【#第一文档网# 导语】以下是®第一文档网的小编为您整理的《11.15爆管事故分析》，欢迎阅读！
11.15临冲管爆管事故分析 《华东电力》2004.2 外高桥二期900MW机组临冲管爆管事故分析 ——管壁压力共振问题探讨 上海外高桥第二发电有限责任公司 冯伟忠 【摘要】介绍了外高桥二期900MW超临界机组临冲管爆管事故的过程和相关的情况，全面分析了事故的原因，就压力波产生的物理过程和管壁的压力共振问题进行了阐述。 【关键词】冲管 压力波 共振 1、冲管情况及事故 外高桥二期工程900MW超临界锅炉的冲管，按照锅炉岛承包商德国ALSTOM设计，采用稳压冲管方式，每天进行一次。从锅炉出口直至消音器，不设任何隔绝门。锅炉启动后，一旦起压，便开始向外排汽，随着燃料量的逐步增加和时间的推移，蒸汽压力和温度逐渐上升，当达到规定的参数后（锅炉出口蒸汽动量达标，热负荷约45%BMCR），稳定热负荷及参数并进行计时。约15~20分钟后结束冲管并停炉。 11月10日，首台900MW超临界锅炉开始进入冲管阶段。当晚约10:00，蒸汽参数达到要求后，发现位于汽轮机机头侧连接主汽门至冷再热系统的临时管道系统出现剧烈振动。用于固连两路临时蒸汽管道的管夹罗栓脱离，管夹松落。在接下来的两次冲管，也都发现类似的情况 11月13日晚第四次冲管，在达到规定参数后约13日冲管爆破口 10分钟，汽机机头B侧发生爆管。经检查，发现B排侧主汽门出口临冲管约1.5m余处出现长近400mm的纵向破口，当时中外双方从破口断面判断，系母材质量问题所至。基于库存只有1m同规格材料，随后由外方专家对受损段管道检测并指定了替换段。而后的第五次冲管无特殊异常。 图1 15日下午3:30分，锅炉再次点火进行第六次冲管，至5:03分，汽机机头侧传来较大响声，遂发现该处已充满蒸汽并伴随很大的响声，旋即紧急停炉。 经检查，该事故首先发生于13日新换上的短管处，该图2 短管在原先发生破裂的位置再次出现纵向起始破口 破口（见图3），该破口段管道在蒸汽力的冲击下向两边沿周向撕开并展平成板状。（见图3 图2）当该段管（板）与管道的剩余连接很小后，外侧管道（带90°断管弯头撞击处 弯管）在喷出蒸汽巨大的反向作用力下将连接处拉断，并带着断口段（板）向后退去，并以图4 １ 断管 11.15临冲管爆管事故分析 《华东电力》2004.2 另一端垂直段管道为轴心作扇形运动。当弯头遇到后侧Ф650mm临冲管时将其上方撞出一凹坑，使断口段（板）在惯性力作用下被甩出。而该管在运动了约120°后，被另一垂直管道挡住后停止（见图4）。 2、事故原因分析 设计运行参数：P，20 bar；t，420℃ 管道规格及材料：Ф406×11.5mm；P11（Cr1Mo） 2．1、现象及特征 2.1.1 断口特点及单向性 13日及15日的两次破口，均为纵向。从断面看，一次破口是从内向外发展，另一次破口则相反，除此之外，在破（断）口处内侧还存在明显的独立纵向裂纹。这说明该处曾受到极大的周向应力。经金相分析，受损段管材良好，甚至断口处的晶格亦呈完好状。说明该材料受到了瞬间过应力而失效。 2.1.2局部性 前后的两次爆管，都在同一处，但破坏点以外的管道却安然无恙。与此处相对应的A排侧主汽门出口临冲管完好如初，甚至破口两侧的管道都似乎未受影响。 2.1.3 重复性 两次破口均在同一位置，而且断口特点相同。两次冲管的参数（动量）为最大的两次。都是投入了#3磨煤机，使得过热和再热汽温上升。 每次冲管，均将#2磨作为主力，再加投#1或#3磨。13日，第一次投入#3磨煤机，过热和再热汽温比前三次上升约20℃，使其冲管系数K达到4天来的最高值（过热器出口1.4，再热器出口1.2），但这次发生了爆管。14日，投#1、#2磨，汽温达不到13日水平，负责监控冲管系数的ALSTOM专家Herberg先生要求下次应再提高汽温，以达到13日冲管水平。