660 MW超超臨界機組高壓旁路減壓閥振動異常分析與處理

朱朝陽，胡 洲，顧正皓

（1.淮浙煤電鳳臺發電分公司，安徽 淮南 232131；2.國網浙江省電力公司電力科學研究院，杭州 310014）

660 MW超超臨界機組高壓旁路減壓閥振動異常分析與處理

朱朝陽1，胡 洲2，顧正皓2

（1.淮浙煤電鳳臺發電分公司，安徽 淮南 232131；2.國網浙江省電力公司電力科學研究院，杭州 310014）

某600 MW超超臨界機組高旁減壓閥自投運以來一直存在高頻振動的問題，經查發現第3級減壓籠罩和底板發生了脫落。通過對減壓閥振動情況的分析和計算，查明第3級減壓籠罩和底板脫落的原因，并分析了由此可能產生的運行危害，最后基于分析計算對高旁減壓閥進行了改造，通過增加減壓等級，解決了高旁減壓閥存在的高頻振動大的問題，對高旁減壓閥的設計選型及運行具有指導和借鑒意義。

660 MW；超超臨界；機組；高壓旁路減壓閥；振動

旁路系統是熱力系統的重要組成部分，通常大型火力發電機組均采用高、低壓兩級旁路串聯布置，以便在機組啟、停機時調節主/再熱蒸汽壓力以及在系統超壓或事故工況下快速泄壓等，保證熱力系統及設備的安全運行。高壓旁路系統（簡稱高旁）處于高溫、高壓的環境，其減壓功能尤為重要。高旁減壓閥故障時，易造成重大安全事故，高旁減壓閥若長期在高頻振動大的狀態下運行，將對高旁減壓閥及其后管道造成嚴重損害。

1 故障情況

某發電廠660 MW超超臨界機組，汽輪機采用高、中壓聯合啟動方式，機組旁路系統采用高、低壓兩級系統串聯布置，設計容量為40%BMCR（鍋爐最大連續蒸發量），高旁減壓閥為BAOMAFA全套進口設備，采用3級減壓，減壓閥及減溫水控制閥也采用液動執行機構。機組自首次投運以來，高旁減壓閥在開啟狀態下一直存在高頻振動大、噪音高、內漏嚴重等問題。高旁減壓閥及閥后管道產生的高頻振動，振幅達到0.5～0.9 mm，多次造成閥后壓力測點、疏水袋液位開關等焊接口振裂，溫度測點振壞，高旁減壓閥及閥后管道（6.4 m層、0 m層）區域噪音最大達108 dB（A），機組在投運期間多次被迫停機消缺。

經解體檢查發現高旁減壓閥緊固閥座的16顆螺栓中有9顆已經松動脫落，18片墊片丟失，高旁減壓閥密封面被脫落的螺栓擠傷，第3級減壓籠罩和底板脫落。從現場照片（圖1）可以看出，高旁減壓閥第3級閥籠罩和底板脫落后，2級減壓籠罩底部已成為直通式。

圖1 高旁第3級減壓籠罩脫落后的情況

2 振動原因分析

2.1 設計特點與計算分析

多級減壓閥在設計時，為了防止蒸汽通過減壓閥時蒸汽流速達到當地音速，引起蒸汽的超音速擴張，造成減壓閥閥體和管道的振動，通常會綜合考慮合理的壓比，防止減壓閥后的蒸汽流速達到臨界狀態。

多級減壓閥后的蒸汽壓力按式（1）進行計算：

式中：P0為閥前蒸汽壓力；Pn為n級降壓后的蒸汽壓力；ε為壓比；n為降壓次數。

由式（1）變換可得降壓系數的計算式：

該機組的BAOMAFA高旁減壓閥設計為3級減壓，設計參數見表1和表2。

檢查該機組的歷史運行數據，其啟動運行參數見表3。表中的蒸汽溫度和壓力均為實際運行數據，壓比ε3是各實際運行參數按照3級降壓運行，由式（2）運算求得。從計算結果可以看出，各運行工況下，壓比ε3的值已遠小于設計工況Case 1下的ε值0.582 6，這表明減壓閥的實際運行工況與設計工況偏離較大。

表1 不同工況的壓比設計值

表2 采用Case 1時蒸汽額定參數的設計值

對過熱蒸汽而言，噴嘴類的臨界壓比系數εnc通常為常數0.546，表3中壓比ε3的值不但小于設計壓比值，而且還小于臨界壓比εnc的值。這表明當過熱蒸汽通過高旁減壓閥時，蒸汽流速進入了臨界狀態，已經超過了當地音速。通過高旁減壓閥的蒸汽臨界擴張時會出現自由噴射現象，導致閥體及其后管道產生強烈的振動和巨大的噪音。因此可以斷定，現場高旁減壓閥運行時出現的高頻振動和噪音就是由此產生的。

