凝汽器喉部抽汽管道膨胀节破损分析与优化

阳 欧，颜 强

(东方汽轮机有限公司，四川德阳 618000)

0 概述

随着机组功率的不断增加，汽轮机回热系统级数也相应增加，600 MW及以上机组低压缸部分通常有四级回热抽汽。凝汽器喉部处于真空状态运行，不仅内部含有众多的结构件以增强壳体抗压能力，还根据功能需要，设置有末级或末两级低压加热器、旁路蒸汽减温减压装置、低压缸的轴封送回气管道等，内部结构复杂，空间拥挤，典型的凝汽器喉部布置如图1所示。在这种情况下还需布置四级回热抽汽管道，尤其是末两级，处于负压运行，抽汽压力较低，管道规格特别大，空间布置困难，抽汽管道在布置方式上基本无法利用管道自身的柔性设计来吸收管道热膨胀带来的热位移。因此，在实际的设计中往往采用在抽汽管道上增加金属波纹膨胀节来吸收管道的附加位移及自身热位移。由于凝汽器喉部抽汽管道还处于汽轮机的排汽通道中，同时还受到蒸汽汽流的冲击以及汽轮机排汽共振的影响，也造成了抽汽管线上的膨胀节容易损坏，出现破裂、甚至被蒸汽彻底吹掉，严重影响机组的安全性。

1 故障情况

某600 MW机组已投运近十年，在运行中突然出现低压缸轴承振动变大，五抽抽汽压力下降，抽汽温度降低，喉部内出现异响等情况。初步判断为抽汽管道膨胀节破损，蒸汽外泄到凝汽器，导致加热器上的温度、压力下降。机组停机后，检查发现低压缸下部凝汽器喉部内的抽汽管道膨胀节破裂、剥落，详细情况见图2。

机组停机后检查，证实了五抽(抽汽参数见表1)靠近汽轮机抽汽口位置的膨胀节损坏爆裂，现场将五抽膨胀节拉杆彻底拆除后，下部管道发生错位和下沉，距离达40 mm，同步检查管道上的固定支架也出现了焊缝拉脱的情况。

表1 五抽参数表

2 原因分析

损坏的膨胀节为单式轴向型金属波纹膨胀节(如图3所示).该型膨胀节结构简单，成本低，主要由金属波纹管、小拉杆、内套及进出口管焊接而成，通过波纹管的柔性变形来吸收管线轴向位移(也有少量横向、角向位移)，端接管直接与管道接管焊接或膨胀节上的法兰与管道法兰连接。膨胀节上的小拉杆主要是运输过程中的刚性支承或作为产品预变形调整用，而非承力元件。

单式轴向型金属波纹膨胀节在管道中由于内压的原因，会产生压力推力(盲板力)，计算公式如下：

Fp=P·A

式中:Fp为轴向压力推力，N；A为波纹管的有效面积，mm2；P为此管段管道内外的最高压差，MPa。

以五抽汽管道为例，支管(Φ273×11)盲板力达15.4 kN，母管(Φ325×10)盲板力可达22.73 kN,可见单式轴向型膨胀节带来的盲板力在管道设计中需要重视，不仅对管道的支撑产生较大的影响，还会对两端的设备接口产生较大的推力。

五抽管道上的单式轴向型金属波纹膨胀节损坏，可能存在的原因如下：

1)管道的固定支架不牢固。单式轴向型金属波纹膨胀节由于盲板力的原因通常和固定支架配套使用，如果固定支架安装设置不到位，运行中膨胀节两端的管道受到盲板力作用，导致轴向伸长量较大，膨胀节变形量超出设计范围，即使膨胀节外侧设有小拉杆(非承力件)，但其强度(尤其是拉杆支耳部分)较差，当拉杆扯掉后，膨胀节失去保护，破裂损坏。

2)膨胀节工作环境恶劣，凝汽器喉部内充满流动的蒸汽，且流速较高，喉部上部的流速通常高于90 m/s，长期受湿蒸汽冲蚀，寿命较短。

3)当前大部分机组都参与调峰，机组启停和负荷变化频繁，波纹膨胀节的寿命损耗严重。

4)管道的自振频率与汽轮机的自振频率接近，造成管道共振，膨胀节疲劳损坏。

5)膨胀节安装过程不规范，不符合GB/T 35979-2018《金属波纹管膨胀节选用、安装、使用维护技术规范》中7.1.2.3所述“凡是事先未予考虑，并且在设计时未计入膨胀节的位移(压缩、拉伸、横向位移、角位移)不应让膨胀节来承受。要调整管道系统配合膨胀节，不应用调节膨胀节的方法来弥补管道的安装偏差”[1]。从膨胀节拆除后管道自然状态出现错位来看，说明在产品初期的安装过程中，管道应力施加到了膨胀节上；在安装完毕后，松开膨胀节拉杆后膨胀节受管道应力，出现横向或者轴向位移；在运行中，管道热位移还需加载在膨胀节上，膨胀节的实际位移超出设计值，出现拉裂损坏。

