300 MW汽轮机导管振动异常分析

高 峰

（秦皇岛发电有限责任公司，河北秦皇岛 066003）

1 概述

秦皇岛电厂一台300 MW机组高压导管疏水管246天内发生3起断裂故障：2015年10月26日，机组5#高调门疏水管座根部断裂；2015年12月11日，5#高调门疏水管（水平中部）断裂；2016年6月25日，3#高调门疏水管座根部断裂。通过金属试验分析，初步判断疏水管为疲劳断裂。疲劳断裂的原因有3种可能：疏水管自身产生高频振动、导致疲劳断裂，或导管产生高频振动带动疏水管产生谐频共振使管道疲劳断裂；疏水管内外壁温差过大，内应力超出管道材料的屈服极限；由疏水管道内汽水冲击产生的振动所致。

2 机理分析

压力管道系统的振动主要来自于管道自身对稳态激励和瞬态激励的响应，其中瞬态激励是管道系统振动的主要因素。多数情况下，与管道系统连接的支吊架有支撑管道重量和固定的作用，管道振动的破坏力大部分作用在支吊架上，当支吊架发生故障而失去或部分失去作用时，管道振动加剧。随着机组高参数的提高，工质参数变化范围随之变大，对管道冲击的能量、激发起管道的振动也就越大。管道在临界流速下会发生颤振，管道的振幅随时间呈指数增长。

通常，汽水管道振动又可以细分为5类。

2.1 管道自身的机械振动

由机械旋转而产生的工频激振力，会引起管道振动。主要影响形式有2种：一是由于转动机械的周期性不稳定对管道产生与之频率相应的强迫激扰，从而引发汽水管道的振动响应；二是由于汽水管道的固有频率通常阶数较多，发生振动的转动机械与汽水管道的谐频共振概率也就较大。如往复式机械运动时，所产生的各种不平衡惯性力以及缸内压力的的周期变化，构成了机械自身振动的特点。

2.2 流体脉动

由于设备周期性、间歇性的工作点，管道内的流体速度忽快忽慢，压力忽高忽低，形成一种不稳定的流体状态，产生脉动力，引发管道振动。当管道对于此脉动的激励响应频率与其自身的固有频率重合时就会产生共振，造成管道强烈振动。

2.3 汽液两相流体的振动

流体在管道流动过程中容易发生相变，产生两相流体。管道内壁处在汽液两相流体的紊流层时，会引发管道振动。对于电厂汽水管道而言，流体在输送过程中必然会产生压降，可能出现液体汽化现象。当液化产生的气泡破灭时，就会发生汽蚀，诱发管道产生振动。

2.4 气柱脉冲引起的振动

管道内的气体可以压缩、膨胀，所以气柱本身是一个有连续质量的弹性振动系统，受到一定激发之后就会产生振动。

2.5 调速器门阀芯间隙脉动引起的振动

由于调速器门阀芯配合出现间隙，将会导致汽流出现脉冲气流的影响，脉冲气流相当于一个刚性较弱的弹簧，其变化周期就是阀芯与阀座撞击的周期（图1），会诱发导管振动，甚至引起疏水管道谐频共振。由于6个调速器阀疏水管道之间是串接的，受力点位置各有差异，因此疲劳断裂的物理位置也有所不同。

所以，汽水管道振动原因有2个：一是由导管道设计不当（这里主要考虑支吊架的调整问题）而引起的偶然荷载的冲击；二是由汽流脉冲所致。

3 系统分析

机组高压导管疏水管是作为机组启停过程冷凝输水的管路（管径Φ48 mm，管材12Cr1MoV），运行中处于关闭状态。作为2压缸进汽输送管路（6根），导管（管径 Φ195 mm，管材 12Cr1MoV）为缸体进汽提供汽源（分别由6个调门调节、2个主汽门控制）。

机组高压导管疏水管频繁断裂，意味管道受到很大应力。在短期内使管材金属特性发生裂变，是由于管壁材料的屈服强度逐步下降，以至于超出金属材料的极限强度。金属管壁受到的应力主要是管壁温差产生的，同时还有管道高频振动产生的交变应力。疏水管道断裂的金属试验表明，材料内部金属成分及硬度未发生根本变化，因此不能排除管道疲劳损坏的因素。根据相关理论，进一步阐明系统管道的受力情况。

3.1 水锤（汽锤）压力分析

由于水锤（或汽锤）的作用，使固定架的动载荷增加，增加量为 F＝10－6ραAΔv。其中，F为水锤载荷，ρ为流体密度，α 为传播速度，A为流通面积，Δv为流速的瞬间变化量。

水锤（或汽锤）现象对管道危害很大。水锤（或汽锤）产生的冲击力直接作用在管道上，使管道产生剧烈振动，当水锤（或汽锤）压力过大时可能引起管道涨鼓、爆裂。当管道固有频率与水锤引起管道的冲击响应频率一致时引发管道振动，严重影响管道的安全运行。

3.2 汽流脉冲分析

由于汽阀脉动引起的汽流脉冲，其能量相当于安全阀的开启能量，其流速为临界流速（对于安全阀和排气阀的出口压力总是大于周围的大气压力，这时所产生的气体的流动被称之为临界流速，此时，对应的排气管的末端的各个参数被称之为临界参数。临界中的压力和流速被称为临界压力和临界流速）。

