汽水管道

汽水管道（精选四篇）

汽水管道篇1

本文的主要通过理论计算及有限元模拟的方法讨论三通长度及高度对三通强度的影响，并给出了三通尺寸的推荐取值方法。

1 分析计算

1.1 三通强度验算方法

目前三通计算的方法有压力面积法和面积补强法，压力面积法主要用于热压三通计算，面积补强法主要用于锻制三通和焊制三通计算。两者都基于静力强度且以壳体截面的承载能力与内压作用相平衡为准则的计算方法。三通设计计算的任务就是根据补强理论，在三通满足强度条件下确定三通主管长度，三通支管高度，三通主管壁厚，三通支管壁厚及其他一些结构尺寸。

对于压力面积法其强度条件为

对于面积补强法其强度条件为：

式中符号意义：

Ar-主管开孔需要补强的面积

Ah-补强范围内主管的补强面积

Ab-补强范围内支管的补强面积

Aw-补强范围内角焊缝面积

对于面积补偿法来验算，其条件式为：

式中：

F——在通过主、支管中心线的纵断面上开孔挖去的金属面积

F1——在通过主、支管中心线的纵断面上的主管补强面积

F2——在通过主、支管中心线的纵断面上的支管补强面积

F3——在通过主、支管中心线的纵断面上的肩部补强面积

1.2三通最大长度确定

在GB150《钢制压力容器》中规定了有效补强范围的要求。有效宽度按式2.3计算，取二者较大者

有效高度按式2.4计算，

最大补强长度，对于主管：

对于支管：

1.3 三通最小长度确定

虽然没有规程规范有限定三通最小长度和最小高度，但是三通长度过小，则其有效承载长度必然减小，为了满足补强面积，三通的主管和支管的厚度必然加厚。三通壁厚过厚有如下不利因素：

1)不利于应力分布，导致三通应力增加系数过大。三通应力增加系数见下表

符号说明：

Do-管子外径(mm);

Dob-支管外径(mm);

r-管子平均半径(mm);

一般三通的通流面积不允许小于其连接管道的90%，因此对于连接管道已知的三通其内径是定值。从表中公式可以看出三通的应力增加系数和三通壁厚成反比。因此三通壁厚过大则会导致三通应力增加系数过大，不利于管系的应力计算。

2)三通壁厚与其连接管道壁厚相差过大，则焊接对口坡度加工长度过长，如果相差过大则需要考虑用过渡段连接。这都给三通制造和安装带来很大困难。

1.4 尺寸验算

1)三通壁厚验算，应用选取的应力增加系数进行验算，锻制三通壁厚

对于热压三通壁厚

如果三通壁厚大于此壁厚则为不合格三通，需要重新计算;

2)三通长度验算

如果三通壁厚小于最大壁厚则需要验算三通长度。首先检验长度是否大于最大有效补强范围。如果超出，则需重新计算。如果小于，则需验算三通强度。将三通尺寸代入补强公式得到：

如果三通机构尺寸满足上式则三通强度满足要求，否则需要重新计算。

2 结论

汽水管道篇2

摘要：介绍了电厂汽水管道几种常见的振动，分析了其原因，总结了预防和处理办法。(6 未加)

关键词:电厂；汽水管道；振动．

1、前言

汽水管道振动是是电厂运行中的一种常见的现象，振动的存在不仅会降低管道和设备的使用寿命，而且振动导致的管路泄漏或断裂会危及到设备的使用安全性，甚至造成机组非停或人身伤亡等事故。在解决管道振动问题时，首先应该分析清楚管道振动的原因，再根据实际情况进行管系的布置修正和加固。

2、振动的现象

电厂汽水管道振动非常普遍，主要表现为管路及其支吊架的摆动并伴有“碰碰”的噪声，振动的时间多发生在启停机和变工况的时刻，振动地点多发生在主蒸汽管道、高低加之间正常疏水和危急疏水管路、水泵的出入口管路及再循环管路，高温高压容器或主蒸汽管道的有压放水母管等管路。

