蔡銳，朱如東，詹淑文，梁正權(quán)

（陽江核電有限公司，廣東 陽江 529500）

管道系統(tǒng)的振動是由作業(yè)在管系上的周期性激振力引起的受迫振動。通常這種周期性的激振力主要是管道內(nèi)的脈動壓力，在遇到管路中的彎管、異徑管、閥門及盲板等管道元件時，就會不可避免地出現(xiàn)激振力，從而使管道做受迫振動。

現(xiàn)實中，管道系統(tǒng)振動的成因十分復(fù)雜，主要的誘因可能是來自系統(tǒng)中設(shè)備的外部動力，也可能是管道輸送的介質(zhì)流動產(chǎn)生的復(fù)雜作用力。系統(tǒng)對這些激勵的影響程度，受到系統(tǒng)的設(shè)計取值、安裝布置及實際運(yùn)行工況等多方面影響，系統(tǒng)中設(shè)備的形式、管道的尺寸與走向的布置情況、管道系統(tǒng)支撐與約束狀態(tài)、實際運(yùn)行狀態(tài)與設(shè)計狀態(tài)偏差等，都可能是造成管道系統(tǒng)振動的原因[1-5]。

本文就某核電廠主蒸汽平衡管線振動問題，結(jié)合模態(tài)分析與振動測試的結(jié)果，分析了振動產(chǎn)生的原因。并采用管線振動應(yīng)變測量和應(yīng)力分析，最終通過改變管道系統(tǒng)剛度的方法進(jìn)行減振優(yōu)化。

1 現(xiàn)場管道振動情況

某核電廠主蒸汽平衡管是由主蒸汽系統(tǒng)中的兩路蒸汽母管延伸管末端通過一根平衡管連接在一起，用于平衡兩根主蒸汽母管中的介質(zhì)溫度或壓力。該主蒸汽平衡管道材質(zhì)為低合金剛WB36CN1，管道規(guī)格（外徑×壁厚）為φ88.9 mm×7.1 mm，管道設(shè)計溫度為316 ℃，設(shè)計壓力為8.5 MPa ，運(yùn)行介質(zhì)為水蒸汽。該管線全長約54 000 mm，該管系上共設(shè)置22 個支架，其中17 組為單拉桿剛性吊架、3 組單拉桿彈簧吊架、2 組為滑動承重支架，其管系及支架布置如圖1 所示。

圖1 主蒸汽平衡管系及其支架布置圖Fig.1 Main steam balance piping and supporting arrangement

在電廠機(jī)組運(yùn)行階段該電廠巡檢員發(fā)現(xiàn)其主蒸汽平衡管道存在間歇性、大幅度振動且與周邊冷卻水系統(tǒng)管道存在干涉變形，從現(xiàn)場初步檢查發(fā)現(xiàn)的問題來看，該主蒸汽平衡管道振動狀態(tài)比較嚴(yán)重，如果不采取措施糾正處理，可能導(dǎo)致管系振動疲勞開裂、管內(nèi)流體泄漏或管道斷裂，嚴(yán)重時會影響管道系統(tǒng)的基本運(yùn)行功能和安全功能，甚至導(dǎo)致電廠機(jī)組跳機(jī)跳堆，嚴(yán)重影響電廠經(jīng)濟(jì)收益。

2 管道振動評估和狀態(tài)評估

根據(jù)現(xiàn)場勘查的情況，現(xiàn)場采用加速度傳感器對目視觀測振動幅度最大的位置進(jìn)行振動測量，測量該管線最大振動速度為148.02 mm/s，測量數(shù)據(jù)見圖 2。

圖2 目視振動最大點振動速度Fig.2 Visual vibration maximum point vibration speed

根據(jù)電力行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)DL/T 1103—2009[6]中對核電廠管道振動評價的要求，管道振動評估分為目視檢查、振動速度或位移評估、振動應(yīng)力評估三個等級。目視檢查中發(fā)現(xiàn)有振動較大的管道時，應(yīng)進(jìn)行振動速度或位移的評估。由于對小尺寸管道的振動測量通常采用加速度傳感器進(jìn)行，由加速度信號獲得位移信號需兩次積分，積分誤差較大，故通常通過速度評估來評價管道振動水平。在DL/T 1103—2009 標(biāo)準(zhǔn)中給出了管道允許峰值振動速度的計算方法如下：

