抽凝式汽輪機蒸汽系統波動分析與處理

梁順生

（中國石化鎮海煉化分公司，寧波 315200）

1 設備概況

某乙烯裝置裂解氣壓縮機汽輪機為多級反動抽汽凝汽式，主要由定子、轉子以及調速系統和超速保護系統等組成。定子由外缸、內缸、導葉持環、密封等組成。外缸分為流通和排汽兩部分，排汽部分與流通部分通過螺栓連接。外缸為水平剖分，由前部、中部和后部三部分組成。外缸的每一部分壓力室被隔板分開以插入不同型號的內缸或導葉持環。通過不同長度導葉持環的適當組合以及采用合適的葉片設計，使各個獨立部分的蒸氣壓適應給定的一系列進汽和排汽狀況，并滿足要求的抽汽壓力。內缸為軸向剖分。外缸由托架支承，托架在前端和排汽端左右兩側，獨立于軸承箱。外缸的垂直位置由托架和前后支承平面間的可調節定位元件決定。

2 波動過程

透平抽汽閥自2014年7月開始投用，開度逐漸關至35%，并一直維持在35%。在此期間超高壓蒸汽消耗量平均389.13 t/h，高壓蒸汽抽汽量平均242.99 t/h，透平凝液量平均154.13 t/h。抽汽量未達到設計值301 t/h。

2014年12月為平衡蒸汽管網蒸汽量，調整了該透平的抽汽閥開度，閥位由35%關小至30.16%，抽汽量由242 t/h增加至267 t/h，在抽汽閥調完之后的3個小時之內，抽汽量逐漸由267 t/h升高至290 t/h（在此期間抽汽閥和機組負荷未作調整）。

2014年1月，由于裝置負荷提高，透平抽汽量由288 t/h升高至308 t/h，此時軸位移則突然階躍到-0.5 mm，引發報警。為確保機組安全運行，對抽汽閥進行了調整，閥位由30.16%開大至33.3%，調節后，抽汽量并未立刻降低，約1 h后，抽汽量逐漸降低至288 t/h。為了平衡蒸汽管網，繼續調整抽汽閥開度由33.3%開大至34.2%，此時抽汽量突然由288 t/h降低至250 t/h。

2015年2月，受系統影響，為了平衡蒸汽管網，抽汽閥由34.2%逐漸關小至31.3%，原來操作調整的目標抽汽量是280 t/h，而實際在抽汽調整過程中，抽汽量并沒有太多變化，前后只增加了5 t/h。

3 過程分析

由于該抽汽控制閥一旦投自動，將會和很多運行參數進行解耦運算，而GE的控制程序為非開放性，無法確切了解解偶參數，因此抽汽閥手動控制，手動投用抽汽過程中，當抽汽電液轉換器輸出在36%左右時，發現抽汽閥MP1瞬間關閉，致使抽汽量瞬間達到600 t/h。手動增大抽汽電液轉換器輸出，MP1閥位無法動作，機組被迫緊急停機。抽汽閥結構見圖1。

圖1 抽汽閥結構

經拆檢發現原抽汽閥平衡孔設計僅為2×φ4，當抽汽閥閥位關小后，抽汽閥閥芯前后的壓差（P―P2）將不斷增加，抽汽閥蒸汽將會由閥芯與導向套之間的間隙（0.330～0.426 mm）漏入閥芯上腔，導致閥芯上腔P1的壓力不斷上升，而后通過兩個平衡孔漏至抽汽閥下側，由于兩個向下的力之和超出油動機產生的最大提升力與摩擦力，導致抽汽閥關閉，經過溝通，機組制造商將泄壓孔改為4×φ25。

兩個φ4平衡孔的面積為：

兩個φ25平衡孔的面積為：

閥芯與導向套之間的間隙面積為：

取間隙為0.4 mm。可見兩個平衡孔間隙面積達到更改前的78倍左右，且該面積為間隙面積的8倍左右。

將這兩個間隙均轉化為簡單的孔板，按照GB/T2624.1—2006中孔板流量計算方法：

式中：qm質量流量kg/s；C流出系數；d工作條件下節流的節流孔徑，m；β直徑比，β=d/D；D工作條件下管道內徑，m；ε可膨脹性系數；Δp差壓Pa；ρ1流體密度，kg/m3。