3、振动的原因

根据管道振动的理论分析，管道及其支架和与

之相连接的各种设备或装置构成了一个复杂的机械

结构系统，在有激振力的情况下，这个系统就会产生

振动。研究管道振动，要从两方面考虑：一个是减

小激振力，从根源上消除振动l2 ；另一个是改变管道

结构，即从结构研究的角度来降低管系对外界激振

力的响应。

2．1 激振力

动力管道的激振力有来自系统自身和系统外两

大类，其中前者是管道振动的主要诱因。来自系统

自身的激振力主要是管道内部流体的不稳定流动引

起的振动，来自系统外的激振力主要是与管道相连

接的机器、设备、平台等的振动和风载荷、地震载荷等。工程中引起激振力的常见因素有：

a．管流脉动引起的振动。管道输液(气)需通

过泵或压缩机加压作为动力，这种加压方式是间隙

性的，由于间隙加压，管道内的压力在平均值的上下

脉动(或称波动)，即产生压力脉动，管流处于脉动

状态。脉动状态的流体遇到弯管头、异径管、控制

阀、节流孔板、盲板等管道元件，产生随时问变化的激振力，使管道及其附属设备产生振动。

b．液击振动。在输送液体的管道中，由于生

产过程的调节，有时需要突然启、停阀门、水泵和水

轮机，这时管道内液体的速度会突然发生变化，液体

速度的变化使液体的动量改变，反映在管道内的压

强迅速上升或下降，并伴有液体锤击的声音，这种现象称为液击，也叫做水锤或水击。液击造成管道内

压力的变化很大，严重时可使管子爆裂，迅速降压而

形成负压，使管子失稳。液击还经常导致管道振动，发出噪音，严重影响管道系统的正常运行。

C．管道内流体流速过快，因而流体与管道边界

层分离而产生湍流，引起振动。

2．2 管系

管系是连续弹性体，当管系的固有频率与激振

力的频率接近时会发生共振现象，使系统振动大大

加强。对于简单管系的结构固有频率的计算，理论

力学有较详细的介绍。一个复杂的管系在工程上大

都用有限元法计算，将管系分成若干个单元，一般

将一段直管作为一个管单元，弯管处理成弯管单元

或若干根截面与弯管相等的直管组成的折线代替；

法兰和阀门作为集中质量来考虑。

理论上讲汽水管道振动的分析，就是研究管道系统的外界激扰力、管系响应及管系自身振动特性的 3个方面。某一管路振动的原因可能只是单一的，但也有可能是多种因素综合的结果，常见的振动因素主要有以下几种。根据管道振动的理论分析，管道及其支架和与之相连接的

各种设备或装置构成了一个复杂的机械结构系统，在有激振力的情况下，这个系统就会产生振动。研究管道振动时，要遇到 2 个振动系统：一个是管道结构系统，即从结构研究的角度来确

定结构对流体激发的响应；另一个是流体系统，即从流体研究的角度来确定流动的规律和它对结构的激发作用l2J。

压力管道的激振力可分为来自系统自身和系统外 2大类。

来自系统自身的主要有与管道直接相连接的机器、设备的振动

和管道内部流体的不稳定流动引起的振动；来自系统外的有风载荷、地震载荷等，其中前者是管道振动的主要诱冈。振动对

压力管道来讲是一种交变动载荷，其危害程度取决激振力的大小和管道自身的抗振性能。其主要的影响因素如下：

3．1 机械振动

当管道与相连的工艺设备或机械设备发生振

动时，传递到管系上引发的管道机械振动。旋转机

械的转动部分由于制造误差、材料的不均匀性以及运动中遭受不均匀侵蚀或损伤，它的重心就会偏离轴线。转予的重心的偏离使其在旋转时产生一个不断变换的惯性力，这种惯性力就是引起旋转机械振动的主要周期性激振力。此外，由于轴承座在水平

方向和垂直方向的刚度不同；轴承的刚度具有非对称性的弹性特性。3.1、管路的选型不对 3..1.1 高速流引起的振动

管道内流体流速过快，因而流体边界层分离而产生湍流，引起振动。

湍流是流体的一种流动状态。当流速很小时，流体分层流动，互不混合，称为层流，也称为稳流或片流；逐渐增加流速，流体的流线开始出现波浪状的摆动，摆动的频率及振幅随流速的增加而增加，此种流况称为过渡流；当流速增加到很大时，流线不再清楚可辨，流场中有许多小漩涡，层流被破

坏，相邻流层间不但有滑动，还有混合。这时的流体作不规则运动，有垂直于流管轴线方向的分速度产生，这种运动称为湍流，又称为乱流、扰流或紊流。

流体作湍流时，阻力大流量小，能量耗损增加。实验证明，能量耗损E与速度的关系为

当流体流经减压阀、安全阀、喷嘴或其它节流，流体的流速急剧增加而达到了或接近临界，由此出现不稳定的流动状态，管道系统会产生强烈的振动，还发出噪声。

(1)由蒸汽管系频谱分析知管道的振动是由受迫振动引起的，且振源位于截止阀附近．分析蒸汽管系结构可以发现，蒸汽在高速流经截止阀及其后弯头时所形成的涡流引起蒸汽的脉动，是导致管系振动的主要原因．蒸汽流过截止阀后虽然不改变流向，但在流经截止阀内部时，由于阀内的弯头及阀杆的作用使蒸汽的流向变为高进低出，蒸汽的压力也由于弯头及阀杆的节流作用，相应经历由高到低的变化，流向与压力的不断变化，使蒸汽在截止阀后及弯管处引发涡流并形成脉动造成管系振动．这也是该电厂蒸汽管道振动的主要原因．(2)现场观察发现，由于主蒸汽管道改造，管系原弹簧支吊荷载分配被破坏，载荷分配不均使弹簧支吊架失去减振作用甚至促使了振动的形成与加剧；

