核电厂主蒸汽管道流致声振动优化方法研究

2022-01-05陈星文蔡奕霖

振动与冲击 2021年24期

陈星文，蔡奕霖，秦洁

(上海核工程研究设计院有限公司，上海 200233)

某核电站功率运行期间，主控室噪声严重超标，最大处接近70 dB，严重影响操纵人员的身心健康，增加人因操作失误的概率，增大核电厂运行风险。经测量数据分析，主控室噪声主要由相临的主蒸汽管道振动产生，主蒸汽管道振动的主要原因是安全阀支管处发生了较强的流致声共振现象。

近年来，核电站高流速管道的滞流支管流致声共振现象时有发生[1-4]，造成了严重的管道振动和噪声问题。Ziada等[5-6]和Stoneman等[7]对分支管处的漩涡脱落现象进行了分析，研究了滞留管避开流致声共振的管道流速范围，以及其与滞留支管长度和截面的关系。

在以往工程中，处理滞留分支管流致声共振问题，主要采用的方法有：①减小主管流速，降低流体激励载荷;②增加刚性支撑，使结构频率与流声频率脱离;③增加减振吸振装置，如动力吸振器，黏滞阻尼器等。

这几种方法在实际工程操作中，存在一定的局限性，如流速降低，会导致无法满足系统功能要求，电厂管路空间有限，管路结构模态密集，管路频率无法有效避开等。

本文针对滞流分支管流致声共振问题，从机理源头出发，研究了不同分支管结构尺寸及结构形式对声频率和模态的影响，提出了优化流致声共振问题的方法和思路，并通过理论和有限元计算进行了论证，最终结论可应用于新建电厂的设计优化中。

1 蒸汽管道流致声共振原理和优化方法

1.1 声共振原理及锁定现象

管内流体流经横向滞流支管时，会产生漩涡脱落现象，当漩涡脱落的频率接近于支管声腔的固有频率，会发生锁定(lock-in)现象，引发流致声共振，导致流体激励载荷变大，最终引发管道振动。避免漩涡脱落锁定的准则主要有[8-9]：

1.1.1 低流速准则

如果结构或声腔的基础振动模态(n=1)、管内流速满足式(1)，则不会发生声频率锁定。

(1)

式中:v为主管流速;f1为声频1阶模态频率；D为支管内径。

1.1.2 隔离准则

如果声频率避开漩涡脱落频率30%以上，则可避开声频率锁定，即

fn<0.7fsorfn>1.3fs

(2)

式中:fn为支管固有声频率;fs为流体漩涡脱落激励频率。

1.2 蒸汽管道安全阀支管声频率

蒸汽管道安全阀支管是顶端封闭的滞流空腔，当支管长度为波长的1/4或其倍数时，声波会在支管内形成驻波，引发流致声共振。顶端封闭支管的固有声频率为

(3)

式中:c为介质声速;L为滞留支管的长度;d为主管直径。由式(3)可知，对于细长管道的顶端封闭支管，其声频率与长度成反比。因此，可通过调整支管长度，改变声频率，从而避开流致声振动。

1.3 蒸汽管道流致声共振消声方法

针对蒸汽管道支管流致声共振，可通过优化蒸汽管道支管结构形式，改变支管声频率，避开声共振，进行减振消声。同时优化支管结构形式也能改变声阻抗，提高耗能，降低振动幅值。

1.3.1 旁支管

在安全阀支管中增加旁支管，当旁支管长度为声波波长的1/4时，旁支管内形成驻波，能量无法传回主管。旁支管的声频率公式与式(3)一致，其传递损失(transmission loss,TL)为

(4)

式中：m为旁支管与主管截面面积之比;L为旁支管长度;λ为波长。

1.3.2 赫姆霍兹共振腔

赫姆霍兹共振腔由一个消声容器和一根短管组成，短管与主管连接，如图1所示，其固有声频率可表示为[10]

图1 赫姆霍兹消声器示意图

(5)

式中:V为容器体积；Sc为连接管的截面积；lc为连接管的长度。其传递损失为

(6)

式中：Sm为主管截面面积;fr为激励声频率。

1.3.3 扩张器

扩张管通过管道截面积的变化，改变声阻抗。入射波到达扩张室后，一部分能量被反射回进气管，从而消耗声能。扩张消声器如图2所示。扩张消声器的传递损失为

图2 扩张消声器示意图

(7)

式中：m为S2/S1，称为扩张比；L为扩张管长度；λ为波长；S2为扩展管截面积；S1为进口管截面积。

2 蒸汽管道安全阀支管声模态分析

核电厂主蒸汽管道安全阀支管处结构示意图，如图3所示，图中A、B、C、D为管道支撑。主蒸汽管道外径1 025 mm，壁厚30 mm，支管外径215 mm，壁厚6 mm，支管长度1 010 mm，根据式(3)，支管处声频率为113 Hz。另外，采用ANSYS有限元程序建立安全阀支管声模型，如图4所示，模型网格尺寸为1 mm，其一阶声模态如图5所示，1阶频率为114 Hz，与理论分析结果吻合。

