賀成龍

廣西防城港核電有限公司

應(yīng)急柴油機(jī)發(fā)電系統(tǒng)在電站失電事故中向電廠主要安全系統(tǒng)供電，確保電廠能及時(shí)實(shí)現(xiàn)緊急停堆[1]，而燃油系統(tǒng)在應(yīng)急柴油機(jī)發(fā)電系統(tǒng)中執(zhí)行燃油供應(yīng)和回收功能。某電廠應(yīng)急柴油機(jī)發(fā)電系統(tǒng)在功率試驗(yàn)時(shí)，燃油系統(tǒng)中的回油管道振動(dòng)速度超過限值，長(zhǎng)期運(yùn)行可能引起回油管道疲勞破壞，燃油無法及時(shí)回收，影響應(yīng)急柴油機(jī)發(fā)電系統(tǒng)安全運(yùn)行。因此，有必要對(duì)回油管道振動(dòng)高進(jìn)行原因分析，并對(duì)其進(jìn)行改造。

柴油機(jī)燃油系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如圖1所示，油箱中的燃油先通過齒輪油泵提升壓力后進(jìn)入燃油回路，再由注射油泵將燃油定量地注入油缸完成燃燒，而回路中未被利用的燃油則通過回油管道回流到油箱?；赜吐饭艿啦馁|(zhì)為P265GH，規(guī)格（外徑×壁厚）25.4mm×3.38 mm，管道設(shè)計(jì)壓力4.4MPa，溫度60℃?；赜凸艿琅c燃油回路通過軟管連接，回油管道下游分為兩路，一路經(jīng)過孔板減壓后直接回到油箱，另一路經(jīng)過調(diào)壓閥，閥門開啟壓力為2 bar。

功率試驗(yàn)中，回油管道中振動(dòng)超標(biāo)管段出現(xiàn)在彎頭6、彎頭7 和彎頭8附近，如圖2所示，最大振動(dòng)速度達(dá)到56 mm/s，超過許用限值38.2mm/s，為保證燃油系統(tǒng)安全運(yùn)行，分別在管道節(jié)點(diǎn)6與節(jié)點(diǎn)7、節(jié)點(diǎn)7與節(jié)點(diǎn)8之間分別增加了臨時(shí)固定裝置，加固后的管道最大振動(dòng)速度下降到28 mm/s。

圖1 燃油系統(tǒng)簡(jiǎn)圖

圖2 管道布置圖

1 原因分析

柴油機(jī)中每個(gè)油缸均配置有一臺(tái)注射油泵，如圖1所示，油泵注油瞬時(shí)引起燃油回路油壓下降，當(dāng)壓降傳到油回路前端的齒輪泵出口和回流孔板時(shí)，將導(dǎo)致泵出力增加，孔板泄流減小，油壓上升，待油壓回升之后，注射油泵又再一次注油降低油壓，故注油過程將不可避免地引起管道中的油壓周期性波動(dòng)。柴油機(jī)共有 18 個(gè)油缸，功率試驗(yàn)時(shí)轉(zhuǎn)速 1000 r/min，注油周期為2轉(zhuǎn)/次，計(jì)算得出油壓波動(dòng)頻率為150 Hz。另外，我們對(duì)管道彎頭6處的振動(dòng)速度時(shí)域振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行傅里葉變換，得出的頻譜如圖 3 所示，由圖可知，振動(dòng)速度一階主頻為158 Hz，且主要頻率分布在 150～250 Hz的區(qū)間內(nèi)，這與油壓波動(dòng)頻率 150 Hz十分接近。

圖3 振動(dòng)速度頻譜圖

燃油回路與回油管道設(shè)計(jì)為柔性連接，如圖1所示，能消除柴油機(jī)本體振動(dòng)對(duì)燃油管道的激勵(lì)，但無法隔離管道內(nèi)的油壓波動(dòng)的傳播。當(dāng)管道內(nèi)的壓力波動(dòng)傳播到管道彎頭處時(shí)，因流動(dòng)方向的改變，在慣性力的作用下，易導(dǎo)致管道在彎頭處振動(dòng)偏大，油壓波動(dòng)頻率與管道振動(dòng)主頻接近也證實(shí)了上述推斷。

