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摘要：通过对#7机组主蒸汽管道进行模态分析和应力计算，找到诱发管道振动的原因，并采取相应改善措施。我们对#7机组主蒸汽管道更换失效支吊架、合理布置支吊架位置、增设限位装置或阻尼器调整管道振动频率，有效的消除了管道振动，保障机组安全。
关键词：主蒸汽管道；振动；支吊架；应力；固有频率
我公司#7机组锅炉型号系WGZ1070/17.5-6型330MW亚临界自然循环汽包炉，由武汉锅炉股份有限公司制造。锅炉呈“П”型布置，四角布置，切向燃烧方式，尾部双烟道布置，全钢构架，露天岛式布置。汽轮机为C330/310-16.7/0.4/537/537型亚临界、中间再热、高中压合缸、两缸两排汽、单轴、单抽采暖凝汽式汽轮机，八段非调整抽汽（三高加，四低加，一除氧），由东方汽轮机厂生产。#7机组主蒸汽管道近期存在着振动情况。管道振动对安全生产不利，威胁机组安全，并容易引发管道断裂、造成事故。
1现场管道振动情况
#7机组主蒸汽管道规格：Φ468.3mm×40mm和Φ433mm×30mm，材质为12Cr1MoVG，设计温度为537℃、设计压力为17.6MPa。主蒸汽管道及支吊架布置图如图1所示。
#7机组在调频变负荷过程中，标高8.8m水平段，图中14号和15号吊架所在水平管道轴向存在剧烈振动；锅炉侧标高63m水平段，5号吊架所在水平管道轴向存在剧烈振动大，图中2号和6号吊架所在立管管道存在剧烈振动，相应振幅和主振频率如表1所示。
2振动原因分析
主蒸汽管道的振动是由作用在管系上的激振力引起的受迫振动，这种激振力是由内部流体激扰引起的，尤其是在变负荷过程中，管道内部流体流动速度的大小发生改变。1号主蒸汽管道原设计均采用悬吊方式支吊，管系水平方向上缺少约束装置，整个管系只有21号，22号限位支架经现场检查已失效，Y向没有任何限位约束装置；主蒸汽管系柔性较好，刚度小，固有频率较低，管道极易在流体的激振力作用下发生振动。当激振力频率等于或接近管道固有频率时，将引起共振，管道振动显著加剧。采用CAESARII管道计算软件对主蒸汽进行模态分析及应力校核计算。管道固有频率计算结果见表2。
模态分析结果表明，计算的主蒸汽管道前4阶固有频率均低于1Hz，管道固有频率较低，在低频激振条件下，管道很容易产生振动。其中，第3阶频率振型以轴向振动为主，其振型与现场标高63m管段主振动特征相吻合；第6阶频率振型以轴向振动为主，其振型与现场标高8.8m管段主振型特征相吻合。由此可见，从顺序阀切换后，主蒸汽管道振动是激振力的频率与第3阶和第6阶管道固有频率一致，从而产生了共振，导致管道振动显著增加。
3振动处理方案
主蒸汽管道是一个复杂的连续弹性体，其振动问题可视为具有有限多个质点的多自由度振动系统。对于无阻尼系统，其频率方程为
｜K-ω2•M｜=0
式中：K为刚度矩阵；M为质量矩阵；ω为各阶固有频率。
由（1）式可得，多自由度系统的固有频率与其质量矩阵和刚度矩阵有关。主蒸汽管道已无法改变其布置，故管道质量无法改变。因此，在保证管道应力合格的前提下，可通过支吊架的合理布置，增设限位装置或阻尼器以增加管道刚度，使管道具有较高的一阶固有频率，避开相对低阶激振力的响应，从而减小管道的振动。针对现场管道振动情况，采取以下几种处理措施：对失效的22号限位支架进行修复，加固其生根部位，增强支架的稳定性；新增6A，15A，16A，19A4个阻尼器，限制所在各自水平管道轴向振动，新增阻尼器所在位置如图1所示；设计如图2的新增14A带间隙的限位支架，冷态安装时预留出热态膨胀间隙，热态贴合结构面，有效限制轴向和径向振动。减振措施实施后，管道应力计算值均小于许用值，管道一次应力和二次应力校核合格。
该减振方案是安全的，不会造成管道应力超标。减振方案实施后主蒸汽管道刚度增大，第一阶固有频率由0.22Hz提高到2.11Hz，有效地避开了低阶激振共振频率区。
4结语
#7机组主蒸汽管道缺少有效的限位装置，仅有的限位支架失效导致管道刚度较小，固有频率较低。当运行中转为顺序阀后，作用在管系上的激振力引起管道的受迫振动，当激振频率与管道固有频率接近时产生共振，管道振动显著增加。在激振力无法消除的情况下，可以增加管系的刚度，增大管道的阻尼来改善主蒸汽管道振动固有特性。新增阻尼器和带间隙的限位支架大大增加了管道的刚度，从而有效地控制了管道振动。减振方案实施后，有效地消除了主蒸汽管道的振动，消除了机组运行中的安全隐患，同时对于解决国内其他电厂出现的高温高压蒸汽管道振动问题具有较好的参考价值和借鉴意义。
参考文献：
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