故15日再次使用#1、#3磨。结果再次发生爆管。 2.1.4时间性 两次爆管，都在参数达到规定值、维持热负荷和参数的稳定并开始计时，约10分钟后发生。（见图5）。 2.1.5振动对参数的敏感性及影响 每次冲管压力接近规定值时，都会引发临冲管系统较大的振动。导致管系相关的法兰、支吊架紧固罗栓松动甚至拉长，每次冲管结束后都要对管系所有罗栓进行检查和重新紧固，并更换因罗栓松动造成蒸汽泄漏而冲坏的密封垫片。 2．2 诸多可能原因的排除 2.2.1 静压破坏或超温 根据设计规范，即使按4.0MPa，420℃工作参数计算，也仅需6.5mm壁厚。实际管壁已有近一倍的余度。而该处的设计工作压力仅为2 MPa，鉴于材料的许用应力取决于流动极限，而断裂应力还高于流动极限1.5倍以上。显然，至少要10MPa以上才能使该管产生静压破坏，这相当于5倍以上的设计工作压力。而当时的运行参数的记录值显示，在过热器出口最高值也仅为3.7MPa。故该项可 ２ 11.15临冲管爆管事故分析 《华东电力》2004.2 能性不存在。另外，P11材料的允许工作温度达500℃，而运行温度为420℃并从未超越，故超温的疑虑也可消除。 2.2.2 材料自身缺陷 13日的破口既作此判断，但更换上的管材事先作了探伤。即使表面存在未曾发现的微裂纹，在远低于极限应力的条件下累计仅工作了数小时就发展成如此大的破口的概率可以忽略。再加上新老两段管道均由于同样的材料缺陷，在同一地点发生同一类破坏，这在逻辑上都站不住。 另外，在这些管道的表面还发现有制造加工的拉痕，但微观检查并没发现这些拉痕导致微裂纹。事后的材料试验也证实材料的实际强度满足设计要求。 2.2.3 焊接缺陷 两次破口均为纵向，且均未穿越焊口，故与焊口及热影响区无关。 2.2.4 水锤效应 在第一次冷态启动时，就开启主、再热系统的疏水阀，但这次就发现了临冲管的强烈振动。而13、15两次冲管，与前次的间隔均在24小时内，管道尚处热态。再加上冲管方式为零起升压，直接向空排汽，流速和汽温逐渐增加，此过程本身就可看作暖管。在经过1.5小时后蒸汽管道内绝无存水的可能。另外，若发生严重的水锤，一是会产生巨大的撞击声、二是破坏点必然发生在被撞击处（弯管等）。本次事故的特征与此完全不符。 既然以上的这些常规原因均被否定。 则必须对非常规原因进行研究，从几次冲管的情况来看，振动与事故可能存在着一定的联系。因此，有必要对管道的振动进行深入的分析。 2.3 振动原因分析 从现场在冲管期间的振动情况来看，是极不正常的。通常，振动与管内流速有关。故需对该管系的流速进行校核。在冲管过程中，当冲管系数达标时，过热器出口参数为：P =3.5Mpa；t = 420℃，G = 360kg/s（V=211m/s）。冷再热管压力为1.3Mpa。若按汽机主汽门出口（临冲管进口）压力为2.0Mpa计算，该处的流速已达231m/s。 2.3.1 T型三通问题 在临冲管系统中（见图6），A、B两侧的汽流，在到达a、b处时，压力进一步降低，若假定压力为1.65MPa（临冲管末端所接冷再管压力为1.3MPa），则该处的流速可达270 m/s，因该处为T型等径三通，c点的流速将加倍，约540 m/s，已接近该处的当地音速。由于在c点以后为等径管道，流速不可能超图6 过音速，故在c点或稍后会形成音障。对于a而言，其流向与c相同，影响有限。而b不同，在流体进入三通后，其速度能（38.6kJ/kg）将在其流向的对侧管壁上转换成滞止压力和温度（滞止焓），若不遇音障，更多的焓（154.6kJ/kg）将再转换成速度能往c流去。但若遇音障，部分压力不能转变为速度能而被迫返回，此压力波将以当地音速与b流速之差的速度向上游传播。当此波离开后，b ３ 11.15临冲管爆管事故分析 《华东电力》2004.2 点压力下降，流速降低，c点音障消失，在上游压力的推动下，流速复又增加，c点将再次形成音障，并重复前述过程，如此周而复始，产生了一系列的压力波。