供供热热蝶蝶阀阀振振动动原原因因分分析析及及解解决决办办法法

2018-11-02郑湘泉高秀志

东方汽轮机 2018年3期

郑湘泉，高秀志

(东方汽轮机有限公司，四川德阳，618000)

0 前言

近年来随着城市集中供热迅速发展，一大批热电联产汽轮发电机组投入了商业运行[1-2]。供热蝶阀作为供热抽汽管道上一个非常重要的调节元件，起到调节抽汽流量和保护汽轮机安全运行的作用。但实际运行过程中因供热蝶阀振动引起的安全事故却频频发生，本文从系统及设备运行特点方面深入分析事故发生的原因，并提出了两种可行的解决办法。

1 典型事故案例

某联合循环汽机岛的总体热力系统见图1，机组配备有3S离合器、MECV阀（低压进汽调节阀）和ELCV阀（供热蝶阀），根据热负荷的大小，机组可以灵活选择纯凝、抽凝和背压三种运行模式。同时，热网首站配置有4台并联的热网加热器[3-4]，可以根据热负荷大小决定投入热网加热器的数量。

图1 热电联产总体热力系统图

该机组在某一抽凝工况运行时，供热蝶阀阀前压力0.4 MPa，温度295℃，阀后压力0.108 MPa，四台热网加热器全部投运，热网循环水流量6 156 t/h，热网回水温度48℃，热网供水温度88℃。此时出现供热蝶阀剧烈振动，阀后管道内有巨大噪音，仔细检查后发现供热蝶阀后的管道出现贯穿性裂纹，已有蒸汽微泄漏现象产生，导致该机组停机消缺并查找事故原因。

2 事故发生的直接原因

额定供热工况为：供热蝶阀阀前蒸汽压力P1=0.645 MPa，温度T1=313℃，通过蒸汽量G=779 600 kg/h，蝶阀开度70°；阀后蒸汽压力P2=0.6 MPa，温度T2=312.5℃，蒸汽比容V2=0.444 4 m3/kg，供热管道内径为1 400 mm，管内蒸汽流速C2=62.5 m/s，蝶阀前后压差0.045 MPa，蝶阀后压力P2高于临界压力Pcr=P1×0.546=0.352 MPa，蒸汽通过蝶阀时为亚音速流动。

事故供热工况：供热蝶阀阀前蒸汽压力P1=0.4 MPa，温度T1=295℃，通过蒸汽量G=361 628 kg/h，蝶阀开度14°，供热蝶阀后蒸汽压力P2=0.108 MPa，温度T2=291.4℃，蒸汽比容V2=2.405 8 m3/kg，供热管道内径1 400 mm，管内蒸汽流速C2=157 m/s，蝶阀前后压差0.292 MPa，阀后压力P2低于临界压力 Pcr=P1×0.546=0.218 4 MPa，蒸汽通过蝶阀时为临界流动，阀后管道继续扩容降压加速流动。

供热蝶阀因自身结构型式限制，通常用作全开或全关，在较大开度情况下，供热蝶阀有一定调节功能，但对于蒸汽类可压缩介质流动，开度过小就意味着阀门前后压差大，可能出现临界流动，甚至阀后继续扩容降压加速流动，这是引起蝶阀振动和管道噪音的直接原因。

3 事故发生的根本原因

图1中所配的供热蝶阀，出于保护汽轮机安全运行的目的，通过调整其开度，来保证汽轮机中压缸的排汽压力与中压缸的入口压力相匹配，中压缸排汽压力与中压缸入口压力的关系曲线如图2所示，这就是说，供热蝶阀的调节对象为阀前压力，而不是阀后压力。

图2 中压缸排汽压力与中压缸入口压力关系曲线

蝶阀后的压力是由于蒸汽凝结相变形成的，其大小取决于：抽汽流量、抽汽焓、热网加热器换热面积、热网循环水流量和热网回水温度。前两项参数与汽轮机发电系统有关，后三项参数与热网系统有关，本文作者对热网加热器按额定供热工况参数进行了设计计算，按事故工况数据进行了校核计算，计算结果如图3所示。计算界面上158.83℃对应0.6 MPa的饱和温度，101.77℃对应0.108 MPa的饱和温度，校核计算界面上热网循环水流量、热网回水温度和热网加热器壳程压力都是现场实测值，在给定热网加热器换热面积的情况下，计算出热网循环水的出口温度、所需的蒸汽流量、疏水出口温度、给水端差和疏水端差，其中热网循环水的出口温度87.99℃与现场实测值完全一致，验证了计算程序的正确性与准确性。

图3 热网加热器的设计计算与校核计算

在本案例中，热网回水温度48℃远低于设计值70℃，是引起蝶阀振动和管道噪音的根本原因。通过热网加热器变工况校核计算[5-6]，可以得到阀后压力与热网回水温度之间的关系曲线，如图4所示。从图中可以看出，热网回水温度越低，阀后压力越低，也越容易引起阀门振动。

图4 阀后压力与热网回水温度关系曲线

4 解决蝶阀振动的 “变流量法”

抽汽流量的大小是热电联产系统共同决定的，是为了维持中压缸排汽压力而需要向热网排放的蒸汽量，并由蝶阀开度来控制和实现的。针对前述的事故供热工况，在抽汽量一定和换热面积给定的情况下，蝶阀后压力完全取决于热网系统参数，也就是说可以通过改变热网系统参数来控制蝶阀阀后压力，比如，打开热网加热器循环水旁路阀，减小进入热网加热器的循环水流量，就可以提高阀后压力，就是所谓的 “变流量法”。通过热网加热器的变工况校核计算，得到阀后压力与热网循环水流量的关系曲线，如图5所示。从图中可以看出，阀后压力随热网循环水流量减小而升高，当流量减小到一定程度后，可以实现蒸汽以亚音速形式通过蝶阀。

图5 阀后压力与热网循环水流量关系曲线

5 解决蝶阀振动的 “变面积法”

上节提出了解决蝶阀振动的 “变流量法”，这种方法在事故机组上已进行实施，并证明是可行的。本文又提出了另一种新的解决方法——“变面积法”：热网加热器的换热面积也是决定阀后压力的重要因素之一，热网加热器的管系通常由蒸汽凝结段和疏水冷却段组成，如果将壳程水位线调到淹没部分凝结段换热管，让这部分换热管失去换热功能，则可以减小凝结区投入的有效换热面积，从而就可以实现提高阀后压力，减小蝶阀前后压差，增大阀门开度，避免蝶阀振动。如前面的事故工况，采用 “变面积法”，假定抽汽流量不变、热网循环水流量不变和热网回水温度不变，通过热网加热器的变工况校核计算，得到阀后压力与凝结段有效换热面积关系曲线，如图6所示。从图中可以看出，阀后压力随有效换热面积减小而升高，当面积减小到一定程度后，可以实现蒸汽以亚音速形式通过蝶阀。