(3)改造后的管系刚度不足，尤其管道截止阀处上下位移没有固定，管道易产生受迫振动；

(4)主蒸汽管道内蒸汽流速较大(57 m／s左右)超过了设计的标准值(40 m／s)，也容易产生激振．

成管道系统振动的原因。通常情况下分析管道系统振动的原因，主要从以下三个方面考虑： 2．2．1 机械系统的动力平衡性。与管道系统相连的转动设备(比如气轮机组、泵等)的平衡力过大，将引起设备本身的振动，如果基础设施设计不当，转机的振动将通过基础或其他设施传递给管道，牵连管道振动。

2．2．2 管道内部流体流动状况。管道系统布置的不和理情况(比如弯头过多、频繁改变走向)以及管件(比如阀门、孔板)对流体的作用，使介质流场突然改变，会导致管道振动；当流在管道中流动时，若流速过大并超过某一允许流速时，也可能引起管道振动。所以在管道的设计规定中，一般都会根据管道输送的流体种类、应用场合、管道种类等因素限制管道内流体的允许流速：管道内两相流及 “水锤 ”也是管道系统振动的主要原因之一。2．2．3 管道流体的脉动压力。管道内的流体输送

主要通过压缩机或泵加压进行，这种加压方式是周期性的，因此，有可能引起管道内实际的压力在平均

压力的上下波动，即形成了所谓的 “脉动压力 ”。这种“脉动压力”作用于管道系统，会引起管道系统的振动，如果系统的约束不够牢固或减震性能不好，系

统的振动会逐渐加剧。3.2、管路布置不合理 3.3、发生共振

1．1．2 流体涡流激振

当管内流速较大时，紊流边界层分离而产生涡

流，涡流的周期性释放，在管壁上产生周期性扰动

力，因而激起管道振动。当涡流释放的周期与管道的自振频率一致时，涡流激起共振。涡流激振发生于蒸

汽绕流过挡板、阀门及分叉管时，产生的振动频率一

般较高，且伴有较大的音频声发射。对于汽轮发电机

组的蒸汽管道，流速不是很大，并且管内没有挡板等

其它部件，发生流动涡流的可能性很小。

1．1．3 压力脉动引起的气柱谐振

气体的可压缩性和管道的弹性，在流体动力

学分析中相当于电路中的电容，而气体的流动惯

性，相当于电路中的电感，从而构成类同于电路中I C谐振回路。在管端压力脉动时，气体的压缩和

膨胀产生周期性流动振荡。当压力脉动频率与气

柱的谐振频率相等时，即会产生共振，激起管道强

烈振动和发出强烈的噪声。这类扰动问题在轴流

式风机及风道中较易出现。当发生气柱谐振时，整个管道基本上处于同一振动频率。

1．1．4 管流脉动激发管道振动

管内气体压力脉动时，气流也处于脉动状态。

脉动的气流流经弯头、管径缩扩、调节门、孔板等

流动转向、流速变化部件时，作用在管壁的气流动

量呈周期性脉动状态，因而诱发管道振动。

如图 1所示的弯头，如流体的脉动压力值为

P，管道的通流面积为．S，弯头的弯角为 |8，则作用

图 1 弯头受力t-g蒽

在管道截面上的脉动力大小为P5，将这两个力合成，得到沿弯头分量的合力 R，其值为

R=2kSsin导

(1)

这就是由于脉动压力引起的作用在弯头上的干扰力的大小。由式(1)可见，R随弯角的增大

而增大。P是随时间周期变化的，所以作用在弯头的脉动干扰力也随时间作周期变化。它们的变化

规律，可以用脉动压力分析的方法计算出来。管道

中流动的脉动气流，在遇到弯头、异径管、盲板以

及阀门时出现激励力，从而使管道振动。3.4、水击现象

在有压管道中，由于某种原因(如阀门启闭，换向阀变换工位，水泵机组突然停车，管道中有气

等)，使水流速度发生突然变化，同时引起管道中水流压力急剧上升或下降的现象，称为水击(或水锤

压力管道系统的水击现象是一种典型的有压管道非恒定流问题。水锤引起的压强升高，可达管道正常

压强的几十倍至数百倍。另外，还会使管内出现负压。压强大幅波动，可导致管道系统强烈振动、产声，造成阀门破坏、管件接头破裂、断开，甚至管道炸裂等重大事故。湖南华能岳阳电厂引进英国GEC公司2台362．5MW机组。自机组调试、移交生产以来，高、低压给

