蒸汽減溫管路改進

吳 淏，胡志敏，閆海玲

(武漢第二船舶設計研究所，湖北 武漢 430205)

蒸汽減溫管路改進

吳 淏，胡志敏，閆海玲

(武漢第二船舶設計研究所，湖北 武漢 430205)

分析蒸汽減溫管路的工作流程，構建蒸汽減溫管路的模型。針對蒸汽減溫管路存在的管路及閥門穿孔外漏問題，提出降低介質流速與控制飽和蒸汽濕度相結合的方案。仿真結果表明，改進后的蒸汽減溫管路蒸汽品質得到改善，可為系統的設置提供依據和參考。

噴水減溫；AFT

0 引 言

在船舶動力裝置蒸汽系統中，蒸汽減溫管路從蒸汽總管引入蒸汽，經截止閥后進入噴水減溫器，蒸汽在噴水減溫器進行減溫減壓后，其減溫蒸汽經截止閥后進入用汽設備。在實船運行中，噴水減溫器之后的管路經常發生管路及閥門穿孔外漏。蒸汽外漏威脅船員安全，影響艙室環境；閥門及管路外漏需停機檢修，影響用汽設備正常運行及船的航行任務；故障經常性發生，需加強故障部位的實時監測和維修，加大了船員的勞動強度。

1 故障分析

1.1 機理分析

蒸汽減溫管路流程如圖 1 所示。

實船實際使用過程中操作方式為：截止閥 ① 全開，通過截止閥 ② 手動調節進入用汽設備的減溫蒸汽流量。

從噴水減溫器后的管道及閥門發生沖刷腐蝕穿孔現象可以初步判斷失效原因為：一是減溫蒸汽的流速較高；二是減溫蒸汽為飽和狀態，且未完全霧化，有液滴的存在。

1.2 機理分析模型

為摸清故障原因，本文利用 AFT Mercury 軟件針對蒸汽減溫管路進行計算分析，計算參數如下：工作蒸汽為 1.8 MPa 的減壓蒸汽；噴淋水壓力 3.1 MPa；噴水減溫器設計工作蒸汽流量為 1 200 kg/h；截止閥后減溫蒸汽壓力為 0.4 MPa（所有壓力均為絕對壓力）。

將從蒸汽總管引入口、凝給水系統引入口至用汽設備用汽設備進口的工作介質流動過程分成 4 個區域進行機理分析，如圖 2 所示。

區域 1 為減壓蒸汽引入口至噴水減溫器進口管路，該管路外表面包覆有熱絕緣，工作蒸汽在該管段的流動過程可當作絕熱過程來考慮，因而根據能量守恒有：

其中 H0，H1分別為區域 1 進、出口位置工作蒸汽焓值；

根據質量守恒定律有：

其中 m0，m1分別為區域 1 進、出口位置工作蒸汽質量流量；

工作蒸汽在整個管路的實際流動過程中存在摩擦壓降，有

式中：λ 為沿程阻力系數；V 為工作蒸汽流速；L 為管長；v 為工作蒸汽比容；D 為管路通徑。

從式（3）可看出，區域 1 管路壓降與工作蒸汽流速的平方成正比，與管段長度成正比。

區域 1 管路流動狀態可用 AFT Mercury 軟件進行計算分析，計算模型如圖 3所示。

區域 2 為減溫水引入口至噴淋口管路，該區域工作介質均為非飽和液態水，可利用 AFT Mercury 軟件對噴淋水流量進行計算分析，計算模型如圖 4所示。由于噴淋口通流直徑（即噴嘴等效直徑）遠小于管路通徑，因此噴淋水流量主要取決于噴嘴直徑及噴嘴前后壓差，噴水減溫器及噴嘴的結構圖如圖 5所示。

區域 3 為噴水減溫器內部區域，該區域為汽水混合區域，由于噴水減溫器包覆有熱絕緣，可忽略工作介質的對外傳熱，因此可以將此混合過程看作絕熱過程，根據能量守恒有：

根據質量守恒有：

對閥門 ② 在不同開度情況下的所有區域工作介質流動狀態進行聯動計算，計算流程如圖 6所示，具體數值計算表見閥門開度調節計算表。

通過計算，得出進入噴水減溫器的工作蒸汽流量與噴水減溫器后截止閥的等效通流直徑關系如圖 7所示。噴水量與噴水減溫器后截止閥的等效通流直徑關系如圖 8所示。噴水減溫器后截止閥前壓力與其等效通流直徑的關系如圖 9所示。混合物最終流速與閥門等效直徑關系曲線如圖 10所示。通過閥 28 工作介質流速與閥門等效直徑關系曲線如圖 11所示。