根据以上可能出现的问题，结合现场破损情况看，主要原因在于五抽管道膨胀节的安装过程中未按照规程进行安装，将管道的冷态载荷施加在膨胀节上，且管道固定点的安装不到位，焊缝不牢固，同时管道在运行中受到盲板力的影响，将固定点焊缝拉裂，进而膨胀节处的管道位移增加，加上机组已经运行近十年，期间未更换过膨胀节，膨胀节金属疲劳寿命将近，将膨胀节在超过设计范围的形变下拉裂破坏。由于五抽压力较高，在膨胀节破裂后内部蒸汽外泄，膨胀节迅速爆裂剥落，直接造成此次机组故障停机。

3 管道优化

为进一步提高凝汽器喉部抽汽管道的安全性，降低膨胀节损坏风险，延缓检修周期，从抽汽管道的布置、膨胀节的设置数量和形式上进行优化。

3.1 优化原则

1)因地制宜，充分考虑管道布置和膨胀节的类型相匹配，尽量减少膨胀节的使用数量；

2)对抽汽管道进行应力计算，匹配合适的支吊架形式；

3)对抽汽管道进行模态计算，避开汽轮机自振频率；

4)提高膨胀节的寿命次数，增加膨胀节的外层防护罩。

3.2 优化方案

原五抽管道布置情况如图4所示：位置1为抽汽管道穿出凝汽器喉部的接口处，为固定点，位置3、4为低压缸的抽汽口，位置2为固定支座，膨胀节全部选用单式轴向型。

优化后的抽汽管道如图5所示，将原来3个膨胀节优化成了1个膨胀节，并采用了大拉杆横向波纹膨胀节(复式拉杆补偿器)吸收管道热位移，在管道中设置一处导向支架(位置2)。

大拉杆横向波纹膨胀节(如图6所示)是由中间管连接的两个几何参数和波数相同的波纹管及拉杆、端板组成的挠性部件，端部采用球头球座结构，拉杆球头可绕着球座旋转，主要用于补偿单平面或多平面弯曲管段的横向位移。由于拉杆能承受压力推力和其他附加外力的作用，膨胀节自身吸收内压推力，不会对管道产生外力，能够消除管道内压产生的盲板力。通常在管道上设置导向支架即可。

大拉杆横向波纹膨胀节相比单式轴向型膨胀节，轴向有大拉杆的保护，仅有横向位移，波纹不容易失稳，寿命更长。

对管道进行静力分析和模态分析，管道受力良好，分布较为均匀，最大应力处应力仅为许用应力的38%(见图7)，满足ASME B31.1-2016动力管道中规定的管道应力要求；管道的一阶及二阶频率均能有效地避开汽轮机50 Hz的振源频率(见图8)。

管道优化后，减少了膨胀节的数量，降低了膨胀节损坏的风险，同时也降低了安装难度和维护难度；消除了管道盲板力，降低了抽汽管道对低压缸接口的推力，并将管道固定支架匹配为限位支架，减小了支座处的载荷，降低了支吊架的设计及安装难度。

3.3 其它要求

在膨胀节的采购上提高膨胀节疲劳寿命的要求(达到10 000次以上)和外防护罩的要求(防止汽水冲击)。

在没有冷紧及预压缩和预拉伸的前提设计要求下，必须按照规程进行安装。安装时应尽可能先将膨胀节两端管道安装焊接固定，确定管道接口轴线无错位或偏角，此时再安装膨胀节，使膨胀节冷态不受外加载荷。

膨胀节安装时需要焊接，必须保护波纹管表面，防止焊接飞溅物和引弧烧伤波纹管。水压试验时应对装有膨胀节管路端部的次固定架进行加固，使管路不发生移动或转动[2]。

4 结论

低压缸抽汽管道处于凝汽器喉部内部，运行中无法在线巡查，只能在停机或者维修期间才能进行检查，无法适时掌握膨胀节的运行情况，增加了突发故障的风险。通过对抽汽管道的必要优化，并强化安装要求，降低了膨胀节的故障风险，延长了膨胀节的更换周期，增强了机组的运行稳定性及安全性。优化既可在新建机组中实施，也可在老机组的改造中实施。