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1000MW汽轮发电机组润滑油管线压力脉动分析

发布时间:2019-10-29点击量:41

  管道振动的诱因可能来自系统中设备的状态改变,也可能是管道输送的介质流动产生的复杂作用。对管道振动的分析需要考虑系统的设计取值、安装布置及实际运行工况等多方面因素,其中系统内的阀门状态改变是引起振动的常见因素。

  

  目前,关于阀门状态改变对管道振动产生的影响,已有较多文献进行了讨论。在核能应用领域,对于止回阀的不完全开启现象有专项研究。文献[1]的研究显示,70%的止回阀不在理想的最小流量工况下运行及未与上游流体扰动点保持足够的安装距离。的研究显示,部分故障的原因是受设计手段和认识水平的制约,在设计中存在对止回阀的水力特性分析不深入,尤其对工作介质与阀瓣相互作用的分析不全面。

 1000Mw 汽轮发电机组润滑油管线压力脉动分析 127阀的多种结构形式中,旋启式止回阀最容易引起介 2分析与计算质冲击。

  

  本文以某核电厂2台1 000 Mw汽轮机润滑油管线异常振动及压力脉动为研究对象,对低流速条件下旋启式止回阀阀瓣的状态变化与润滑油管线压力振荡的相关性进行分析,提出合理的治理方法,以提高系统运行稳定性。

  

  1润滑油系统流程简介汽轮机润滑油系统为汽轮发电机组的轴承和盘车装置提供润滑油,并向发电机提供氢气密封用油。某核电厂1 000 MW 汽轮机润滑油系统流程如图1所示[4],其中主油泵为容积泵,通过减速齿轮与汽轮机高中压转子连接,汽轮机额定转速为/min,主油泵转速达到汽轮机额定转速15%时可自吸运行。

  

  主盘车至主油菜吸油管主油策回油管回油管路主油泵出口逆止阀双联滤油器压力调节阍主油箱辅助油泵

2.1故障现象2 台汽轮机组首次冲转达到额定转速/min时,均发现润滑油管线压力存在10%幅度的脉动并伴有异常振动及异音;在辅助油泵退出、主油泵单独运行情况下,润滑油管线存在频率为2 Hz的低频振动,管线压力在190"-'220 kPa间周期性脉动;在辅助油泵伴随运行情况下脉动幅度减小。振动数据见表1,介质压力脉动情况如图2所示。

  

  表1润滑油管道治理前振动数据l冷却水图1汽轮机润滑油系统流程Fig.辅助油泵为离心泵,在汽轮机启动、?;跛?、盘车阶段或主油泵故障时启动,向系统供油,设计当汽轮机转速达到1 350 r/min,且润滑油压大于时,辅助油泵应退出运行。

  

  事故油泵为离心泵,在主油泵和辅助油泵发生故障时启动, 向系统供油。

  

  在机组正常运行工况下,主油箱润滑油由主油泵增压后,经主油泵出口止回阀输送到冷油器冷却,经滤油器过滤后进入配油管线。配油管线中的油一路沿配油支管进入汽轮机和发电机各轴承,冷却润滑各轴承后由润滑油回油管收集并回流至主油箱;另一路供给发电机密封油系统用于发电机氢气密封。

  

  主油泵与辅助l 童油泵单独运行油泵同时运行滑油管线压力脉动示意Fig.2.2许用速度峰值计算与评价为评估振动对机组安全稳定运行的影响,依据核电站管道振动测试与评估方法【5】对上述测量结果进行计算和评价。

  

  许用速度峰值表达式为= 器式中:c2、 为ASME规范规定的二次应力指数; C1、 、C4、 分别为考虑质量和约束条件等对管道影响的修正系数; 为ASME规范中材料1011循环次数时的交变应力,MPa;讷许用应力减弱系数。管道口径 610 mm~10 ml'n,材料为A3 12TP304L。

  

  主油泵出口管线振动许用速度峰值.5 mrn/s。由表1可见,部分测点速度测量值大于许用速度峰值 low,振型以 向和y向为主。根据管道频谱和振型分析,在管道适当位置设置减振装置,可使管道该阶固有频率和振型消失,固有频率提高到n+l阶,管道该阶主振动响应将消失【6]。

  

  根据以上分析,采取增加管道刚性支撑和阻尼器的方式后,润滑油管线的振动速度减小到许用速度峰值以下,振动数据测量值见表2。

  