显然，此压力波的波幅及频率与蒸汽初参数正相关。 2.3.2 弯管问题 根据流体力学，当流体流经弯管后，若流速与弯管弯曲半径之比V/R太大时，其下游内侧附面层会出现分离而形成旋涡，这种旋涡会周期性的脱离并形成压力扰动波。对于T型三通的流体b而言，相当于以很高的流速流经一曲率半径很小的90°弯管，必然会在其下游产生激烈的涡流区，且强旋涡的周期性脱离将导致强烈的压力扰动波。这种压力波的存在与流速是否已达到音速无关。显然，此压力波的波幅及频率与流速正相关。在管系阻力一定的前提下，蒸汽初参数越高，流速越高，既压力波的波幅及频率亦与蒸汽初参数正相关。 必须指出，本次ALSTOM设计的临冲管系统，所有90°弯管曲率半径均为1.5D，而按照我国的设计规范，Ф406蒸汽管道90°弯管曲率半径应为4.25D。显然本次设计的曲率半径过小，再加上过高的流速，必然导致每个90°弯管都成了压力扰动波的发源处。 2.3.3 管系振动的成因 由于弯管的内外侧投影面积不同，当内部承压时，内、外侧的受力不同，这将使弯管产生“趋直”效应。在压力波的波峰流经弯管时，“趋直”效应增强，波峰过后，此效应减弱，弯管的角度将出现周期性的变化，从而导致了管系的振动。其振动频率等于压力波频率，而振幅与压力波强度成正比，与管系的刚度成反比。 2.4 管系振动应力分析 2.4.1 e点上下运动应力分析 对于受到破坏的B-e管段而言（见图6），g、f点弯管对其振动的影响最大。故当g、f点弯管作变角度（90°±δ°）振动时，e点将作上下运动，这与冲管第一天观察到的情况相同。因主汽门直接连于汽缸，可将其视作绝对刚体，当e点作上下运动时，主汽门出口处将受到剪力和弯矩，最大应力处在管道的上、下顶端。 2.4.2 B-e管段扭转应力分析 在g、f点弯头作变角度（90°±δ°）振动时，因主汽门固定，故e-f段直管的中部的上下振幅最大，这就造成B-e管段产生一扭转运动，使其受到一扭应力。 2.4.2 管系振动应力破坏分析 根据以上应力分析，B-e管段在管系振动过程中主要受到弯曲、剪切和扭转应力。若由于这些应力造成管道失效，不管是由于疲劳或过应力失效，甚至管系共振，其破坏方式均应为环向。不可能导致13、15日两次的纵向破裂。另外，在13日事故后，为避免因管系振动而对该管段造成损害，在e点弯头外增加了一个 型约束支架。在14日的冲管过程中未发现e点有明显的振动。但仍发生了15日的事故。因此，管系振动作为两次管道失效的原因也可以排除。 2.5 管壁的压力共振 当管道内承压时，管壁会产生弹性变形。这种变形实际上是使管道的直径产生变化。只要变形量在弹性范畴内，则变形量与管内压强成正比。当压力波流 ４ 11.15临冲管爆管事故分析 《华东电力》2004.2 经管道时，其弹性变形量必然相应的发生周期性改变。由物理学可知，任何弹性体都可发生振动并存在自振频率。按此推论，当管内压力波与管道某处的壁面自振频率或倍频吻合时，必然会发生共振，而共振的振幅会随着时间的积累而趋向发散。当振幅超过材料的耐受极限时必将发生材料失效（破坏），这种破坏与管壁是否能承受正常静压无关，但其破坏形式与通常的压力破坏相似，必为沿管道轴向的纵向裂纹甚至破口，既管壁在周长方向被拉断。13日及15日的两次破口恰为此方式。 事实上，仔细分析这两次事故，可以发现事故的特点满足压力共振的一切特征： 1、破口特征（见上述分析）。在管内压力波的激振下，管道直径会产生膨胀及压缩运动，在共振的情况下，其管径胀缩运动量（相当于周长的伸缩量）会随着时间的推移越来越大，管壁会受到极大的交变应力，这种应力值会远大于静应力。因此，管道的内外壁均有可能在应力集中处首先发生失效。当然，由于内壁周长比外壁略短，内壁首先失效的概率较大。这就能解释为何13日及15日两次破口，一次是由外向内发展，而另一次则是由内向外。