水系统多次发生水击现象，其中3台次造成停机，给电厂带来很大的经济损失。高压给水系统两次水击事

故造成停机均发生在 2号机组。第一次发生在机组调试阶段，第二次发生在带负荷 340MW运行时，锅炉

压力161MPa，给水压力191MPa，5号高压加热器水位趣高，激发6号高压加热器给水自动跳旁路，紧接

着给水泵母管压力急剧波动，产生水击。引起锅炉给水管道大幅度摆动，部分吊架拉坏，给水流量取样管

拉断2根，给水疏水管拉断3根，水大量外喷，水汽弥漫机房和锅炉区，机组被迫停运。.(1)安装水击消除器。当管路中压力升高时弹簧受到压缩，于是打开了水的通路，水被排出而泄压，因此降低了水击压力；

(2)在水泵出口处增设泄压阀，采用被动的泄压方法让水击产生的压力增值释放掉，从而达到保护

管道及水泵的目的；

(3)在循环泵前、后的管路之间安装止回阀的旁通管，可防止由于突然停泵引发的水击；

(4)可适当增设缓闭单向阀，延长阀全部关闭所需的时间；

(5)在较长管道中设置调压室，缩短管道长度，减小相长，可以缓和水击；

(6)在管系上按规定安装排气阀，避免管道产生集气；

(7)适当加大管径，限制管中流速可减小水锤强度。

4．2 建立安全操作规程

(1)合理延长管路阀门关闭时间，缓慢操作，禁止突然关闭阀门；

(2)水泵启动、停车前完全关闭出水阀门；

(3)加强巡视，确保管道及设备工况良好；(4)完善管理制度和严格执行操作规程、及时维修排除管系运行故障。结语

压力管道系统的水击现象是难以避免的，水击的危害性很大，为此在设计上考虑水击作用的影响是很

有必要的。另外，很多事故是由于现场水泵或阀门操作不当造成的，因此管理、操作人员要严格执行操作

规程，将水击发生的频率和水击所造成的损失降至最低。3．2 流体脉动

由于旋转机械的吸液或排液的周期性、间歇

性，因而管内流体的速度忽快忽慢，压力忽高忽低，形成了一种不稳定的状态。

本文所述蒸汽管道发生振动的主要原因，是高速流动的蒸汽在流经截止阀及其后弯头时产生涡流而形成激振引发振动．

给水泵转动时产生的振动传递到相连的蕾道上，属于振动潭的传递 }②省煤嚣人口主培水蕾道攮动，特别是在机组带 32％左右负荷时，攮硇时问222222222 长、频率高、振幅大，而在带满负荷时情况尚好，这是由于介质扰动、剧烈的紊流引起的振动。(2)培茎

票篙

羹

主萎的固定支架及限位支架少；②部分支吊架松脱、跨落或失去作用，使个别支吊点失重，流体的冲击造成管道失稳晃动；③管道布置不顺畅，流体阻力大。(3)高压加热器琉水管道的振动。①高压加热

器疏水管道上的琉水阀选型时，流量系数计算有误，琉水闷通径选择偏小，工质流速过高，快开的疏水闷使工质产生二相流，引起 “汽锤或水锤：

(2)管道布置中采用的弯头较多，柔性过大，增加了

流体对管道的激扰力，流体变化频率和管道白振

3．4 汽液两相流

流体静管路尤其是节流元件时，其压力由于沿程摩擦阻力或局部阻力而逐渐地下降。如果液体压力降到饱和压力以下，这时部分液体就会汽化，产生汽泡就会破灭。当流体压力继续降低时，汽化和气体的比率将不断增高，就会形成各种各样的汽液两相流。在摩擦损失比较大的长管线上，压力变化大，会有振动的发生。