  表2增加刚性支架和阻尼器后管振动数据2-3压力脉动原因分析在增加管道刚性支撑和阻尼器后,虽然管道的振动速度减弱,但激励源并未消除,管道介质压力脉动情况仍未改善,对可能存在的激励源进行原因分析并逐一验证,分析方法及验证结果如下:1)将主油箱油位升高,未观察到变化管道振动现象,排除主油泵油位低导致泵入口吸入压头不足,介质汽化引起的噪声和管道振动。

  

  2)对主油泵入口滤网进行检查,未发现入口滤网堵塞,排除因主油泵入口滤网堵塞,进口流量下降、泵入口吸入真空增大、主油泵入口发生气化引起的异音和振动。

  

  3)对主油泵出口止回阀进行解体检查,该阀门的结构形式为旋启式止回阀,阀门内部未发现部件卡阻等异常现象,排除因运动部件卡阻导致止回阀开度减小,润滑油局部流速增大产生气蚀引起的异音和振动。

  

  4)在主油泵到冷油器之间,主油泵出口止回阀阀瓣是唯一的运动部件,阀瓣周期性摆动可对管道介质产生激振,如激振频率接近管道某阶固有频率,可引起管道共振,并由于止回阀阀位的变化,可能造成管道流阻的变化,引起介质压力脉动。

  

  在以上分析和试验的基础上,对2台汽轮机组主油泵出口止回阀进行了改造,阀瓣原重70 ,改造后减轻了32 kg。改造后在相同工况下观察,发现2台机组的管道振动及噪声均进一步减弱,但压力脉动范围表现不同,一台机组主油泵单独运行时管线油压脉动收敛到2 kPa内,表现良好,辅助油泵可退出运行;另一台机组主油泵单独运行时,下游润滑油管线油压在19kPa范围内脉动。辅助油泵仍需长期伴随主油泵运行。2台旋启式止回阀在近似工况下仍表现出了一定差异,表明旋启式止回阀阀瓣重量是影响主油泵出口管道介质压力脉动的主要因素,但不是唯一因素。

  

  2.3.1止回阀开启状态一般计算工程设计中,通常依据TP410[7]的阻力系数准则对不同结构类型的阀门进行流阻计算,其中旋启式止回阀的流阻系数与其最小稳定介质流速有关,表达式为/式中: 为保障阀瓣稳定全开的最小介质流速,m/s; 介质密度,g/cm2;C为与阀门结构型式相关的无量纲经验值,对于电站采用的H64H一1501b旋启式止回阀取C=75。

  

  经计算,可保持阀瓣稳定全开的最小介质速度.54 m/s。

  

  管道内介质流速表达式为= 21.22Q/式中: 为介质通过管道的流速,m/s;Q为介质的质量流量,L/min;d为管道内径,mm。

  

  经计算,正常运行工况下主油泵单独运行的情况下管道内介质流速为0.93 m/s,小于可保持阀瓣稳定全开的最小介质速度,止回阀的阀瓣处于非全开状态。

  

  2-3。2止回阀开启状态修正计算式(2)普遍用于管道系统中止回阀的流阻估算,但仅考虑了介质的比容作为评估阀门开启状态的变量,忽略了阀门形状、流动状态等与介质流速相关的重要条件,会导致计算结果产生偏差[8】。

  

  在已知阀门几何尺寸和阀瓣、摇臂重量的情况下,可使用角动量守恒方法进行计算[9】:l000MW汽轮发电机组润滑油管线压力脉动分析

  bO)3/Gl:Aeos(c-f1)(h+z//2)/h:(三+ao/2)一= + /式中: 为阀瓣可保持稳定开启的介质流速,m/s;g为重力加速度,m/s2; 行为阀瓣和摇臂的有效质量,kg; 介质密度,g/cm2;D为阀瓣直径,n'lln;为阀瓣中心线到摇臂轴中心线的距离,nlli1; 为阀瓣面积,cm2; 为阀瓣密封面在全开工况下与重力方向的夹角;纳介质流向与阀瓣密封面的夹角;肭阀瓣密封面在全开工况下与水平方向的夹角;nn 为阀门摇臂质量,kg; is 为阀瓣质量, ;瞄 与阀门几何形状相关,用于计算流体对阀瓣冲击产生的转矩; 用于计算阀瓣两侧压差产生的转矩;凰为稳定开启系数有关的经验值,用于计算阀门完全开启状态下施加于停止位的力,对于液体介质取凰=0.035;B为阀瓣与介质密度差的比值,无量纲。

  

  与阀门部件重量几何尺寸有关的数值均为实测值,阀门几何参数示意如图3所示。

  