2.2 運行特點分析

該發電廠汽輪機采用高、中壓缸聯合啟動方式，在啟動過程中，通過調節高、低壓旁路減壓閥，全程控制主、再熱蒸汽的壓力。汽輪機對沖轉參數有要求，比如在冷態啟動過程中，要求沖轉的主、再熱蒸汽壓力分別為8 MPa和2.5 MPa。壓力為8 MPa的主蒸汽，按照高旁3級減壓閥的設計壓比0.582 6和臨界壓比0.546，利用式（1）進行計算，得出3級減壓后的設計壓力和臨界壓力分別為1.58 MPa和1.30 MPa。結果表明，再熱蒸汽的沖轉壓力2.5 MPa遠大于減壓后的設計壓力和臨界壓力。機組并網升壓后，再熱蒸汽的壓力也同樣大于臨界壓力，直至隨著負荷的不斷升高，高旁減壓閥逐漸關閉至全關。因此，汽機沖轉、并網升負荷過程中，帶3級減壓效果的高旁減壓閥能夠滿足再熱蒸汽壓力大于臨界壓力的要求，而且基本能夠滿足設計壓力的要求。

表3 啟動運行參數

主、再熱蒸汽的升壓、升溫速率限值必須嚴格按照鍋爐的升壓、升溫曲線來進行控制，不能隨意改變。鍋爐冷態啟動時升壓曲線如圖2所示。

圖2 鍋爐冷態啟動時的升壓曲線

圖2中臨界壓力和設計壓力是主蒸汽壓力在3級減壓方式下，分別按照臨界壓比和設計壓比，由公式（1）計算得出。圖2顯示，在鍋爐啟動初期，鍋爐啟動曲線中再熱蒸汽壓力的要求值稍低于臨界壓力，比設計壓力要更小一些。鍋爐啟動曲線50 min位置是鍋爐冷態啟動的點火位置，鍋爐廠提供的啟動曲線中并未明確給出點火前的升壓限制值。由于各種原因，鍋爐點火前很難控制主、再熱蒸汽壓力在3級減壓效果下的壓比；鍋爐點火啟動后的主要關注對象除了壓力外，更重要的是對蒸汽溫度的控制，為防止主、再熱蒸汽管道因積水產生水擊等嚴重事故，運行中通常要將主、再熱蒸汽管道的疏水閥打開，加強疏水，因此，在鍋爐點火啟動后升壓階段，也很難保證主、再熱蒸汽壓力在3級減壓效果下的壓比值較大。

由于鍋爐啟動升壓曲線限制的要求，以及運行中對再熱器壓力控制的不合理，鍋爐在實際啟動升壓過程中再熱蒸汽壓力控制值過低，從而出現了表3中各種工況下的主、再熱蒸汽壓力值。而高旁減壓閥僅帶有3級減壓效果，高旁減壓閥在實際運行時壓比過小，遠遠偏離設計壓比，甚至小于臨界壓比，致使通過高旁減壓閥的蒸汽流速進入了臨界狀態，超過了當地音速，形成了自由噴射現象，導致高旁減壓閥閥體及其后管道產生強烈的振動和巨大的噪音。

2.3 減壓閥結構分析

圖3是高旁3級減壓閥的第2、第3級減壓籠罩及底板結構圖?？梢钥闯觯顑葌鹊牡?級減壓籠罩與底板是沒有焊接的，僅靠最外側的第3級減壓籠罩左側與底板、右側與主閥體的倒角處的薄弱焊接來支撐和固定第3級減壓籠罩以及底板的位置。由于第3級減壓籠罩的焊口力度非常薄弱，當通過高旁減壓閥的蒸汽流速進入臨界狀態，形成超音速汽流后，蒸汽汽流的自由噴射使第2、第3級減壓籠罩和底板產生了劇烈振動，從而導致第3級籠罩和底板斷裂、脫落。

圖3 高旁3級減壓閥結構

從現場照片（見圖4）可以看出，第3級減壓籠罩與底板的焊縫處已全部脫落。

圖4 高旁減壓閥第3級籠罩與主閥體的焊口

3 危險性分析

高旁減壓閥第3級減壓籠罩和底板脫落后會直接影響其減壓能力，由于底板脫落，剩余的2級減壓籠罩底部成為直通式，失去減壓功能，高旁減壓閥僅剩第1級減壓裝置可用，其最大減壓能力不到主蒸汽壓力的一半。如果機組在額定負荷下突然跳閘或者其他原因導致高旁減壓閥突然快開，高旁減壓閥后壓力會超過冷再額定壓力1倍以上，造成再熱器以及冷、熱再熱管道嚴重超壓，威脅機組的安全穩定運行和人身安全。因此，喪失第2、第3級減壓功能的高旁減壓閥運行風險極大，機組運行時必須進行相關的限制和機械閉鎖，防止高旁減壓閥突然開啟；此外，高旁減壓閥第3級減壓籠罩和底板脫落后，在正常投運過程中會產生強烈的高頻振動，還容易導致與高旁減壓閥有關的壓力、溫度測點損壞，螺栓振松脫落，蒸汽管道焊口撕裂漏汽，高旁液壓控制系統管道接頭振裂漏油、著火，高旁減壓閥及減溫水控制閥失去液壓控制動力等問題，嚴重威脅機組的安全穩定運行，因此禁止投用喪失第2、第3級減壓功能的高旁減壓閥。

