張偉勇，周 帥，陳海鑫，賀 軾，劉昊遠，徐德城，劉寅立

（1.浙江浙能鎮(zhèn)海發(fā)電有限責任公司，浙江 寧波 315100；2.蘇州熱工研究院有限公司，江蘇 蘇州 215004）

0 引言

汽輪機高壓旁路（以下簡稱“高旁”）系統(tǒng)是火電機組的重要組成部分，對縮短機組啟停時間起到重要作用。近年來，與汽輪機高旁管路振動相關的問題屢見不鮮［1-6］，其中包括引起附屬取壓管或其他部件斷裂失效的案例。針對該類小支管斷裂的問題，一些企業(yè)或科研機構(gòu)已進行相關的研究，并提供了解決措施［7-11］?？偨Y(jié)引起汽輪機高旁管路振動的主要原因為：高旁閥結(jié)構(gòu)設計不合理或減壓級數(shù)不夠、高旁閥下游管路及支吊架布置不合理、減溫水噴淋能力不足、高旁閥下游溫度測點距離減溫水噴淋位置過近等。部分火電廠針對上述原因采取了相應的改造措施，起到了緩解高旁管路振動的效果。但是，結(jié)構(gòu)的疲勞問題需要一定時間的累積，即當交變應力幅超過材料的疲勞極限時，只要運行時間足夠長，結(jié)構(gòu)將會發(fā)生疲勞斷裂［12-15］。對高旁管路振動問題進行治理后，如未對附屬取壓管線焊縫等危險位置進行振動交變應力的測量和評估，該危險位置在機組壽命周期內(nèi)將可能再次出現(xiàn)疲勞斷裂現(xiàn)象［16-18］。

浙江某火電廠建設有2臺660 MW超超臨界燃煤發(fā)電機組，在2號機組啟機調(diào)試期間，汽輪機高旁管路存在嚴重的振動問題，導致高旁閥下游管道上的取壓管斷裂。斷裂發(fā)生在取壓管一次隔離閥與其下游小尺寸管道的焊縫位置，該下游管道材質(zhì)為不銹鋼，外徑為25 mm，壁厚為3 mm。為確保改造后其取壓管不再發(fā)生疲勞斷裂，在機組啟動、高旁管路投入使用過程中對斷裂位置進行振動交變應力測量，分析取壓管線斷裂位置的振動交變應力幅與高旁閥開度及高旁閥前后壓差的關系，并給出取壓管線可能再次發(fā)生疲勞斷裂的臨界操作參數(shù)。

1 測試對象和工況

1.1 高旁管路

該火電廠的660 MW超超臨界燃煤發(fā)電機組配置了一套高低壓二級串聯(lián)旁路裝置，包含一套高壓旁路系統(tǒng)和兩套低壓旁路系統(tǒng)。其中高旁管路如圖1所示，包括高旁閥、減溫水裝置、高旁管道、支吊架以及附屬壓力測點等，管道參數(shù)如表1 所示。圖1中的取壓管為啟機調(diào)試期間發(fā)生斷裂的管道。

圖1 高旁管路示意圖Fig.1 Schematic diagram of high-pressure bypass pipelines

表1 管道參數(shù)Table 1 Pipeline parameters

高旁閥選用英國Weir 公司的BV995 型閥門，其結(jié)構(gòu)如圖2 所示。斷裂事件發(fā)生后，經(jīng)過改造，該閥門增加閥前1 級籠罩，形成“閥前1 級籠罩+閥芯1級籠罩+閥座2級籠罩”的結(jié)構(gòu)，由原來的3級降壓變?yōu)?級降壓。

圖2 高旁閥結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of high-pressure bypass valve

1.2 測試工況

為研究高旁閥開度和高旁閥前后壓差對取壓管振動交變應力的影響，在以下兩種工況下進行測試：

1）高旁閥開度保持在35%時，將高旁閥前后壓差由1.6 MPa增大至4.5 MPa。

2）高旁閥前后壓差基本保持不變時，將高旁閥開度由40%逐步降低至0%。

2 測試和分析方法

2.1 測試方法

本次測試系統(tǒng)如圖3所示，由被測管道、應變片、信號線、應變采集儀和采集終端電腦組成。應變片為電阻式焊接應變片，型號為LZN-NCW250G-120F，靈敏度為2.0，測量范圍為-5 000～+5 000 μE（-E 為微應變）；采集儀為動態(tài)應變采集儀，型號為LMS SCM205-VB8III-RT，采樣頻率設置為6 400 Hz。

圖3 測試系統(tǒng)示意圖Fig.3 Schematic diagram of the test system

如圖4所示，在取壓管線一次隔離閥下游承插焊縫旁小尺寸管道頂面和側(cè)面分別焊接一片單軸應變片，分別測量管道截面圓周呈90°方位的軸向應變。本次測試僅關注振動載荷作用下的管道振動交變應力，不考慮靜載荷（如溫度、內(nèi)壓等）對管道應力的影響。根據(jù)該取壓管的結(jié)構(gòu)特點，管道振動主要為彎曲振動模式，管道截面主要受振動彎曲載荷作用，因此兩片應變片測取的軸向彎曲正應力可代表該取壓管承受的振動交變應力水平。