4、振动消除的办法

针对所确定的管道振动原因，采取以下有效

措施：(1)在管系适当位置设置刚性约束，如固定支

架、导向支架、滑动支架或限位装置，必要时设置

减振器或阻尼器；(2)尽量将转动设备产生的振动

与管道隔绝开，以使管道不受外界振动力的激扰：

(3)消除振源，即消除管系的激扰力，如在管路中设

置集箱、空腔缓冲器、滤波缓冲器或蓄压缓冲器

等，布置中尽量少用弯头、变径管等；f4)准确选取

节流减压阔件，如疏水阔、节流阀、调节阔等，使介

质流动顺畅；(5)蒸汽管道的布置要尽可能增加坡

度，使疏水通畅，尽量不要出现 U 型段，形成积水。

造成水击振动。3．3 合理设计管道系统

(1)管道系统。基频共振振幅最大，高阶共振的振幅较小，所以避开低频

振是解决问题的关键。目前的作法有调整管道的走向、支承位置、支承结构及管道结构尺寸等，将系统的固

有频率调高到激振力主频率的2．8 3．0倍以上。在工程中，由

于现场条件和工艺条件的限制，管道的走向和结构尺寸无法改

变，只有通过改变约束条件来改变系统的固有频率。

(2)应避免管道弯头急转弯。在压缩机管系的运行中，其

激振力主要产生于弯头和异径管的接头处，因此在管道的安装

中应辱量减少弯头的使用，使管道走向平直以减少激振力数

目，又因弯管处的激振力与转弯之角度相关，这是由于弯头处

弯管角越大则脉动压力引起的交变力越大，产生较大的管道振

动激振力，故减小转弯角度可以增强减振效果。

(3)消减液击。主要方法是缓慢关闭阀门，根据工艺要求，尽可能缩短管道的长度；在管道靠近液击源附近设安全阀、蓄

能器等装置，以释放或吸收液击能量。产。l 2消振措施

2．1在振动的管道上设置支撑

根据无阻尼强迫振动方程式：m+kx：

Fosm ∞t。其中m和k值与管系的形式有关，根据固有频率的定义式：【o

当作用于管道上的激振频率等于或接近

于固有频率 ∞时就会产生共振，要避开共振区

必须使∞增大或减小，增强管道结构的刚性 k 值或减小系统质量 m，频率(o就会有所变化，现场一般采取调整支撑或加固管道的办法来

增强刚性k值。事例：某钢厂空压站内装设了

4台日本二手空压机设备机组，空压机形式为

对称平衡式，铭牌出力为5t．2m3／min，排气压

力为 0．85MPa，其中 l#、2# 机组功率为

250kW，3#、4# 机组功率为 240kW，在空

压机试运转时，由于当时空压机的二级缸出口至后冷却器之间的管段缺乏牢固的支撑，结构

固有频率则较低，以至此管段出现了较大的振

动，当达到位移共振频率时，振幅约 40ram。

通过对振动情况进行了系统的分析，认为改变

管道的刚性k值与质量 m的比值，使固有频率

得到变化，是减小振动的有效措施。因此，为

了增加管道结构的刚性，在几个关键点处做了

2．2改变支架的形式

当动力管道发生振动时，采取改变支架形式的作法是解决管振问题的方法之一。例如：在解决某厂空压站管道振动问题时对原有的支架形式做了改变，其方法就是在支座与管道之间或两两0性件的接触面之间增加了厚度大于 5mm 的橡胶垫片，这种垫片具有弹性承载能力和能量消散能力，提高抗扭性，缓冲了传到生根部位的外来激振力，在结构上起到补偿作用。当某厂空压站出现管道振动时，采用了这种弹性支架形式，其结果减少了振动，降低了噪音，收到了比较好的效果。

止凝结水管道内流体瞬变引起的振荡运动。但这

种减振措施，要求在机组停运的条件下才能实施。

为避免非计划停机所引起的巨大经济损失，同时

又将凝结水管道振动减小到不影响机组安全运行的状态，采取了不停机限振措施。这些减振措施

是：(I)调整管道支吊架的松紧度，使其受力分配

合理；(2)机组低负荷小流量运行时，打开凝结水

泵再循环门，进行分流调节；(3)在管道的某些特

殊部位增加支撑，以约束管道由于振动而引起的有害变位。但采取这种措施需对管道系统进行全面的受力分析，并充分考虑管道在各种状态(如

冷态、热态)下的变位情况，杜绝不当的限振措施

对管道产生附加危害。为此在管道上增设了一个

水平活动支撑，有效地限制了管道的水平变位。2．3合理的管道布置

合理的布置动力管道也是消振的重要部

分。发生振动的主要原因是在管道内有脉动的激振力，但是同样的激振力也可以引起不同的振动，这取决于管道的设计与安装。激振

力主要产生在弯头处和异径管接头处，因此，在配管设计时尽可能减少弯头，加大管道转角

弯曲半径，可以消减振动。另外，空压机吸、由本文计算结果可以看出，水锤能激发管系

很大的振动响应，对于关键的动力管道系统，必须

在工程设计中考虑采取合理布局、扩管减速、安装

减振器等措施降低水锤的危害。对于已有的管系，可按如下方法控制水锤的有害影响：(1)补水稳

压，防止产生水柱分离或升压过高的断流弥合水

锤，如可采用调压塔等；(2)泄水降压，避免压力

陡升，如可采用水锤消除器、缓闭止回阀、设置旁

路等；(3)采用管道减振器(snubber)或液压式阻

防止电厂汽水管道水击的措施篇3

关键词：汽水管道水击防范措施

农一师电力公司塔里木热电厂是集发电与供热为一体的电力生产企业，电厂汽水管道包括电厂内部汽水管道，还包括供热5公里蒸汽管网、32公里高温热水管网，因此汽水管道是塔里木热电厂的生命线，汽水管道的安全稳定运行对于电厂的安全生产、经济运行具有重要意义。但在电厂生产过程中，经常会发生汽水管道的水击现象，如处理不当，轻者增大了管道的流动阻力，重者损坏管道及其他热力设备，甚至危及人身安全。因此对汽水管道水击现象的防范处理对于保证电厂的安全运行具有重要意义。

一、水击现象及其危害

当水或汽等流体在压力管道中流动时，当遇到突然关闭或开启阀门，水泵突然停机或启动，温度急剧变化时，流体的流动速度会发生突然变化，由于流体的惯性和压缩性，引起管道中流动的流体压力发生反复的、急剧的周期性变化，这种现象称为水击（或水锤）。