從計算結果可看出，當噴水減溫器后的截止閥等效通流直徑大于 35 mm 時，進入噴水減溫器的工作蒸汽流量始終為臨界流量，即 12 379.3 kg/h，當噴水減溫器后的截止閥等效通流直徑小于 35 mm 時，通過截止閥 ② 的混合物為始終為臨界流動狀態，設計工況的實船閥門等效直徑約 11 mm，閥門 ② 及閥門前后附近管路工作條件最為惡劣，最易發生沖刷腐蝕穿孔。

2 改進措施

經過計算分析可看出，泄放水進汽管路故障原因為：一是工作蒸汽流量缺乏有效控制措施，實際工作蒸汽流量易超量；二是噴淋水流量與工作蒸汽流量不匹配，且噴淋效果差。為有效解決該問題，可從蒸汽流量控制和噴淋頭的結構改進設計或選型 2 方面著手。

2.1 改進措施一

由于用汽設備進口需求壓力與工作蒸汽初始壓力的比值要小于臨界壓力比。因此增加節流孔板組是較為簡單，且直接有效的改進措施。其能在控制工作蒸汽流量的同時，將工作蒸汽初始壓力降至最終需求壓力。

根據實船使用情況，正常工況下從蒸汽發生器進入的泄放水量在 400～800 kg/h 范圍內變化，需約290～580 kg/h 的工作蒸汽進行加熱。因此對工作蒸汽管路進行了如下改進：

1）將原 1 條 DN50 進汽管路改進成 2 條并聯的DN32 進汽管路；

2）在 2 條并聯的 DN32 進汽管路分別增加節流孔板組，將 2 條進汽管路的進汽量分別控制在 400 kg/h和 800 kg/h。正常工況下，只運行 400 kg/h 支路；事故工況下，根據實際情況擇機運行 800 kg/h 支路或 2 條支路同時運行。

根據 HG/T 20570.15-1995《管路限流孔板的設置》[1]對按加熱蒸汽量設計的單條進汽管路和按實船使用條件下的2條進汽管路需設置的節流孔板數量及各級孔板設計參數進行了詳細的計算（具體計算過程見《節流孔板計算表》），并用 AFT Mercury 軟件進行了計算校核，管路計算模型如圖 12所示，結果如表 1所示。

從表 1 可看出，主蒸汽壓力的變化對孔板參數的選擇影響不大，按 HG/T 20570.15[1]計算的結果與 AFT軟件計算結果存在一定的差異，從計算方法上，HG/T 20570.15[1]多采用經驗公式，存在較大的誤差，而 AFT計算軟件為成熟的一維定常流計算軟件，經過多方的試驗驗證，準確度較高。

表 1 孔板參數及流量計算表（無支路）Tab. 1 Computation sheet of orifice plate parameters and flowrate (without circuit)

表 2 孔板參數及流量計算表（支路）Tab. 2 Computation sheet of orifice plate parameters and flowrate (with circuit)

根據 AFT 軟件的計算結果，按設計加熱蒸汽量為一級節流孔板等效直徑 13 mm，二級節流孔板等效直徑 15.5 mm，工作蒸汽質量流量 1 222 kg/h。假設用汽設備換熱功率足夠大，此時末端混合物的工作壓力為0.1 MPa，此時工作蒸汽流量為 1 347 kg/h。按實船工作情況設計的 2 條支路的情況如下：

1）支路 1 的一級節流孔板等效直徑 7.5 mm，二級節流孔板等效直徑 9.5 mm，工作蒸汽質量流量 407.6 kg/h。假設用汽設備換熱功率足夠大，此時末端混合物的工作壓力為 0.1 MPa，此時工作蒸汽流量為 449.1 kg/h。

2）支路 2 的一級節流孔板等效直徑 10.5 mm，二級節流孔板等效直徑 13 mm，工作蒸汽質量流量 805.6 kg/h。假設用汽設備換熱功率足夠大，此時末端混合物的工作壓力為 0.1 MPa，此時工作蒸汽流量為 887.7 kg/h。