2.2 分析方法

應變片測得的應變通過式（1）轉(zhuǎn)化為應力：

式中：σx為管道軸向應力；εx為管道軸向應變；E為運行溫度下材料彈性模量。

通過式（2）計算振動交變應力幅：

式中：Salt為直管母材的振動交變應力幅；σxmax和σxmin分別為截取時間段內(nèi)管道軸向應力的最大值和最小值。

應變片焊接在直管母材上，對測點旁焊縫進行評估時，需考慮局部應力集中的影響。參考ASME OM Part3-2017［19］，采用系數(shù)2i進行修正，即對測得的直管母材最大振動交變應力幅Salt應用SM=2iSalt進行修正，其中SM為焊縫的實測最大振動交變應力幅。參考ASME B31.1［20］，承插焊縫的應力增強系數(shù)i=2.1，則修正系數(shù)2i=4.2。

根據(jù)ASME OM Part3-2017［19］，管道振動交變應力的判據(jù)如下：

式中：Sel=Sa，Sa為設計疲勞曲線中1011次循環(huán)對應的疲勞極限。

參考ASME BPVC-Ⅲ-APPENDICES［21］，不銹鋼材料Sa為93.7 MPa。分析計算時應考慮溫度對彈性模量的影響，并進行修正，修正方法為Sel=ET/E0·Sa，其中，ET為運行溫度下管道材料的彈性模量，E0為管道材料S-N 曲線中所用彈性模量，本次測試中修正后的Sel=82.6 MPa。

3 振動變交應力影響分析

在兩種測試工況下，通過動態(tài)應變測試系統(tǒng)獲取應變數(shù)據(jù)，然后根據(jù)上述分析方法進行數(shù)據(jù)處理，分析高旁閥前后壓差和高旁閥開度對取壓管振動交變應力的影響。

3.1 高旁閥前后壓差對振動交變應力的影響

高旁閥開度保持在35%時，將高旁閥前后壓差由1.6 MPa增大至4.5 MPa，取壓管應變原始數(shù)據(jù)如圖5所示?？梢钥闯鲰斆鎽兎秶笥趥?cè)面應變范圍（整個測試期間均如此），因此選取頂面應變數(shù)據(jù)進行分析。

圖5 高旁閥前后壓差變化過程中的應變原始數(shù)據(jù)Fig.5 Raw data of linear strain during the change of pressure difference before and after the high-pressure bypass valve

頂面應變數(shù)據(jù)處理結(jié)果如表2和圖6所示，高旁閥開度為35%時，振動交變應力幅隨高旁閥前后壓差的增大基本呈線性增大的趨勢。當高旁閥前后壓差達到3.70 MPa 時，取壓管線頂面測點的振動交變應力幅達到82.6 MPa（達到允許限值）。若高旁閥前后壓差繼續(xù)增大，小支管存在疲勞斷裂的風險。

表2 頂面振動交變應力幅隨高旁閥前后壓差變化Table 2 Amplitude variation of vibration alternating stress on the top surface with pressure difference before and afterhigh-pressure bypass valve

圖6 頂面振動交變應力幅隨壓差變化Fig.6 Amplitude variation of vibration alternating stress on the top surface with pressure difference

3.2 高旁閥開度對振動交變應力的影響

高旁閥前后壓差基本保持不變時，高旁閥開度分別由40%降至30%、由30%降至25%、由25%降至0%。頂面應變數(shù)據(jù)處理結(jié)果如表3 所示。由表3可以看出，當高旁閥開度小于30%時，其開度變化對振動影響較大，振動隨開度增大而增大；當高旁閥開度為30%～40%時，在閥門前后壓差基本不變的情況下，其開度對振動影響較小。分析認為：高旁閥開度30%是一個臨界值，當開度小于該值時，閥門開度增大，由流體的流量和紊流程度引起的振動增大；當開度大于該值且小于40%時，閥門開度增大雖然使流體的流量增大，但是由于流體通道變得相對通暢，流體紊流程度變小，因此對振動的影響較小。

表3 頂面振動交變應力幅隨高旁閥開度變化Table 3 Amplitude variation of vibration alternating stress on the top surface with the opening of high-pressure bypass valve

4 高旁管路振動原因分析

為分析高旁管路振動原因，提取高旁閥開度為35%、高旁閥前后壓差由1.6 MPa升至4.5 MPa過程中取壓管的應變數(shù)據(jù)，進行頻譜分析，得到隨時間變化的瀑布圖，如圖7 所示。提取應變主頻，結(jié)果如表4所示。由表4可以看出，應變主頻以大于200 Hz的高頻為主，且在200～3 200 Hz均有分布，取壓管頂面應變的第一主頻甚至分布在2 209～3 103 Hz，與高頻聲能激發(fā)并放大管道高頻殼壁振動的特征吻合，這種高頻殼壁振動表現(xiàn)為管壁彎曲（殼體徑向振動模式），具有極高的振動加速度，極易導致附屬小支管的振動疲勞失效。這種高頻聲能和振動與通過閥門的壓差和蒸汽質(zhì)量流量有關。

圖7 瀑布圖Fig.7 Waterfall chart

表4 取壓管應變主頻Table 4 Strain main-frequency of the pressure-tapping tube

5 結(jié)論

通過對取壓管進行振動交變應力測試和分析，得出主要結(jié)論如下：

1）高旁閥開度為35%時，振動交變應力幅隨高旁閥前后壓差的增大基本呈線性增大的趨勢。在此開度下，高旁閥前后壓差達到3.70 MPa 時，取壓管線的振動交變應力幅達到允許限值82.6 MPa，隨著前后壓差繼續(xù)增大，小支管存在疲勞斷裂的風險。

2）高旁閥開度小于30%時，開度變化對振動影響較大，振動隨開度增大而增大；高旁閥開度為30%～40%時，開度變化對振動影響較小。

3）高旁管路振動以高頻為主，原因為高頻聲能激發(fā)并放大管道的高頻殼壁振動。