梁順生

（中國石化鎮(zhèn)海煉化分公司，寧波 315200）

1 設(shè)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(zhuǎn)子以及調(diào)速系統(tǒng)和超速保護系統(tǒng)等組成。定子由外缸、內(nèi)缸、導(dǎo)葉持環(huán)、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(nèi)缸或?qū)~持環(huán)。通過不同長度導(dǎo)葉持環(huán)的適當組合以及采用合適的葉片設(shè)計，使各個獨立部分的蒸氣壓適應(yīng)給定的一系列進汽和排汽狀況，并滿足要求的抽汽壓力。內(nèi)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(cè)，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(diào)節(jié)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(guān)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(shè)計值301 t/h。

2014年12月為平衡蒸汽管網(wǎng)蒸汽量，調(diào)整了該透平的抽汽閥開度，閥位由35%關(guān)小至30.16%，抽汽量由242 t/h增加至267 t/h，在抽汽閥調(diào)完之后的3個小時之內(nèi)，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(diào)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(fā)報警。為確保機組安全運行，對抽汽閥進行了調(diào)整，閥位由30.16%開大至33.3%，調(diào)節(jié)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(wǎng)，繼續(xù)調(diào)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(tǒng)影響，為了平衡蒸汽管網(wǎng)，抽汽閥由34.2%逐漸關(guān)小至31.3%，原來操作調(diào)整的目標抽汽量是280 t/h，而實際在抽汽調(diào)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(shù)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(shù)，因此抽汽閥手動控制，手動投用抽汽過程中，當抽汽電液轉(zhuǎn)換器輸出在36%左右時，發(fā)現(xiàn)抽汽閥MP1瞬間關(guān)閉，致使抽汽量瞬間達到600 t/h。手動增大抽汽電液轉(zhuǎn)換器輸出，MP1閥位無法動作，機組被迫緊急停機。抽汽閥結(jié)構(gòu)見圖1。

圖1 抽汽閥結(jié)構(gòu)

經(jīng)拆檢發(fā)現(xiàn)原抽汽閥平衡孔設(shè)計僅為2×φ4，當抽汽閥閥位關(guān)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(dǎo)向套之間的間隙（0.330～0.426 mm）漏入閥芯上腔，導(dǎo)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(cè)，由于兩個向下的力之和超出油動機產(chǎn)生的最大提升力與摩擦力，導(dǎo)致抽汽閥關(guān)閉，經(jīng)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(dǎo)向套之間的間隙面積為：

取間隙為0.4 mm?？梢妰蓚€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(zhuǎn)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(zhì)量流量kg/s；C流出系數(shù)；d工作條件下節(jié)流的節(jié)流孔徑，m；β直徑比，β=d/D；D工作條件下管道內(nèi)徑，m；ε可膨脹性系數(shù)；Δp差壓Pa；ρ1流體密度，kg/m3。

考慮通過兩個節(jié)流孔板的流量相同，蒸汽相關(guān)的性質(zhì)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(jié)流產(chǎn)生的壓差，不再會產(chǎn)生較大的拉力將抽汽閥關(guān)閉。當抽汽調(diào)節(jié)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(nèi)產(chǎn)生尾流和渦旋，由于氣流進入閥體不對稱，面對氣流一側(cè)的閥頭表面壓力高于背對氣流的一側(cè)，使閥頭表面壓力分布產(chǎn)生變化，作用于閥桿上的力隨之發(fā)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(cè)，這時汽流通過閥頭兩側(cè)的流通面積不等，流通面積大的一側(cè)流速小壓力低，流通面積小的一側(cè)流速高壓力大，汽流又將閥頭閥桿壓向另一側(cè)，當閥桿擺動的頻率接近或等于閥桿的固定頻率時，則誘發(fā)閥桿振動。

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

由于在原設(shè)計平衡孔下，整個閥芯的受力為向下，閥芯壓在調(diào)整墊中，調(diào)整墊與閥芯之間的間隙設(shè)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(diào)整墊與閥芯之間的間隙0.10～0.15 mm，這種設(shè)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(fā)生斷裂，并且該間隙小于填料處導(dǎo)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(dǎo)向襯套之間的間隙0.330～0.426 mm，不會導(dǎo)致閥頭沖擊導(dǎo)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(chǎn)生的力（F1）：

方向則轉(zhuǎn)變?yōu)橄蛏?，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(dǎo)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(dǎo)致蒸汽系統(tǒng)大幅波動，嚴重影響蒸汽系統(tǒng)安全運行。閥芯抖動時，加劇與襯套和調(diào)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(diào)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(dǎo)致機組異常停機；同時調(diào)整墊和襯套磨損后，調(diào)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(dǎo)向襯套的間隙后，必將導(dǎo)致閥芯填料磨損引發(fā)蒸汽外漏，當該間隙超過閥頭與導(dǎo)向襯套之間的間隙時，將導(dǎo)致閥頭與導(dǎo)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(fā)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(jié)果，襯套磨損嚴重，導(dǎo)致閥芯與導(dǎo)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(shè)導(dǎo)向槽，在導(dǎo)向套上開孔，詳見圖2，增加定位銷，防止閥芯與襯套產(chǎn)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(jié)論

抽汽閥改造后機組運行穩(wěn)定，抽汽閥開關(guān)順暢，改變了抽汽閥不能關(guān)小的現(xiàn)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(shè)計值。抽汽量的增加，平衡了該公司整體蒸汽管網(wǎng)系統(tǒng)，提高了蒸汽管網(wǎng)抗干擾能力。對于抽汽凝汽式壓縮機，抽汽閥關(guān)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。