根據(jù)上式計算得到該平衡管允許峰值振動速度為118.5 mm/s，通過振動加速測量得到管線最大振動速度為148.02 mm/s，故該主蒸汽平衡管線管振動速度超出了允許值。為確保電廠機(jī)組的安全穩(wěn)定運(yùn)行，需要對該管系進(jìn)行減振優(yōu)化治理。

3 管道振動原因分析

管道的振動通常是由流體自激振動引起，或是所連接設(shè)備的振動引起。由于該主蒸汽平衡管線與其他系統(tǒng)管線還存在干涉的問題，所以對該主蒸汽平衡管而言，可能引起其振動的激振源包括主蒸汽旁路聯(lián)箱的振動、周邊管道的振動、平衡管內(nèi)部介質(zhì)的自激勵振動。以下將從管道的激振源查找和管線模態(tài)分析，對管道振動進(jìn)行原因分析。

3.1 管線振動激振源分析

由于管線原設(shè)計的局限性，無法獲得管道內(nèi)部蒸汽的壓力或流量監(jiān)測信號，但通過查閱該電廠機(jī)組主蒸汽平衡管線系統(tǒng)運(yùn)行手冊和對比該電廠其他機(jī)組運(yùn)行情況，初步判斷在機(jī)組正常運(yùn)行階段，該平衡管道內(nèi)流體介質(zhì)基本處于一個穩(wěn)態(tài)，產(chǎn)生脈動沖擊的概率較小，故本次主要考慮對冷卻水系統(tǒng)管道和主蒸汽平衡管線相連設(shè)備進(jìn)行分析，以確定主要的振源。

3.2 振源分析方法

隨機(jī)信號x（t）和y（t）的互相關(guān)函數(shù)Rxy（τ）定義為：

互相關(guān)函數(shù)能夠反映出兩個隨機(jī)信號之間的相關(guān)性，對互相關(guān)函數(shù)作歸一化處理后得到互相關(guān)系數(shù)：

式中 σx——信號x （t）的均方差值；

σy——信號y （t）的均方差值。

互相關(guān)系數(shù)的值越大，則說明兩個信號之間的相關(guān)度越高。

3.3 測試儀器

試驗中所用到的測試儀器如下：

LMS SCM205+LMS TEST.LAB 振動模態(tài)分析系統(tǒng)；

COCO 80 便攜式振動測試儀；B&W-24150 高溫電荷型加速度傳感器；PCB422E02 電荷放大器。

3.4 數(shù)據(jù)測點選擇

為分析確定振源，對該主蒸汽平衡管以及相連設(shè)備分別進(jìn)行了振動加速度測量，測點分別為：

S1 點：主蒸汽平衡管上目視晃動幅度最大處；

S2 點：主蒸汽平衡管上與周邊管道干涉處；

M1 點：主蒸汽旁路聯(lián)箱（一）上，平衡管與主蒸汽旁路聯(lián)箱連接三通處上游吊架處；

M2 點：主蒸汽旁路聯(lián)箱上，平衡管與主蒸汽旁路聯(lián)箱連接三通處；

G1 點：周邊干涉冷卻水系統(tǒng)管線上，干涉處上游接近該段管道末端處；

G2 點：周邊干涉冷卻水系統(tǒng)管線上，與平衡管干涉處；

G3 點：周邊干涉冷卻水系統(tǒng)管線上，干涉處上游第一個彎頭處；

3.5 振源狀態(tài)分析

根據(jù)3.2 節(jié)中的方法，對測量到的振動信號進(jìn)行相關(guān)性分析。圖3 給出了該管線測點S1、S2 與測點M1、測點M2、測點G1、測點G2 及測點G3 振動信號的互相關(guān)系數(shù)。

圖3 主蒸汽平衡管線振動之間互相關(guān)系數(shù)Fig.3 The number of correlation between vibration of main steam balance pipeline

通過以上的分析可以看出，該主蒸汽平衡管振動信號與連接主蒸汽聯(lián)箱三通處的振動信號互相關(guān)系數(shù)最大，而與周邊冷卻水系統(tǒng)管道的互相關(guān)系數(shù)較小，能夠反映出該主蒸汽平衡管振動主要是由主蒸汽旁路聯(lián)箱的激勵引起。

