張偉勇，周 帥，陳海鑫，賀 軾，劉昊遠(yuǎn)，徐德城，劉寅立

（1.浙江浙能鎮(zhèn)海發(fā)電有限責(zé)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(jī)高壓旁路（以下簡稱“高旁”）系統(tǒng)是火電機(jī)組的重要組成部分，對縮短機(jī)組啟停時間起到重要作用。近年來，與汽輪機(jī)高旁管路振動相關(guān)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(jī)構(gòu)已進(jìn)行相關(guān)的研究，并提供了解決措施［7-11］?？偨Y(jié)引起汽輪機(jī)高旁管路振動的主要原因為：高旁閥結(jié)構(gòu)設(shè)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(diǎn)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(yīng)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(dāng)交變應(yīng)力幅超過材料的疲勞極限時，只要運(yùn)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(jìn)行治理后，如未對附屬取壓管線焊縫等危險位置進(jìn)行振動交變應(yīng)力的測量和評估，該危險位置在機(jī)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(shè)有2臺660 MW超超臨界燃煤發(fā)電機(jī)組，在2號機(jī)組啟機(jī)調(diào)試期間，汽輪機(jī)高旁管路存在嚴(yán)重的振動問題，導(dǎo)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(jī)組啟動、高旁管路投入使用過程中對斷裂位置進(jìn)行振動交變應(yīng)力測量，分析取壓管線斷裂位置的振動交變應(yīng)力幅與高旁閥開度及高旁閥前后壓差的關(guān)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(jī)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(diǎn)等，管道參數(shù)如表1 所示。圖1中的取壓管為啟機(jī)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(yīng)力的影響，在以下兩種工況下進(jìn)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(yīng)變片、信號線、應(yīng)變采集儀和采集終端電腦組成。應(yīng)變片為電阻式焊接應(yīng)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(yīng)變）；采集儀為動態(tài)應(yīng)變采集儀，型號為LMS SCM205-VB8III-RT，采樣頻率設(shè)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(yīng)變片，分別測量管道截面圓周呈90°方位的軸向應(yīng)變。本次測試僅關(guān)注振動載荷作用下的管道振動交變應(yīng)力，不考慮靜載荷（如溫度、內(nèi)壓等）對管道應(yīng)力的影響。根據(jù)該取壓管的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，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(yīng)變片測取的軸向彎曲正應(yīng)力可代表該取壓管承受的振動交變應(yīng)力水平。

2.2 分析方法

應(yīng)變片測得的應(yīng)變通過式（1）轉(zhuǎn)化為應(yīng)力：

式中：σx為管道軸向應(yīng)力；εx為管道軸向應(yīng)變；E為運(yùn)行溫度下材料彈性模量。

通過式（2）計算振動交變應(yīng)力幅：

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

應(yīng)變片焊接在直管母材上，對測點(diǎn)旁焊縫進(jìn)行評估時，需考慮局部應(yīng)力集中的影響。參考ASME OM Part3-2017［19］，采用系數(shù)2i進(jìn)行修正，即對測得的直管母材最大振動交變應(yīng)力幅Salt應(yīng)用SM=2iSalt進(jìn)行修正，其中SM為焊縫的實測最大振動交變應(yīng)力幅。參考ASME B31.1［20］，承插焊縫的應(yīng)力增強(qiáng)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(yīng)力的判據(jù)如下：

式中：Sel=Sa，Sa為設(shè)計疲勞曲線中1011次循環(huán)對應(yīng)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(yīng)考慮溫度對彈性模量的影響，并進(jìn)行修正，修正方法為Sel=ET/E0·Sa，其中，ET為運(yùn)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(yīng)力影響分析

在兩種測試工況下，通過動態(tài)應(yīng)變測試系統(tǒng)獲取應(yīng)變數(shù)據(jù)，然后根據(jù)上述分析方法進(jìn)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(yīng)力的影響。

3.1 高旁閥前后壓差對振動交變應(yīng)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(yīng)變原始數(shù)據(jù)如圖5所示?？梢钥闯鲰斆鎽?yīng)變范圍大于側(cè)面應(yīng)變范圍（整個測試期間均如此），因此選取頂面應(yīng)變數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。

圖5 高旁閥前后壓差變化過程中的應(yīng)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(yīng)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(yīng)力幅隨高旁閥前后壓差的增大基本呈線性增大的趨勢。當(dāng)高旁閥前后壓差達(dá)到3.70 MPa 時，取壓管線頂面測點(diǎn)的振動交變應(yīng)力幅達(dá)到82.6 MPa（達(dá)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(fēng)險。

表2 頂面振動交變應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(yīng)變數(shù)據(jù)處理結(jié)果如表3 所示。由表3可以看出，當(dāng)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(dāng)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(rèn)為：高旁閥開度30%是一個臨界值，當(dāng)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(dāng)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(yīng)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(yīng)變數(shù)據(jù)，進(jìn)行頻譜分析，得到隨時間變化的瀑布圖，如圖7 所示。提取應(yīng)變主頻，結(jié)果如表4所示。由表4可以看出，應(yīng)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(yīng)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(dǎo)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(guān)。

圖7 瀑布圖Fig.7 Waterfall chart

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

5 結(jié)論

通過對取壓管進(jìn)行振動交變應(yīng)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(yīng)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(dá)到3.70 MPa 時，取壓管線的振動交變應(yīng)力幅達(dá)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(fēng)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。