  图3旋启式止回阀几何参数示意Fig.根据式(4)的计算结果,减重前的阀门稳定全开所需流速 3.52 rrgs,减重后的阀门稳定全开所需流速 2.68 m/s;根据式(3)的计算结果,介质在管道内的实际流速为0.93 rrgs,阀瓣减重前后的稳定全开所需流速计算值均远大于实际流速,说明阀瓣在额定工况下处于部分开启状态。

  

  3结果与讨论在理想状态下,旋启式止回阀应布置在距离上游干扰源lO倍管道通径以外的位置,在额定工况下阀瓣应处于全开状态。实际上在止回阀选型中往往仅关注其逆止功能及流通能力,忽视了阀门部分开启下可能产生的不利因素。根据EPRI对止回阀故障的统计,不能完全开启引起的故障是止回阀主要失效模式之一【lo】。

  

  旋启式止回阀的阀瓣在部分开启状态下,在流体和重力的影响下处于悬浮状态,作用于阀瓣的力矩受到阀瓣几何形状、阀瓣在流体中的角度定位、通过阀门的介质流向、接近阀瓣的流体压力和速度、由上游弯头位置引起的流场偏心等因素影响。

  

  在本案例中主油泵出口止回阀所在管道上游6倍通径位置有一个弯头存在,阀瓣受到上游弯头引起的流场变化影响脱离平衡状态产生振荡,成为系统中的激振源。

  

  由式(5)可知,阀瓣上下游压差与阀瓣开启角度的3次方成反比,结合阀门的流阻特性可以判断,阀瓣在上游湍流影响下造成阀瓣开启角度的振荡,进而造成介质流阻改变,是该止回阀所在管道介质压力脉动的主要原因。图4为某台公称通径为,压力2.5MPa的旋启式止回阀的开度与阻力系数之间的关系[11】。由图4可知,通过旋启式止回阀的介质流速越小,阀门开度越?。憾趴仍叫?,阀门阻力系数越大,流通能力越小。在流量小于使阀门全开的流速时,旋启式止回阀只能部分开启。此时,旋启式止回阀的阻力将随阀门处介质流速的减小而增大。另一方面,对旋启式止回阀而言,存在一个对应于阀门的最大开度的介质流速,当实际流速大于此流速后,阀门开度将不再增加,流量系数达到最大值,阀门处阻力达到最小值;而当流速大于使旋启式止回阀全开的流速后,阀门处阻力不再减小[12]。

  

  旋启式止回阀的阀瓣开度和阻力系数关系Fig热力发电 2017证在工艺系统设计中,如无特别说明,止回阀的流量系数默认为阀门全开下的数值,实际上多数工况下止回阀部分开启而造成的流阻会呈指数型增长,使整个管道的流阻偏离设计状态。

  

  根据2.3节的试验结果,在使用了减重的阀瓣后,2台旋启式止回阀呈现出了不同表现,根据2_4.2节的计算方法,可以看出对阀门流阻和最小稳定介质流速产生重要影响的因素有阀瓣和摇臂的质量、阀瓣两侧压差、介质冲击阀瓣的动量、将阀瓣保持在限位上所需的力矩、摇臂长度等。阀瓣和摇臂的质量是对止回阀阀瓣产生影响的重要因素,但不是唯一因素。经减重后的阀瓣仍不能达到全开状态,对湍流产生的扰动比较敏感。

  

  由于设计阶段没有对阀门在部分开启下的状态进行充分的评估,投入正式运行后发现的问题不易找到试验和验证窗口,此时可以考虑将阀门结构形式更改为带配重臂的止回阀,通过重锤的配重,使阀瓣开启角度保持在最大开度,可保证阀门的流通面积,又降低了阀瓣开启过程中的介质阻力,减小阀门的阻力系数,达到稳定阀瓣开度的目的[I3】。

  

  4结论与建议1)主油泵出口止回阀阀瓣受上游介质产生的湍流影响失稳振荡,造成阀门阻力系数的变化是造成润滑油管线介质压力脉动的原因。当通过止回阀的流速低于阀瓣稳定全开所需的最小流速Vmi 时,止回阀的流阻会随着阀瓣的不同开度变化,对下游管道压力产生影响。

  

  2)阀门制造商提供的流量系数默认为阀门工作于全开状态下的数值,在设备选型和故障分析中应充分考虑止回阀在非全开状态下的阻力系数和压降变化,在设计和采购阶段应考虑要求制造商提供止回阀稳定在全开状态下的最小流速,在确定最小流速的基础上核算相应的流量系数。

  

  3)在工程设计阶段有必要识别系统中对介质流速敏感的止回阀,针对止回阀在部分开启下的稳定性进行分析评价,并在布置上考虑减少阀门上下游介质流动状态产生突然变化的因素。


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