发生水击现象时管道内压力会有一个急剧的升高，其数值可能达到正常工作压力的几倍甚至数十倍，使管壁材料及管道上的设备及附件承受很大的压力，并伴随着管壁的扩张和收缩，发出强烈的振动和噪音，有如管道受到锤击的声音。同时，高频交变应力作用在管壁上，加之强烈的振动和流体的冲击，会使金属表面打击出许多麻点。如果此时管道系统存在缺陷，则有可能对管道或热力设备造成破坏，导致事故的发生。所以水击不仅增加流体的流动阻力，而且也严重危及到管道系统及有关设备的安全运行。特别是大流量、高流速的长管中以及输送温度高、压力大的水泵中更为严重。

电厂中常见的管道水击现象多发生在蒸汽管道、给水管道、循环水管道、疏水管道等汽水管道中，但在蒸汽、给水管道中发生水击现象时具体现象有所不同，相应的处理防范措施也有所不同。

二、蒸汽管道的水击与防范处理

1、常见蒸汽管道的水击现象及特征

在热力发电厂中水击现象最容易在蒸汽管道中发生，以下几种情况蒸汽管道水击现象比较普遍：

（1）蒸汽管道由冷态备用状态投入运行，因进汽阀门开启过快或过大致使管道暖管不足；或是管道疏水未开启及疏水管堵塞时，管道比较容易发生水击。如蒸汽管网供暖和停暖时。

（2）汽轮机或锅炉负荷增加速度过快，或是锅炉汽包发生满水、汽水共腾等事故，使蒸汽带水进入管道。

（3）运行的蒸汽管道停运后相应疏水没有及时开启或开度不足，在相关联的进汽阀门未关闭严密情况下，漏入停运管道内的蒸汽逐渐冷却为水并积聚在管道中，在一定时间后，管道将发生水击。

蒸汽管道发生上列水击现象时，主要的现象是管道系统发生振动，管道本体、支（吊）架及管道穿墙处均有振动，水击越强烈振动也越强烈；二是管道内发出刺耳的声响，但不同情况下的水击时发出的声响各有特点，如投运时暖管或疏水不足的管道多阶段性地发出“咚咚”的声响；而蒸汽带水进入管道则多发出类似空袭警报声的连续啸叫声；停运后的蒸汽管道如前述发生水击时多阶段性的发出如金属敲击般的尖锐声响。第三种现象是蒸汽带水进入管道时，在管道的法兰结合处易发生冒汽现象，水击严重时，法兰垫被冲坏致使大量漏汽。

2、蒸汽管道水击的防范与处理

发生过多次水冲击的管道，常出现支吊架松脱焊口泄漏等故障，因此，在热力管道设计规程中明确规定，对于不经常流通的管道死端，以及管段的低位点，均应考虑设置疏水阀、疏水管。虽然从管道的设计安装时就充分考虑防范发生管道水击的可能，但实际运行中，因种种原因仍比较容易遇到前述的各种水击现象，所以在实际遇到时应采取相应的处理方法及防范措施：

（1）在管道投运时发生水击，可关小或关闭进汽阀以控制适当的暖管速度，一般热电厂应在本企业规程中规定暖管曲线以控制温升。并及时开启蒸汽管道疏水阀，若疏水管堵塞，则手摸裸露处不烫手，反复适当用力敲打，必要时更换。

（2）要避免汽轮机或锅炉快速的大幅度调节负荷，因特殊情况负荷频繁大幅度变动时，要注意锅炉汽包水位的调节，必要时撤除锅炉水位的自动调节，改为手动调节，若锅炉汽包水位过高，应关小给水或开启汽包放水阀，适当降低水位，同时要及时开启相应蒸汽管道疏水。

（3）对于汽水共腾现象，主要原因在于炉水含盐量过大，在汽包水面上出现大量泡沫。要改善给水品质，适当加强定期排污和连续排污以避免发生汽水共腾。

（4）停运后的蒸汽管道发生水击时，一要检查相关进汽阀门是否关闭严密，二要检查停运管道疏水是否开启，如未开启要及时缓慢开启，采用疏水母管系统时，还要避免疏水母管带压，防止其它管道的蒸汽通过疏水管道串入停运的蒸汽管道内，致使管道的水击现象加剧。

三、各类给水管道内的水击与防范措施

1、常见的水管道水击现象及特征

电厂主要的水管道如给水管道、循环水管道的水冲击一般较少发生，破坏性也不大，但是，一旦出现，则管道与支吊架容易发生“嘣嘣”的振动，发出尖锐的金属敲击声，对管道阀门、焊口、支吊架亦会造成不同程度的损坏。水管道的水击现象主要有以下几种：

