电厂EH管道振动原因分析及解决方案.doc

电厂EH 管道振动原因分析及解决方案王志红 庞占雄 赵宏伟 裴燕萍（国网能源神头二电厂 山西 朔州 036011）【摘 要】本文主要针对某电厂#3 机存在的主机抗燃油管振动及断裂的原因进行了分析，找出了解决主机抗燃油管振动的方法。对国内同类机组有一定的借鉴。【关键词】#1 机主机 EH 油 振动 原因分析 解决措施1 概述某电厂#1 机组调速系统改为电液调节系统后，EH 油管道发生较大振动，并多次振裂引发漏油。EH 油系统的油泵为柱塞泵，电机转速为1470 转/分，柱塞泵的活塞数量为9 个。EH 油管道为不锈钢管道，内径约为1.9cm，壁厚为0.3cm，图1 为压力油管道布置图（由于改造时工程承担单位没有给管道布置图，该图为现场测量后绘制）。管道的弯头绝大部分为90 度弯头，在某些部位布置有管道支架。图1 主调门管道西南等轴视图2 振动测量与分析2.1 振动测量分别在开机与停机两种工况下，分别对管道振动状态和管道自振特性进行了测量。测量结果见附件一和附件二。测量表明，管道的自振频率呈现分散状态。机组运行工况下，管道振动频率基本上为223Hz，与管道自振频率关联关系不明显，表明管道发生了强迫振动。靠近刚性支撑的位置，全国火电600MW 级机组能效对标及竞赛第十五届年会论文集 汽机111刚度较大管道振动较小，悬空管道刚度小振幅较大，与主机接口部分的管道由于支撑刚度较差，发生了较大振动。2.2 振动分析由测量可知，管道发生了强迫振动，振动的原因可能有两个：一是由于管道内液体压力脉动，在管道弯头处，液体压力脉动对管道产生冲击，给管道一激振力，引发管道振动；二是机组或油泵振动较大，振动传递到油管道。根据现场测量，机组和油泵并没有发生明显振动，而且管道振动频率与机组振动频率没有关联，所以可以排除管道振动是由机组振动引起的。管道振动应该是由于管道内压力油脉动引起的。管道内，油液柱可以压缩、膨胀，是一个弹性体，同时，液柱又有一定的质量，所以液柱本身是一个振动系统，液体的压力脉动会使液柱本身发生振动，当脉动频率和液柱本身固有频率接近时将会发生液柱的共振；另一方面，脉动的液柱遇到管道的弯头或变径时，会产生压力脉动，当压力脉动频率接近某段管道的固有频率时，即会使该管道发生共振，使得该管道出现较大的振动。现场使用的柱塞泵转速为1470 转/分，有9 个活塞，因此管道内压力油的脉动频率应为220.5Hz。测量结果显示管道各个部分的振动频率基本都是223Hz 左右，两者基本一致。所以可以认定管道的振动是由液体脉动在弯头处的冲击响应，即管道振动是由于管道内压力油脉动引起的。3 减小管道振动措施对于由压力油脉动引起的振动。控制振动要从A.控制压力脉动、B.改善管道振动特性和C.吸收振动能量三方面入手。具体措施如下：A压力脉动控制：柱塞泵为往复式压缩机，由于往复式压缩机间歇性和周期性吸排液，管道内流体必然呈脉动状态。不可能完全消除压力的脉动，而是想法将其控制在允许的范围内。3.1 在管路上加装缓冲器3.1.1 缓冲器作用缓冲器是最简单而有效的消振措施。它能使缓冲器后面的管道内的液流变得缓和。油压脉动就是管内油压力不均匀，压力不均匀度反映介质压力上下波动的程度,管道振动振幅与其成正比，稳定的出入口液流有助于减少液流的脉冲振动, 减少液流压力脉冲的最有效方法是设置缓冲器。缓冲器的设置等同于增加了管道的直径,从而降低液体的压力不均匀度,达到减小振动的目的。#1 机组压力油管道，在柱塞泵出口和机头位置各设置了一个蓄能器，蓄能器也具有一定的减振作用。柱塞泵出口蓄能器半径为113mm,高为900mm，体积为0.36m3；机头位置蓄能器半径为115mm，高为1560mm,体积为0.65m3,二者都为立式结构，液体出入口采取三通形式。由于蓄能器和管道的连接方式为三通形式，蓄能器的减振作用很小，所以需要在管路上增加缓冲器。3.1.2 缓冲器结构现场蓄能器的结构不利于液体流经缓冲器，大部分液体直接从入口流向了出口，蓄能器并没有全国火电600MW 级机组能效对标及竞赛第十五届年会论文集 汽机112发挥应有的作用。实地测量时，蓄能器前后的振动振幅基本一样，这也说明了脉动压力并没有得到平衡。所以在管道增设缓冲器时，建议将液体的出口入口分别设在缓冲器两端，使液体能够得到充分的缓冲，并且采用卧式结构。