4 改進計算與對比

按照Case 1壓比ε=0.582 6和臨界壓比εnc= 0.546，由式（1）計算5級減壓效果見表4和表5。

由表4可以看出，若將減壓閥改為5級減壓后，部分運行工況的閥后壓力已大于設計壓力和臨界壓力值，減壓閥減壓后的蒸汽流速有所降低，但仍有2個工況下的閥后壓力值小于設計壓力和臨界壓力，因此運行中閥后壓力有必要按照計算的閥后壓力設計值進行嚴格控制。

根據鍋爐冷態啟動曲線，得出3級減壓與5級減壓的計算結果對比曲線見圖5。

圖5 3級減壓與5級減壓的對比曲線

從圖5可以看出，3級減壓改為5級減壓后，減壓效果明顯，升壓曲線中的再熱器蒸汽壓力值明顯高于5級減壓后的設計壓力和臨界壓力值，避免了蒸汽在通過高旁減壓閥后進入超音速的臨界狀態，極大減輕了高旁減壓閥處的振動和噪音。由此可見，高旁減壓閥由3級減壓改造為5級減壓后，鍋爐的啟動升壓曲線符合高旁減壓閥的運行要求，鍋爐的啟動升壓過程完全可以按照鍋爐制造廠提供的啟動曲線來控制。

5 改造與投運效果

圖6是高旁減壓閥改造為5級減壓后的設計結構，該發電廠在機組檢修期間，按照設計圖紙將原來的3級減壓閥改造為5級減壓閥，改進了各級減壓籠罩的安裝工藝，加強了減壓籠罩容易脫落部位的焊接，并對減壓閥受損的密封面進行了修補。高旁5級減壓閥改造完成后，在機組再次啟動時重新投運，并加強對鍋爐啟動升溫、升壓曲線的控制，高旁5級減壓閥運行情況良好，徹底消除了高頻振動大、高噪音以及高旁內漏問題。

表4 5級減壓計算啟動參數

表5 5級減壓計算實際運行參數

圖6 高旁5級減壓閥結構

6 結語

高旁減壓閥的減壓等級在設計時需綜合考慮多方面因素，首先選型時除了考慮設計壓比必須大于臨界壓比外，還應將蒸汽流速限制在一定范圍內，過高的蒸汽流速和減壓裝置不合理的焊接工藝，很容易造成減壓裝置的脫落；其次是要考慮減壓閥的實際運行情況，特別是在機組啟動階段，由于對主、再熱蒸汽升溫、升壓控制的需要，高旁減壓閥在投用時，閥后蒸汽壓力一般只能控制在較低壓力值，在設計減壓等級時可以通過適當增加減壓級數加以解決；此外，應嚴格按照鍋爐的啟動升溫、升壓曲線對主、再熱蒸汽參數進行控制，避免對鍋爐本體和主、再熱蒸汽管道、高旁減壓閥以及其閥后管道造成不必要的損害。

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（本文編輯：張 彩）

Cause Analysis and Treatment on Abnormal Vibration of High-Pressure Bypass Decompression Valve of 660 MW Ultra-Supercritical Unit

ZHU Chaoyang1，HU Zhou2，GU Zhenhao2
（1.Huaizhe Coal&Power Fengtai Power Generation Branch，Huainan Anhui 232131，China；2.State Grid Zhejiang Electric Power Research Insitute，Hangzhou 310014，China）

There is high-frequency vibration in high-pressure bypass decompression valve of 600 MW ultrasupercritical unit since its operation.It is detected that the third-stage decompression casing and floor board have fallen down，the reason of which is detected by analysis and calculation of decompression valve vibration，and the consequent hazards during operation are also analyzed.Finally，the high-pressure decompression valve is retrofitted in accordance to the analysis and calculation.By increase of decompression level，the fierce high-frequency vibration in high-pressure bypass decompression valve is eliminated，which provides guidance and reference for design and type selection of high-pressure bypass decompression valve.

660 MW；ultra-supercritical；unit；high-pressure bypass decompression valve；vibration

TM621.3；TK268+.1

：B

：1007-1881（2016）07-0045-04

2016-04-04

朱朝陽（1970），男，高級工程師，主要從事火電廠生產技術管理工作。