（1）水管道内存有蒸汽或空气，而启动给水泵或循环水泵没有关闭出口阀时，因管道内流体流速突然变化易发生水击现象。

（2）水泵运行不正常（如汽蚀、叶轮损坏等），或水泵出口阀工作失效（如阀芯的损坏脱落、出口逆止阀摇摆不稳定），及管道内流体流量不稳、波动大等情况时比较容易引起管道内给水压力波动和惯性冲击。

（3）管道内水温度剧烈变化时易发生水击。

（4）水管道上阀门关闭（或开启）时动作过快过猛，管道内流体的流动速度突然受阻或增大，管道内压力易发生反复急剧的变化，造成对管道的强烈冲击。

2、各类给水管道水击的防范与处理

在电厂各类给水管道设计中，已经采取相当多的技术措施，如尽量缩短管道长度或保证阀门一定的启闭时间；如增大管道直径以降低管中流速，从而使水击发生时速度的变化量降低，相应地减小水击压力的数值；如在管道上装设安全阀及抗水击的专用阀门，当管中压力升高值超过允许数值时，安全阀开启泄压，使管中压力不致有过大的升高等一系列防范措施。运行时对于发生给水管道发生水击时，也能采取适当处理措施控制防范水击的产生与扩大：

（1）发生上述第一种水击时，可暂将水泵停运，停止管道内水击的能量的来源，并同时开启管道上的空气阀，排出空气。

此类水击一般容易发生在循环水管道系统，最易形成水击的运行工况是循环水泵启、停，出口阀门开、关过程时。避免发生水击的措施是：水泵出口阀门开、关行程的时间曲线应符合设计要求，启泵前应设法向管道系统内灌水、排出空气，启动泵后再排尽剩余的空气。

（2）水泵或出口逆止阀工作不正常而发生水击时，应及时切换为备用泵运行，检查水泵及逆止阀。若是流量不稳、波动大引起的，则应设法调整相关水泵或阀门以保持流量稳定。

（3）要注意高温饱和水管道及相关设备的调节，防止压力骤然下降，管道内饱和水汽化引起冲击。

（4）根据管道特性调整各类电动阀门启闭时间，适当延长阀门的启闭时间。采用正确的阀门操作方法，管道操作中启停过程应严格控制阀门的开关顺序及速度。

电站汽水管道激振型振动控制方法篇4

近年来,随着电网规模不断增大,大量高参数大容量机组相继投入运行,汽水类管道的尺寸、参数、材料等级也越来越高。汽水管道的长期振动会引起管道和支吊架疲劳失效,严重的管道振动会危及机组的安全运行。解决和控制管道的振动,不但可以消除现场的安全隐患,对管道的设计也有重要的指导意义。

陕西某电厂2008年新装2台660 MW超临界等级燃煤汽轮发电机组,锅炉为超临界参数变压直流炉。其6号机组在启动过程中,当机组负荷带300 MW左右时,与给水管相连的361阀管段振动尤为强烈,且带动锅炉西侧6 m平台一起振动,而当机组负荷上升到400 MW以上时,振动大幅降低。

1 管道振动分类及原因

电站汽水类管道的振动响应频率较低,响应频率在5 Hz以下,属于低频振动。根据发生过程,振动可分为2类:a类振动——运行中突发振动;b类振动——在安装投运或在启停过程中的某段运行参数下振动。a类振动多为管道附件(支吊架、阻尼器、固定点等)在运行中失效引起;b类振动,其原因比较复杂,涉及到管道原设计问题。该厂361阀管道振动属于典型的b类振动,讨论b类振动问题不但可以解决现场的安全隐患,也对管道设计有着重要的指导意义。

电站汽水类管道常见振动在结构力学上分3类,激振型振动、强迫响应振动和气(液)柱共振。b类振动多属于激振型振动,激振型振动发生的原因是由于工质冲击管壁(激励)与管道固有频率(结构)相近而引起的共振(响应),也就是说当作用在系统上的激振力频率等于或接近系统的固有频率时,振动系统的振幅会急剧增大,产生共振。

对于电站汽水类管道的设计和安装,《火力发电厂汽水管道设计技术规定》中规定:汽水管道的设计除需满足强度条件外,还要满足刚度条件,即管道的一阶固有频率大于3.5 Hz[1]。因而管道的振动控制也应该从刚度和强度方面进行计算分析。

2 管道振动原理及分析

2.1 线性振动系统分析

对于线性振动系统,系统的振动特性如图1所示。

其振动微分方程:

式中:[M]、[C]、[K]分别为质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵;为结构质点的加速度、速度和位移的n阶列向量;F(t)为结构所承受的激扰力列向量。

由振动特性可知,其激励、结构、响应三者之间存在确定的关系,知道其中的2组数据,就可以求出第3种数据。解决和控制振动,可以从改变激励(工质流动)和结构(管道的固有频率)2方面入手。

通过调整管道内部通流、改变管道设计或者变更给水泵等来改变激励,这种方法费用巨大,效果也难以预计。而通过调整支吊点来改变结构特性不但切实可行,而且费用较低、效果明显,适用于工程需要,这种方法是通过结构力学计算来实现的。