3.1.3 缓冲器尺寸缓冲器的尺寸关系到缓冲器是否能够起到减少脉动压力的作用。缓冲器的尺寸过小就不能起到缓冲的作用；过大则会浪费体积。一般情况下，缓冲器的尺寸为柱塞泵活塞一次冲程液体体积的10倍以上就可以起到较好的缓冲效果。按照该原则，适当增加蓄能器尺寸，内径增大到140mm，L 增大到690mm，容积约为53338133 mm3。由于容器内部承受一定液体压力，对其壁厚进行安全计算。壁厚按照GB150-1998 计算，即式（1）。2 P DP= （1）其中，P 为内压，为焊接接头系数=焊缝区材料强度/本体材料强度1，为材料许用应力。此处设计内压最大为18MPa，焊接接头系数取1，材料选用较常用的不锈钢材料0Cr18Ni9，经机械手册查询材料许用应力205MPa，代入式（1）计算容器壁厚为6.4mm，对其进行圆整，取壁厚为7mm，见图2。图2 卧式缓冲器结构图3.1.4 校核考虑实际情况下管道可承受的疲劳强度，对上述尺寸进行校核。对于神头主调门振裂的情况，初步考虑为端口处在脉动压力的长期作用下，超过其疲劳强度，最终导致其断裂。所以在此，利用美国凯洛格(Kellogg)公司的缓冲器体积计算公式，综合考虑管道的疲劳强度，设计计算缓冲器尺寸。具体方法如下：首先，根据管道材料、形状，通过查相应手册，得到管道的静强度极限b ；然后，由静强度极限b 得到管道的循环疲劳极限1 弯，进而得到脉动疲劳极限0 弯，见式（2）、（3）；1 (0.4 0.5) b 弯= （2）0 1 1.7 弯= 弯 （3）全国火电600MW 级机组能效对标及竞赛第十五届年会论文集 汽机113第三，求解弯头处最大脉冲压力。压力脉动在弯头处会产生激振力，这个激振力是端口处脉动压力的产生原因，即力F 在B 断产生一个力矩M=F*L，见图3。所以可以由端口处脉动压力反求弯头处最大脉动压力，即管道中的液体压力，见式（4）-（7）：FA B图3 管道与调门接口示意图0 M W 弯 （4）4 4( ) / 64 1 3 (1 4 )/ 2 / 2 32W I D d DD D = = = （5） = d / D （6）M = psL （7）式中：d 为管道内径，D 为管道外径，s 为液柱横截面积，L 为弯头到端口的距离，p 为管道内液体压力。从式（4）-（7）可以看出，p 为唯一的未知数，这样就可以通过端口处的最大疲劳强度求出管道内液体的最大许用压力；最后，利用美国凯洛格(Kellogg)公司的缓冲器体积计算公式计算缓冲器尺寸，见式（8）：* 2 18 (1 )p V AV =（8）式中：V*为每转向缓冲器排入的液体量，Ap为衰减系数， 为管道内压力p和缓冲器pa内压力的比值。经计算得出的缓冲器的体积为8027929mm3，即保证端口疲劳强度的最小尺寸。通过与原设计尺寸相比对显示，原设计尺寸可以保证端口处的疲劳强度，满足要求。（5）蓄能器和增加缓冲器后的fluent 模拟结果比较利用fluent 模拟蓄能器和缓冲器的工作情况， 以一个正弦波：p=14.6e6+4.38e6*sin(1404.2919*t)作为入口输入，测试二者的输出。为蓄能器前后fluent 模拟压力波动的情况，从模拟结果上看，蓄能器前后的压力峰值得到了明显的降低，波动频率降低幅度不大。这也从另一个角度说明了蓄能器没有达到预期的效果。全国火电600MW 级机组能效对标及竞赛第十五届年会论文集 汽机114为增加缓冲器后fluent 模拟压力波动的情况，从模拟结果上看，缓冲器前后的压力峰值得到了明显的降低，降到入口处的0.0457%；而且波动频率也大幅下降，入口处的频率为223.5HZ，出口处的波动频率仅为2.7HZ。3.2 增大弯头处曲率半径脉动的液柱遇到弯头或变径时，会产生压力脉动。压力脉动越大,产生的激振力越大,管道振动的振幅和动应力越大。现场大部分90 度的弯头曲率半径较小，现场弯头处曲率半径大多为15-20cm，见图4，在弯头处产生了较大的激振力。所以应当尽量增加弯头部分的曲率半径，建议将曲率半径增大到30cm 左右，如图5，避免液柱脉动对弯头的直接冲击，减小激振力，从而减小振动的振幅和动应力。特别是距离端口最近的弯头要尽量增大曲率半径，约30-50cm，减小焊口处所承受的交变应力，避免断裂。另外，在可能的情况下，要尽量减少管系的转弯。