分析管道布置情況，回油管道在節(jié)點(diǎn)5-9之間有3 處彎頭，且無支架固定，如圖2所示，在管道長(zhǎng)度相同的情況下，彎頭數(shù)量越多，管道的剛度越低[2]?；赜凸艿朗且粋€(gè)復(fù)雜的連續(xù)彈性體，振動(dòng)響應(yīng)可以看成有限質(zhì)點(diǎn)多自由度振動(dòng)系統(tǒng)，對(duì)于n個(gè)質(zhì)點(diǎn)無阻尼系統(tǒng)，其頻率方程[3]如下：

式中：K為剛度矩陣；M為質(zhì)量矩陣；ω為各階固有頻率。由式（1）可得，系統(tǒng)的固有頻率與剛度和質(zhì)量矩陣相關(guān)，在管道質(zhì)量不變的情況下，管道的剛度與固有頻率成正比，現(xiàn)場(chǎng)在管道彎頭較多的區(qū)域，剛度較低，必然引起管道固有頻率下降，在低頻激勵(lì)下，易導(dǎo)致管道產(chǎn)生共振。

綜上所述，根本原因?yàn)楣艿纼?nèi)的壓力波動(dòng)，促成原因?yàn)楣艿缽濐^區(qū)域剛度不足，固有頻率低，最終導(dǎo)致管道在彎頭區(qū)域產(chǎn)生共振，引起振動(dòng)速度偏大。

2 改造與分析

2.1 改造方案

為改善回油管道彎頭區(qū)域的振動(dòng)偏大問題，可以從兩個(gè)方向采取措施：一是降低管道內(nèi)壓力波動(dòng)頻率，錯(cuò)開管道的固有頻率，減少共振。二是提高管道的剛度，增大管道固有頻率，減小低頻共振?？紤]到注射泵相連管道內(nèi)壓力波動(dòng)為設(shè)備固有特性，及增加壓力波動(dòng)隔離裝置的復(fù)雜性，采取增加管道剛度的簡(jiǎn)單方法來減小振動(dòng)。結(jié)合管道布置和現(xiàn)場(chǎng)安裝空間，具體方案如圖4所示，在管道節(jié)點(diǎn)7-8和 8-9 之間分別增加一處S2級(jí)導(dǎo)向支架。

圖4 新增支架后管道布置圖

2.2 應(yīng)力校核

管道增加支架后，管道的應(yīng)力重新分布，為保證管道在各類工況下完整性和功能性，根據(jù) RCCM 規(guī)范[4]對(duì)增加支架后的管道應(yīng)力、接管載荷和法蘭應(yīng)力進(jìn)行校核，結(jié)果如表1、2、3所示，由表可知增加支架后的管道應(yīng)力滿足RCCM規(guī)范要求。

表1 管道功能性校核最大應(yīng)力比

表2 設(shè)備接管載荷校核

表3 法蘭應(yīng)力校核

3 改造效果

對(duì)比改造前后測(cè)點(diǎn)最大振動(dòng)速度，結(jié)果如表4所示，由表可知，改造后測(cè)點(diǎn)最大振動(dòng)速度由56 mm/s 降低為31.8 mm/s，低于振動(dòng)限值 38.2 mm/s，大幅降低了管道的振動(dòng)速度，達(dá)到提高管道剛度降低振動(dòng)的預(yù)期效果。

表4 改造前后最大振動(dòng)速度對(duì)比

4 結(jié)論

柴油機(jī)功率試驗(yàn)中，油缸注射泵注油過程引起回油管道中油壓波動(dòng)，軟連接無法隔離壓力波動(dòng)傳播，當(dāng)壓力波傳播到管道彎頭區(qū)域時(shí)，疊加管道彎頭處剛度不足，在慣性力的作用下，導(dǎo)致管道振動(dòng)頻率與壓力波動(dòng)頻率一致，產(chǎn)生共振，引起管道振動(dòng)速度偏大。通過在管道彎頭增加導(dǎo)向支架，提高管道剛度，有效地降低管道的振動(dòng)速度。同時(shí)，應(yīng)力校核表明增加支架后管道應(yīng)力值滿足RCCM規(guī)范要求。