2.2 结构动力学分析[2]

动力计算是通过系统振型和频率计算来达到控制系统共振的方法。对式(1)进行刚度法微分求解,以2个自由度为例,不考虑阻尼的情况下,2阶特解为:

式中:ω为结构频率;m为质量;k为刚度。

将频率较小者称为基本频率或第1频率,与第1频率对应的振型叫第1阶振型,依次对应可以分为2阶振型、3阶振型等。将实际振动情况和计算分析得到的振型进行对比,对应的某阶振型即为响应振型。

由式(2)可见,改变固有频率的方法是改变质量和刚度。但是,管道质量难以改变,刚度却容易改变。管道是一个复杂的连续线性系统,振动问题可利用相应的工程软件进行有限元法计算分析。图2为361阀汽水管道数学模型。

该汽水管道A端与锅炉高压给水管道连接,在B段分2支管,连接2个阀门,称361阀门,后汇集到一主管,C端与大气扩容器连接。N401号至N2906号分别为管道的6个支吊点(“N”后面的阿拉伯数字代表数学模型中的节点号)。管道设计参数见表1。

3.3结构动力学计算及动力学模拟分析

管道改造前动力学振型分析见表2。机组启动达到300 MW时,361阀管道的振动状况最强烈,Ⅰ段弯头和Ⅱ段弯头部位振幅最大。利用大型工程计算软件对原设计各阶振型进行动力学模拟分析,其第6阶振型对应的振动状况与实际管道振动状况相同,所以可以推断第6阶为该机组参数下的响应振型,也就是激振频率。图3为该管道第6阶振型的动力学模拟。

3振动控制方案

提高刚度可以控制振动,增加管道支吊点数量、改变支吊架结构形式,都能改变管道刚度[3]。改变支吊架将改变管道的应力状况,如减少支吊架会使管道的一次应力增加,增加支吊架会使管道的二次应力增加。考虑到管道的安全性,可增大二次应力,保持一次应力,因此选用增加支吊架的方案。但是增加二次应力的幅度不能太大,过大的二次应力会使管道热态时膨胀受阻变形。

由于Ⅰ段和Ⅱ段弯头的振幅最大,且弯头为刚度较小点,根据动力学模拟分析,可采取在这2段增加约束以改变管道的固有频率,具体方案为:在Ⅰ段设置2个阻尼,限制Y向和Z向;在Ⅱ段管道竖直段设置双向限位,限制X向和Y向。

汽水类管道激振型振动属于低频振动(<5 Hz),频谱上响应频率范围较宽,一般而言,固有频率和激振频率相差25%就可以有效避免系统共振。该管道更改后动力学振型分析见表2。从结果可见,更改后1阶振型的频率已经达到1.019 7 Hz,提高了68%;第3阶已经达到了3.592 Hz,同响应频率(2.566 0 Hz)相比相差40%;第2阶频率同原响应频率相差63%。由此可见,更改后虽未达到规程要求的刚度条件(3.5Hz),但已经有效避开管系的激励频率,能使振动控制在可接受范围内。

更改提高了刚度控制住了振动,管道的应力状态已发生改变,还应通过静力学计算验证管道的一次应力和二次应力是否合格及管道是否满足强度条件。

4 静力学计算

4.1 一次应力和二次应力校核

各支吊点的设置更改必须保证管系满足强度和热疲劳要求,对管系各段,尤其是刚度较小段必须进行一次应力和二次应力校核计算。

一次应力的校核是根据第3强度理论来评价管系的强度是否满足要求:

式中:σL为由于内压、自重和其他持续外载所产生的轴向应力之和,MPa;p为设计压力,MPa;D0为管子外径,mm;Di为管子内径,mm;i为应力增加系数;MA为由于自重和其他持续外载作用在管子横截面上的合成力矩,N·mm;W为管子截面抗弯矩,mm3;[σ]t为钢材在设计温度下的许用应力,MPa。

二次应力的校核是利用安定理论来评定管系的热疲劳强度,对于塑性材料,一次应力和二次应力之和小于屈服极限的2倍,材料不发生一次性破坏,称材料为“安定的”,只有当反复加载次数超过一定值,材料会发生疲劳破坏。根据此理论,可得到二次应力必须满足的计算式:

式中:[σ]20为管道钢材在20℃时的许用应力,MPa;Mc为按全补偿值和钢材在20℃时的弹簧模量计算的热胀引起的合成力矩,N·mm;σE为热胀应力范围,MPa;f为应力范围减小系数。

4.2 应力校核结果分析

对361阀管道进行了模拟分析和应力计算,结果见表3。

由表3可见,更改后一次应力同原设计相比略有下降,二次应力没有大幅度提高,且一次应力和二次应力都在允许范围内,所以改造方案可以保证管道的强度要求。

5 实施效果