考慮通過兩個節流孔板的流量相同，蒸汽相關的性質也極其類似，則：

又ΔP1=P-P1，ΔP2=P1－P2，則

ΔP2=ΔP1（S/S1）2=ΔP1/64

即閥芯上下的壓差將遠遠低于襯套節流產生的壓差，不再會產生較大的拉力將抽汽閥關閉。當抽汽調節閥處于某一開度時，閥頭周圍的氣流圍繞圓柱體流動，在閥腔室內產生尾流和渦旋，由于氣流進入閥體不對稱，面對氣流一側的閥頭表面壓力高于背對氣流的一側，使閥頭表面壓力分布產生變化，作用于閥桿上的力隨之發生變化。

在閥頭和閥桿緊密配合無相對運動時，由于閥桿和襯套之間存在間隙，汽流將閥頭閥桿壓向一側，這時汽流通過閥頭兩側的流通面積不等，流通面積大的一側流速小壓力低，流通面積小的一側流速高壓力大，汽流又將閥頭閥桿壓向另一側，當閥桿擺動的頻率接近或等于閥桿的固定頻率時，則誘發閥桿振動。

閥桿帶動閥頭擺動還會反過來對流場產生影響，增加渦旋強度，使閥桿不穩定。由于不穩定的氣流擾動，閥頭受到氣流的沖擊產生偏斜旋轉，當閥位繼續關小，蒸汽流動進一步不穩定，閥頭產生的偏斜、振動將進一步加劇。

由于在原設計平衡孔下，整個閥芯的受力為向下，閥芯壓在調整墊中，調整墊與閥芯之間的間隙設定為0.10～0.15 mm，允許閥頭相對于閥桿有一點傾斜，且傾斜度小于調整墊與閥芯之間的間隙0.10～0.15 mm，這種設置避免了閥頭與閥桿形成剛性連接，引起在氣流沖擊力的作用下閥桿因疲勞振動發生斷裂，并且該間隙小于填料處導向襯套間隙0.150～0.183 mm，不會造成填料磨損，更小于閥頭與導向襯套之間的間隙0.330～0.426 mm，不會導致閥頭沖擊導向襯套。

更改平衡孔尺寸后，由于閥芯上下的壓差大幅降低，按照上述計算方法分析則閥芯上下壓差產生的力（F1）：

方向則轉變為向上，閥芯壓在襯套中。由于閥芯受力與彈簧力部分抵消，整個閥桿受力大幅減小，作用在閥芯上的不均勻的力就會導致閥芯振動和偏磨。偏磨后，閥芯與襯套的間隙變大，閥芯會上下抖動，閥芯的抖動會導致蒸汽系統大幅波動，嚴重影響蒸汽系統安全運行。閥芯抖動時，加劇與襯套和調整墊的沖擊磨損。由于閥芯一般是氮化件，硬度明顯高于襯套、調整墊和螺母等其他配合件，長期沖擊磨損必然磨壞其他配合件，致使閥芯脫落，導致機組異常停機；同時調整墊和襯套磨損后，調整墊與閥芯之間的間隙也大大增加，當該間隙超過閥芯填料處導向襯套的間隙后，必將導致閥芯填料磨損引發蒸汽外漏，當該間隙超過閥頭與導向襯套之間的間隙時，將導致閥頭與導向襯套之間間隙由于沖擊磨損而逐漸變大，并且加劇振動，閥桿或因振動疲勞發生斷裂。

4 改造方案

對抽汽閥的解體檢查印證了上述分析結果，襯套磨損嚴重，導致閥芯與導向襯套磨損，間隙增大20 mm。因此對抽汽閥進行了改造，在閥芯上開設導向槽，在導向套上開孔，詳見圖2，增加定位銷，防止閥芯與襯套產生偏磨，從而解決抽汽閥抖動問題。

圖2 抽汽閥改造位置剖面

5 結論

抽汽閥改造后機組運行穩定，抽汽閥開關順暢，改變了抽汽閥不能關小的現狀。在凝汽量不變的情況下，抽汽量由上個運行周期的200 t/h提高到250 t/h，接近設計值。抽汽量的增加，平衡了該公司整體蒸汽管網系統，提高了蒸汽管網抗干擾能力。對于抽汽凝汽式壓縮機，抽汽閥關小，減少了超高壓蒸汽至汽輪機后缸的流量，抽出高壓蒸汽量增加，大幅降低了裝置能耗。