造前一阶固有频率极低, 万方数据 增刊 张广成:电站高温高压蒸汽大管道振动治理 仅为0.334 Hz,改造后固有频率达到3.316 Hz,满 足规程规定的新设计管道一阶固有频率应不低于 2.5 Hz要求.对治理后管道振动情况进行了测试处 理.测试结果显示:沾化电厂#2机再热蒸汽管道振 动治理后,振动情况明显改善,在测试的负荷下,振 动最大值为0.20 mm,为原来的5%,满足机组安全 运行的要求.

40 30 lO 图1 管系立体布置及节点分布

5 结论蒸汽管道振动不仅是个复杂的工程问题,而且 还是个难以精确求解的理论问题.尽管弹性体的振 动总可归类为自由振动、强迫振动和自激振动,但与 不确定性很强的流体流动耦合在一起,蒸汽管道的 振动成为这三种基本振动形式的复合体,加上系统 的非线性,问题变得异常复杂.对于汽轮机的主蒸 汽、再热蒸汽管,一端与锅炉相连,另一端与汽轮机 相接,中间设有主闸门、主汽门和调节汽门.蒸汽的 可压缩性有可能产生自激振荡,引起管道自激振动;

运行中机组负荷变化、蒸汽流量跃变,对管道产生脉 冲作用力,引起管道自由振动;

主汽门滤网破损、门 芯及门座松动和磨损,引起蒸汽流场的不稳定,对主 汽门和调节汽门产生随时间变化的不确定作用力, 致使与主汽门及调节汽门相连的蒸汽管道非稳态振 动;

支吊架的弹性作用力,一方面承担了管道及蒸汽 的静态载荷,另一方面对管道产生弹性约束,改变管 道的固有频率,但支吊架与管道的柔性连接方式,又 引入了非线性因素. 利用有限元分析软件CAESAR II对管道进行 静力学及动力学模态分析,在适当位置增设带间隙 和不带间隙的限位装置,使管系刚度与热应力两者 矛盾统一,将管系一阶固有频率提高到2.0 Hz以上,来消减管道的振动.这种方法在多家电厂的高温 高压大管道上都得到了成功应用,同样,这种方法也 可用于给水管道及疏水管道等其它类型管道振动治 理. 参考文献1周云,刘季.管道振动及其减振技术.哈尔滨建筑工 程学院学报,1994;

27(5) 2乔妍琦,张林凤.消除大型火电厂管道振动的研究.发电 技术,2001;

(6) Vibration Treatment for the Steam Pipe in Power Plant Zhang Guangcheng (Shandong Electric Power Research Institute Jinan,2 50002) Abstract The vibration of high temperature and high pressure steam pipe has bad dangerous for the power plant,which can cause the fatigue damage of the pipe and the unscheduled shutdown of the unit,and also makes the attendant huge pressure. We adapt the finite element method to calculate the stress and the displacement in the running and shutdown time of the pipe. adding the restraints with gap and without the gap in order to make the rigidity and the stress in the allowable scope.This method was used successful in Shandong power plant. Key words:vibration;

piping vibration;

restraints with gap;

modem analysis;

owner frequency 作者 张广成男,高级工程师.

电话:(0531)2999308 万方数据 电站高温高压蒸汽大管道振动治理 作者: 张广成, Zhang Guangcheng 作者单位: 山东电力研究院锅检中心,济南,250002 刊名: 振动工程学报 英文刊名: JOURNAL OF VIBRATION ENGINEERING 年,卷(期): 2004,17(z2) 引用次数: 0次 参考文献(2条) 1.周云.刘季 管道振动及其减振技术 1994(5) 2.乔妍琦.张林凤 消除大型火电厂管道振动的研究

2001 相似文献(10条) 1.学位论文 何伟 炼油化工企业管道振动及消振处理

2001 该文从管道振动的危害性出发,针对炼化企业中的管道振动,从理论上阐述了管道振动的主要机理,以及流体动力特性和管道结构动力特性的计算方法 ,提出了解决管道振动的具体措施和控制标准.论文选择兰州炼油化工总厂的重油催化裂化装置以及十六单元所发生的管道振动为例,通过对测量数据的分 析,以及对管系的流体动力特性和结构动力特性的计算,分别从理论上找出了振动的原因.根据振因,提出了解决管道振动的具体措施.并进行了工程实践 ,取得了良好的效果. 2.期刊论文 邢娟.张涛.郝松.XING Juan.ZHANG Tao.HAO Song 管道振动对涡街流量计测量影响的试验研究 -振动 与冲击2009,28(3) 为研究管道振动对涡街流量计测量的影响,以国内普遍使用的应力式涡街流量计为研究对象,在气体流量管道振动试验装置上,流量范围35 m3/h~145 m3/h内,分别在不同管道振动加速度(0.05 g、0.1 g、0.2 g、0.5 g、1 g)、频率(40 Hz、100 Hz、200 Hz)、垂直和水平方向上进行了一系列管道振动 试验.通过对不同管道振动情况下的涡街流量计仪表系数误差分析发现,涡街仪表系数误差随管道振动加速度的增加而变大,抗振性能较差;

相同振动加速 度下,仪表系数误差随流量增大有减小趋势,小流量下对管道振动尤为敏感;

同一振动加速度下,仪表系数误差随管道振动频率增大而减小;

水平方向管道振 动较之垂直方向仪表系数误差更小,抗振性能更好. 3.会议论文 陈贵清.郝婷h.丁幼松 浅谈输流管道振动

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