2.2 改進措施二

在增加節流孔板組、有效控制工作蒸汽量的基礎上，對噴淋水的流量同與用汽設備進汽壓力的關系、混合物流速與噴水量的關系、混合物流速與減溫水壓力關系進行計算分析，計算發現：

1）凝給水壓力在 2.8～3.5 MPa 區間內變化時，噴淋水流量隨著壓力的升高而增大，但數值變化較小，即該區間內的凝給水壓力對噴水量的影響較小，具體計算結果如圖 13所示。

2）混合物流速與噴水量大小關系不大，但受用汽設備進汽壓力的影響較大，壓力越高，流速越低。具體計算結果如表 2所示。

根據《火力發電廠汽水管道設計技術規定》[2]，輔助蒸汽管道過熱蒸汽的推薦流速為 35～60 m/s，飽和汽的推薦流速為 30～50 m/s；從計算結果中可以看出：

①正常使用狀態，進入用汽設備的減溫蒸汽流速較低，滿足設計規范要求，不會對管路及閥門造成沖刷腐蝕；

②將用汽設備進汽壓力穩定在 0.4 MPa 能有效降低各工況下的減溫蒸汽流速及大幅減小減溫蒸汽對蒸汽減溫管路的沖刷腐蝕。同時合理選取噴淋口的等效直徑，能確保在額定工作狀態下減溫蒸汽為飽和狀態，且其干度值較高，保證了減溫蒸汽中的液滴顆粒較小。

表 3 混合物流速計算結果表（無支路）Tab. 3 Computation sheet of the mixture velocity (without circuit)

表 4 混合物流速計算結果表（有支路）Tab. 4 Computation sheet of the mixture velocity (with circuit)

改進措施如下：

1）根據 2 條加熱蒸汽管路配置 2 臺噴水減溫器，且該 2 條噴水減溫器串聯連接；

2）將噴淋口等效直徑由 1.8 mm 調整至 0.25 mm和 0.3 mm，有效控制噴水量。

3）將蒸汽減溫管路直徑由 50 mm 調整至 80 mm，降低進汽管路內減溫蒸汽流速。

4）需合理控制用汽設備換熱管殼側水位，使換熱管的實際換熱功率與略大于加熱蒸汽的加熱功率，從而使用汽設備進汽壓力維持在 0.4 MPa 附近，降低減溫蒸汽的流速。

3 結 語

經過所述機理分析及計算論證，可得出如下結論：

1）泄放水進汽管路易發生腐蝕穿孔故障的主要原因為工作蒸汽未能有效精確控制及噴水減溫器實際噴水量遠大于實際需求值。

2）通過采取“精確控制工作蒸汽量”和“噴水量的適應性控制” 2 條改進措施，并考慮實船使用情況及設計能力采用 2 條工作蒸汽支路，能在保證用汽設備加熱需求的基礎上，有效降低進入用汽設備的減溫蒸汽流速，從而消除其對進汽管路及閥門的沖刷腐蝕。

3）用汽設備就進汽截止閥操作方式由手動調節調整為全關全關，降低了船員的勞動強度。

[1]HG/T 20570. 15-1995, 管路限流孔板的設置[S]. 北京, 中國寰球化學工程公司, 1995. HG/T 20570. 15-1995, Setup of the pipeline restriction orifice[S]. Beijing, The Chemical Engineering Company of China, 1995.

[2]DL/T 5054-1996, 火力發電廠汽水管道設計技術規定[S]. 北京, 中國電力出版社, 1996. DL/T 5054-1996, Technical regulations of steam-water pipeline design in thermal power plant[S]. Beijing, China Electric Power Press, 1996.

Improvement of steam desuperheating pipeline

WU Hao, HU Zhi-min, YAN Hai-ling
(Wuhan Second Ship Design and Research Institute, Wuhan 430205, China)

Steam desuperheating pipeline model is established through analyzing the work procedure of steam desuperheating pipeline. To solve the problem of pipes and valves of steam desuperheating pipeline being perforated, a velocityslowdown and humidity-control solution is proposed. The system simulation shows that steam quality is ameliorated and also provides a reference for setting the system.

spray desuperheating；AFT

U6664.84

A

1672 – 7649(2017)08 – 0104 – 06

10.3404/j.issn.1672 – 7649.2017.08.022

2016 – 05 – 31；

2016 – 07 – 14

吳淏(1990 – )，女，碩士，工程師，專業方向為船舶動力。