3.6 管線布置和固有頻率分析

通過機(jī)組主蒸汽平衡管線支吊架的布置來看，該管系均采用懸吊方式的支吊架。該類型支吊架主要考慮管道和管內(nèi)蒸汽的靜載荷，并未考慮振動特性。此外該主蒸汽平衡管線布置以水平直管為主，全長約54 000 mm。整個管系布置設(shè)計特征為管線長，缺少限位約束裝置。在低頻激振條件下極易產(chǎn)生低頻共振的現(xiàn)象

3.7 管道模態(tài)分析

模態(tài)是多自由度線性系統(tǒng)的一種固有屬性。模態(tài)分析的目的就是為了計算管系的固有頻率和振型，確定其動力學(xué)特性。采用CAESAR II 軟件建立主蒸汽平衡管線的模型，如圖4 所示。其中與主蒸汽管道聯(lián)箱一連接位置處的節(jié)點號為10，與主蒸汽管道聯(lián)箱二連接位置處的節(jié)點為360。

圖4 CAESAR II 軟件建立的主蒸汽平衡管模型Fig.4 The main steam balance tube model established by CAESAR II software

通過對管道進(jìn)行了模態(tài)分析，表1 列出了前7階的固有頻率情況，從表中可以看出，主蒸汽平衡管的固有頻率非常低，且各階固有頻率的差值較小，模態(tài)密集。這類管道剛度很小，受到激擾時很容易發(fā)生低頻高幅的晃動。

表1 主蒸汽平衡管系前7 階固有頻率Table 1 The first 7 order natural frequencies of main steam balance piping

根據(jù)本文第3 節(jié)所測量的管線振動情況，并結(jié)合表1 中的管系模態(tài)頻率情況，可以看出該主蒸汽平衡管的實際振動頻率2.5 ～ 4 Hz 接近管道的第5、6階固有頻率。通過理論分析，該主蒸汽平衡管系的前6 階模態(tài)振型如圖5 所示。而從圖5a ～ f 也可以看出，管道5、6 階模態(tài)振型中，CAESAR 模型中節(jié)點40 號至60 號節(jié)點中間部分的模態(tài)幅值也是比較大的，這與現(xiàn)場觀察到的情況吻合，從而也說明兩個機(jī)組的平衡管在主蒸汽旁路聯(lián)箱的低頻激勵下，出現(xiàn)了低階模態(tài)的共 振。

通過以上的分析可知，該主蒸汽平衡管線振動的主要原因是管系剛度不足，固有頻率過低，在主蒸汽旁路聯(lián)箱處的激振力作用下發(fā)生低頻共振。

4 管道振動治理措施

4.1 消減激振力

圖5 主蒸汽平衡管系前6 階模態(tài)振型Fig.5 The first 6 models of main steam balance piping

通過本文第3 節(jié)振源的分析可知，該管線振源來自主蒸汽旁路聯(lián)箱的振動。通過對主蒸汽平衡管兩端聯(lián)箱的振動監(jiān)測數(shù)據(jù)來看，主蒸汽旁路聯(lián)箱的振動速度滿足電力行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)[6]要求。此外，從現(xiàn)場管線的布置空間來看，也無減小振源條件可用，局限性較大、成本較高。所以本次減振方案不建議使用消除激振力的方法來實施。

4.2 增加阻尼器

阻尼器不改變管道固有特性，但可以對管道振動起到緩解作用。通過對現(xiàn)場管道布置和管道規(guī)格型號核實，該主蒸汽平衡管線規(guī)格尺寸偏小，無合適規(guī)格型號阻尼器可使用。且現(xiàn)場管道布置空間受限。本次減振方案不建議在管道上增加阻尼進(jìn)行振動治理。

4.3 改變管道的固有傾率

通過對改變管系支吊架的設(shè)計布局.改變管系質(zhì)量分布，以改變系統(tǒng)固有頻率，提高管道剛度。避免共振現(xiàn)象發(fā)生。該治理方法成本較低且極容易投入使用，本次管線振動減振方案的治理就是采用增加管線支架和改變管道布置來改變管線的剛度，從而提高管線的固有頻率來處理。