当管道阀体阀瓣跳动时，产生不稳定的汽流脉冲，导致阀瓣与阀座撞击。同时，不稳定的脉冲气流激发管道固有频率的响应，即产生管道固有频率的高次谐波共振（图2、图3）。由图可以看出，管道的高次谐波两侧有较强低频边带，主导了高次谐波分量的大小，并且占据了振动通频总量的95%以上。因此，临界流速的汽流是激发管道振动的根源，连接输水管的疲劳断裂源自高压导管的高频振动。

图1 调门阀芯受损

图2 调门导管振动测试低频脉冲频谱

图3 调门导管振动测试高频谐振频谱

4 振动分析

导管振动的能量来源有2个：一是外部能量输入；二是管系受外力作用而产生的谐频共振。现场实地测试的振动信息如表1、表2所示。从表中可以看出，导管的振动高频能量突出且超出了常规范围（碳钢及低合金钢管道最大峰值振动速度（振动烈度）vpeakMax<12.4 mm/s）。因此机组3#，6#高压导管振动超标。

另外，从图2、图3可知，导管振动出现（9±0.5）Hz低频脉冲，且在管道固有频率250.5～253.5 Hz两侧形构成（1～3）×的边带（另一台同型机组高压导管实测振动频率为256.5～258.0 Hz，无谐波、无边带），决定着振动峰值总量的变化。由图2可以看出，（9±0.5）Hz脉冲波呈周期性，判定管道发生共振，疏水管断裂与导管的谐频共振有关，而该谐频共振由汽流脉冲引发。汽流脉冲产生的原因有2个：一是导管的钟罩间隙变大；二是调门或主气门阀芯的跳动，即形成一种不稳定汽流脉动。

由此认定，机组高压调门的疏水管断裂原因有2个：一是脆性断裂，涉及管道质量和管壁温差问题；二是疲劳断裂，涉及管道高频共振（即谐波共振）。

表1 3#调门导管（东西）振动数据

表2 6#调门导管（东西）振动数据

从现场振动测量数据统计来看，导管加固在一定程度降低了导管的振动位移量值，但从其高频能量分析来看，数值变化不大，直到6#调门被限制后才发生了根本变化，表明导管存在高频谐波共振。由初始测量的低频脉冲能量可知，10 Hz（存在（1～5）×谐波）左右的谐波脉冲频率说明系统产生了连续的、低频脉冲气流，与管道某阶固有频率同步，导致导管的谐波共振。

随着导管加固的优化，导管的共振频率也逐渐提高（最大达到293 Hz，边带频率达到21 Hz），说明阀芯的磨损量在增大、脉冲频率也在提高。6#调门被限死之后，导管的共振频率降至249 Hz，低频调制的信号消失。表1、表2的数据变化也说明了这一点。

5 总结分析

通过实地勘察和现场导管振动测试，得出结论如下。

（1）管道振动频率：50 Hz（轴频）、250.5～255.5 Hz（管道自振频率。同比4#机为256.5～258 Hz），有谐波脉冲；低频调制频率为（9±0.5）Hz反映了汽流的脉冲能量（另一台同型机组高压导管同工况无这种能量），是管道振动的主要特点。

（2）高压导管道疏水管断裂与导管的谐频共振有关，该谐频共振是由汽流脉冲引发的（缸体是传递能量的导体），输水管连接状态（即受力形式）决定了断裂的位置。

（3）汽流脉冲的引发，涉及高压导管的钟罩间隙变大和调门或主气门的阀芯跳动，即6#高调门阀芯的泄流产生脉动。

6 故障处理

（1）消减管道振动。措施有：消减管系的激扰力，如减少机械振动、流体脉动、两相流体、水锤（或气锤）等；增加缓冲器，少用（大转角）弯头、异径管等，节流减压阀前后布置足够长度的直管；提高管道结构的刚度，不仅可以提高管道系统的固有频率、减少对激励源的振动响应，而且在一定程度上还可以减小管系的振动幅值。

（2）增加管道结构阻尼。措施有：加设汽水管道阻尼器，提高管道固有频率；加装制止管道摆动、振动或冲击的控制装置。

（3）改变管道的固有频率。措施有：核对脉冲汽流产生的根源，消除激振力；核对疏水系统完善程度（包括管路畅通、阀芯跳动等），消除疏水管路分支局部和沿程阻力带来的振动问题。

从2016年10月至2017年3月加固导管的处理过程来看，导管的位移量有所减小，但冲击能量一直居高不下。2017年1月13日对高压6#调门的强行限制后振动有所改观。在机组大修中检查调门，发现6#调门阀芯有明显汽流冲刷痕迹，阀体外沿有冲击产生的撞击痕迹。因此，处理方案即为阀芯球面的研磨处理以及可能产生松动的维护处理。

［1］孙奉仲.大型汽轮机运行［M］.北京：中国电力出版社，2005.

［2］方远乔，陈安宁，董卫平.振动模态分析技术［M］.北京：国防工业出版社，1992.