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。

图6 阀后压力与换热面积关系曲线

6 结语

供热蝶阀是连接汽轮机发电系统和热网系统的纽带，其振动是由于阀后压力过低造成的，故提高阀后压力是解决阀门振动的基本途径，本文作者分析了阀后压力形成的关键要素，提出了“变流量”和 “变面积”两种解决办法。