因为过多的转弯会减小管系的刚度，使管系的机械固有频率降低，引发共振。图4 现场管道弯头示意图 图5 增大曲率半径后的弯头示意图B改善管道振动特性：1、约束方式及约束位置管道的约束方式及约束位置对管道的振动有较大的影响。首先讨论约束的方式。约束方式基本可以分成两种。现在比较常用的约束方式是刚性的约束，即将管道固定在基础上，增加管道系统的刚度，从而减小振动，避免共振，这种方法一般是利用刚性材料制成的管卡对管道进行约束；另外一种是阻尼约束，即在管卡和管道间隙处填充阻尼材料，从而增大系统阻尼，吸收振动能量，达到减少振动的目的。其次是约束的位置。对于刚性的约束，一般情况下布置在靠近弯头的两端，而且在接近三通交叉处的三根支管上均应设置管卡，尽可能的在振源位置设置管卡。同时在布置刚性约束时还应注意，约束位置的管道应是自由状态，避免约束憋劲而增加的附加载荷。另外还应在振幅较大的位置布置阻尼约束。对于阻尼约束来说，其位置应当在该部分管道（两个刚性约束之间的管道）振幅较大的位置，这样才能一方面约束较大的振幅，另一方面更好的吸收振动的能量。由于压力脉动频率会激发管道的低阶频率共振，所以一般情况下会呈现一阶或二阶振型。全国火电600MW 级机组能效对标及竞赛第十五届年会论文集 汽机115管道中最大振幅出现在管道的中间以及四分之一处，所以要在这些位置增加阻尼约束，以便更好的吸收振动能量。部分管卡位置示意图如图6。图中球形代表刚性约束，圆锥体代表阻尼约束。图6 部分管卡位置示意图阻尼材料是将固体机械振动能转变为热能而耗散的材料，主要用于振动和噪声控制。材料的阻尼性能可根据它耗散振动能的能力来衡量，评价阻尼大小的标准是阻尼系数。阻尼材料按特性分为4 类：橡胶和塑料阻尼板:用作夹芯层材料。应用较多的有丁基、丙烯酸酯、聚硫、丁腈和硅橡胶、聚氨酯、聚氯乙烯和环氧树脂等。这类材料可以满足-50200C 范围内的使用要求。橡胶和泡沫塑料：用作阻尼吸声材料。应用较多的有丁基橡胶和聚氨酯泡沫，以控制泡孔大小、通孔或闭孔等方式达到吸声的目的。阻尼复合材料：用于振动和噪声控制。它是将前两类材料作为阻尼夹芯层，再同金属或非金属结构材料组合成各种夹层结构板和梁等型材，经机械加工制成各种结构件。高阻尼合金：阻尼性能在很宽的温度和频率范围内基本稳定。应用较多的是铜-锌-铝系、铁-铬-钼系和锰-铜系合金。在此建议选用丁基橡胶作为填充材料。2、避免共振管系的固有频率关系到整个系统的设计与安装，所以必须得到正确的管系的固有频率，从而避免管道的共振。目前，在往复机械中常使用管道固有频率计算方法主要是公式法，在固有频率方面有较多的经验公式可以参考，然而，由于管道内存在具有一定压力且流动的液体，会发生固液耦合和摩擦耦合这将导致靠计算得到的固有频率不准确；另外一种方法是利用Ansys 等软件建模，对系统进行模态分析，进而得到管系的各阶固有频率。这种方法同样也存在一定缺陷，即边界条件的选取困难，导致计算结果的误差。所以在此，宜选用锤击实验方法。为了测得耦合后的固有频率，需要在有油压脉动的情况下测得冲击响应，这样会得到冲击响应和管道本身振动的载波信号，通过非线性信号处理方法将二者分离，得到冲击响应，进而得到管道耦合后的实际固有频率。C吸收振动能量：相位调节:此次油管断裂主要发生在端口焊缝处。主要原因是接口处的疲劳强度较低，交变应力较大，致全国火电600MW 级机组能效对标及竞赛第十五届年会论文集 汽机116使端口在长期交变应力作用下发生断裂。所以要尽可能控制交变应力，特别是端口处的交变应力。所以，如何消减交变应力则是解决油管断裂问题的关键。交变应力首先是一个周期信号，所以存在振幅、频率、和相位。对于此次现场振动情况分析，管系内存在的交变应力基本上都是频率为223HZ 的单周期应力，幅值和相位不同。所以考虑利用同一位置不同管道的交变应力相位差来调节振动，使得能量得以消除或减弱。具体方法如下：取振动较大位置或端口位置的不同两根管道分析，二者中存在的交变应力可以表示为：1 1 1 a (t) = a sin( t + )2 2 2 a (t) = a sin( t + )由于不同管道的走向、高低也不尽相同，所以二者交变应力的相位1 和2 也不相同，因此用刚性连接将二者连接起来，会起到中和和抵消交变应力的作用，减少振动的能量，进而减小振幅。当相位完全相反时