本次管線振動治理的基本原則滿足：將管線振動劇烈點的速度減小到電力行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)[6]允許范圍內(nèi)；嚴(yán)格控制管線改造后的管線應(yīng)力分析結(jié)果滿足ASME設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范[4]。通過數(shù)值模擬分析和本文第3 節(jié)的管道模態(tài)分析，最終采取以下優(yōu)化措施：

新增1 組單拉桿彈簧支吊架，具體位置見圖6所示。

圖6 主蒸汽平衡管道減振優(yōu)化改進(jìn)布置Fig.6 The vibration reduction optimization of main steam balance pipe is improved

將原2 組單拉桿剛性支吊架修改為水平承重滑動支架，具體位置見圖6 所示。

將原1 組單拉桿剛性支吊架修改為導(dǎo)向支架，具體位置見圖6 所示。

將原1 組單拉桿彈簧支吊架修改為單拉桿剛性支吊架，并按照管系坐標(biāo)-Y 方向平移約2 250 mm，具體位置見圖6 所示。

將出主蒸汽聯(lián)箱一第一個彎頭和第二個彎頭之間的管線長度由原設(shè)計1 500 mm 修改為3 750 mm，第三個彎頭和第四個彎頭之間的管線進(jìn)行縮短布置。管線優(yōu)化布置如圖6 所示。

現(xiàn)場主蒸汽平衡管道減振優(yōu)化實施后，對減振優(yōu)化后的管道進(jìn)行減振效果評估如下：

（1）對減振優(yōu)化后的主蒸汽平衡管道進(jìn)行振動速度測量，顯示管道最大振動速度有效值為19.5 mm/ s，相比改造前降低了86%，減振效果顯著。

（2）在核電廠機(jī)組54.7%核功率、74%核功率、87.5%核功率和100%核功率四個功率平臺下，對減振優(yōu)化改進(jìn)后的管道進(jìn)行動態(tài)應(yīng)變數(shù)據(jù)測量，并對交變應(yīng)力幅值進(jìn)行評估，結(jié)果顯示管道最大應(yīng)力幅值為8.72 MPa，低于允許值[3]52.92 MPa。

（3）根據(jù)現(xiàn)場確?，F(xiàn)場振動優(yōu)化管線，對該管系在持續(xù)載荷和熱漲載荷工況下進(jìn)行應(yīng)力分析，并按照ASME B31.1 進(jìn)行評定，結(jié)果顯示均合格，具體計算數(shù)據(jù)見表2。

表 2 減振后主蒸汽平衡管道最大應(yīng)力值Table 2 Maximum stress value of main steam balance pipe after shock absorption

通過以上分析，機(jī)組在正常運(yùn)行過程中，優(yōu)化減振后的主蒸汽平衡管線振動符合要求，減振方案實施成功，到達(dá)預(yù)期的目的，保證了核電廠機(jī)組的安全穩(wěn)定運(yùn)行。

5 結(jié)束語

針對核電廠某機(jī)組主蒸汽平衡管晃動問題，通過對管道進(jìn)行振動測量和互相關(guān)性分析，確認(rèn)了系統(tǒng)平衡管的晃動主要由兩端所連接的主蒸汽旁路聯(lián)箱所引起。

基于DL/T 1103—2009 標(biāo)準(zhǔn)，對主蒸汽平衡管振動狀態(tài)進(jìn)行了振動速度評估，確定該主蒸汽平衡管的振動峰值速度均超出了標(biāo)準(zhǔn)所要求的限值。

采用CAESAR II 軟件對管道進(jìn)行模態(tài)分析，計算管道的固有頻率，從而確定該平衡管線固有頻率較低、模態(tài)密集，主蒸汽旁路聯(lián)箱的低頻激勵下，出現(xiàn)了低階模態(tài)的共振。

在激振力無法消除的情況下，現(xiàn)場通過增加管線支架和改變管道布置來改變管線的剛度來優(yōu)化控制管道的振動。優(yōu)化改進(jìn)后的主蒸汽平衡管道進(jìn)行振動速度測量，顯示管道最大振動速度有效值為19.5 mm/s，相比改造前降低了86%，減振效果顯著。有效的避免缺陷進(jìn)一步的惡化引發(fā)重大安全風(fēng)險及機(jī)組運(yùn)行停運(yùn)。