图3 安全阀支管结构示意图

图4 安全阀支管声模态模型图

图5 安全阀支管第1阶模态

2.1 旁支管

在安全阀支管上增加700 mm等径短旁支管，支管的1阶声频率为100 Hz,声模态如图6所示。相比无旁支管略有降低，但同时出现了178 Hz的2阶声模态，如图7所示，该阶模态的峰值位于旁支管封闭端部。

图6 增加旁支管的第1阶模态

图7 增加旁支管的第2阶模态

增加不同长度旁支管的声模态计算结果，如图8所示，可以看出，随着旁支管长度的延长，1阶频率降低有限，但高阶模态的频率大幅降低。不利于声频率的隔离。

图8 增加不同长度旁支管的声频率比较

2.2 赫姆霍兹共振腔

在安全阀支管上增加赫姆霍兹共振腔(直径200 mm，长度400 mm，壁厚6 mm)后，其前2阶模态如图9、图10所示，其1阶声频率为赫姆霍兹共振腔的频率，2阶频率仍为安全阀支管的1倍频。

图9 增加赫姆霍兹消声器的第1阶模态

图10 增加赫姆霍兹消声器的第2阶模态

2.3 扩张管

将安全阀支管局部放大，改为扩张管，扩张管直径400 mm，壁厚6 mm。其前2阶频率为87 Hz和323 Hz，声模态如图11、图12所示。与原结构相比，增加扩张管后1阶声频率明显降低，另外，也没有新的声频率引入。

图11 增加扩张管的第1阶模态

图12 增加扩张管的第2阶模态

2.4 小结

根据2.1节～2.3节的计算结果，旁支管结构对安全阀支管的声频率影响较小，需要较大的结构尺寸才能实现声频率的改变，且会引入新的声频率。赫姆霍兹共振腔不会改变安全阀支管的声频率，也会引入新的声频率。扩张管可有效改变安全阀支管的声频率，且不会引入新的声模态。

各种不同消声结构及改变安全阀支管长度(见式(3))的前3阶模态频率，如表1所示。

表1 增加不同消声结构的各阶模态频率

3 主蒸汽管道流场声场分析

除声模态分析以外，需进行主蒸汽管道流场和声场耦合分析，通过管内声场总声压级的变化，确定支管优化的减振降噪效果。

3.1 主蒸汽管道流场声场分析参数

本文采用FLUENT计算主蒸汽管道及安全阀支管流场，采用ACTRAN进行声场分析。主蒸汽管道及安全阀支管尺寸如第2章所述。

主蒸汽管道的FLUENT模型和ACTRAN模型，如图13所示。FLUENT流体网格划分时，主蒸汽管道边界层第一层网格高度为0.06 mm，增长率为1.1，主蒸汽管道圆周一圈网格节点数为356。安全阀支管管道边界层第一层网格高度为0.05 mm，增长率为1.1，安全阀支管圆周一圈网格节点数为166。主蒸汽管道网格采用六面体网格，网格数量及主蒸汽管道工况参数，如表2所示。

图13 主蒸汽管道分析模型

表2 FLUENT模型网格数量及管道工况参数表

主蒸汽管道流场采用非稳态计算，湍流计算模型为大涡模拟(large eddy simulation,LES)方法，该方法对初始边界条件要求较高，为了给出较好的初始边界条件，在进行非稳态计算前，先用稳态模型计算，得到稳态条件下的流场，然后以此流场条件作为边界条件，将计算转为非稳态。这样可使大涡模拟很快达到收敛，稳态流场计算设置如表3所示。

表3 稳态计算参数设置

非稳态流场使用LES模型进行计算。为加速收敛，计算过程中采用变时间步长进行瞬态计算，其中最后1 000个时间步输出声学计算所需的流场信息，非稳态计算参数设置如表4所示。

表4 非稳态计算参数设置

主蒸汽管道流场计算完成后，将声源区域的流场信息转化为声源信息，进行声场分析。声学分析模型两端为声传播区，同时在两端面定义模态面，用于模拟声音沿无限长管道传播，主蒸汽安全阀系统声学计算域，如图14所示。

图14 声学计算域

3.2 安全阀支管长度变化方案流声计算

根据表1所列安全阀支管长度和3.1节的参数设置，建立主蒸汽管道分析模型进行计算，原长度安全阀支管流场计算结果如图15所示。

图15 原长度安全阀支管瞬态流场速度分布

原长度安全阀支管峰值频率声场，如图16所示，计算监测点11、测点14、测点17的的声压级频谱，如图17所示。根据图17，监测点11、测点14、测点17的声压峰值频率为110 Hz，强度为158 dB。

图16 原长度安全阀支管的主蒸汽管道声场图

安全阀支管缩短方案1和方案2的监测点11、测点14、测点17的的声压级频谱如图18、图19所示。根据图18，缩短方案1监测点11、测点14、测点17的声压峰值频率为185 Hz，强度为152 dB。根据图19，缩短方案2监测点11、测点14、测点17的声压峰值频率为230 Hz，强度为150 dB。