并且13日的破口之外，内壁还存在与破口平行且独立的纵向可见裂纹。另外，由于共振是一个很快的发散过程，当振幅达到材料的破坏应力时既产生失效。因此材料不会出现疲劳或蠕变的迹象。这就能解释甚至事故后，除受损处，所有管道的金属性能完好无损，甚至裂纹及断口处金相组织都完好的现象。 2、 时间特征。事实上，在13日的冲管过程中，当第一次达到参数时，突然一台磨煤机跳闸，参数随即下降。在恢复磨煤机运行并再次达到规定参数后的记时阶段才发生管道爆裂。这与共振的振幅时间积累特征吻合。 3、 对参数的敏感性和重复性。巧合的是，两次事故恰发生在两次投#1、#3磨煤机的工况，而这两次的冲管动量（G2v）是最大的两次，流速最高。由前述可知，此时压力波频率最高。若此频率接近或达到管道某处的自振频率则管道将发生共振。图7为典型的振幅与频率的关系曲线。由图可见，当外部振源的频率f低于（或高于）共振频率fo时，振幅迅速衰减。这就能解释为什么动量值相对较低的四次冲管，虽然都存在管系振动图7 的现象且持续一定时间，但管道却安然无恙。 4、 穿越性。对于管系发生的宏观振动，可以采用一定的约束措施以防止管道发生疲劳失效，如采用阻呢支架等。但对于管壁的压力振动却无能为力。在13日的爆管事故后，虽在其相近的90°弯管的外侧加装了一个 型支架，可仍没能避免15日的爆管事故。因压力波在管内穿行，管外的任何支吊架对其都毫无约束，除非该支架改变了管壁的自振频率而避开了共振区。 2.6 管壁压力共振的物理原理 考察事故管段o-e，其坐标o处为主汽门（见图8），可视其为无穷大刚体。既管段在o点被完全固结。而e点为直角弯管，是一机械运动的转折点。 图8 ５ 11.15临冲管爆管事故分析 《华东电力》2004.2 现设压力波的波峰恰好经过Xo处，且设波峰的周向均匀。观察管壁的弹性运动，若忽略管壁的厚度，则可视其为膜运动（振动）。为便于分析，将其分解为两个分量：一是将管壁沿轴向切成许多单位宽度的细长杆，与X轴重合的o-e杆段为研究段。二是将管壁沿周向（横向）切成许多单位宽度的圆圈，Xo处的圆圈为研究对象。当压力波到达Xo处时，对于细长杆o-e，可将其视为一集中载荷，该杆将产生弯曲变形。对于Xo处的圆圈，则为一沿周向的均匀载荷，因而圆圈将产生直径扩大或缩小的变形。若设想圆圈在上端剪开，一端固定于Xo处，另一端展开并拉直，使其与XOY平面垂直。则圆圈直径扩大（缩小）转变为细长杆的伸缩变形运动。由于o-e杆的运动方向与虚拟杆（圆圈）的运动互相垂直。根据正交原理，可单独研究各自的运动规律。 对于o-e杆而言，因o点被固结，相当于一超静定梁，当受到一集中载荷而产生挠曲变形后，若突然撤去该载荷，则此杆将产生振荡，其振荡频率为自振频率，而振幅既为最大挠曲量。另外，虚拟杆（圆圈）同样存在着弹性拉伸的自振频率，当且仅当两者的自振频率相等时，既为该段管道的壁面自振频率。因此，一旦激振波（管内压力波）频率与此频率合拍时既会产生共振现象。 经计算，该事故段的轴向和周向的自振频率恰巧非常接近，因此，当冲管过程中管内蒸汽压力波频率与其合拍后，必然出现壁面共振。而破坏点应在最大振幅处，即轴向的最大挠曲处，而这两次的爆破口正好位于该处。而与其对应的A侧主汽门出口直管段的轴向长度比B侧短约0.5m，不满足共振条件，故不会发生共振爆管。 通过分析可以看出，即使存在强烈的压力波，如果管系内没有哪段管道满足压力共振的条件，本次事故也不会发生。 限于篇幅，数学分析略。 2.7 临冲管系的设计改进和效果 上述的分析，得到了中外各方专家的一致认可，针对这些原因，对已损坏的临冲管系统主要做了如下改进： ① 管壁由原11.5mm改为20mm，一方面增加了强度，另一方面改变了管道的轴向自振频率，破坏了管段的自振频率。 ② 原T形三通改为斜Y型三通。将原90°连接改为135°进入。并将三通的直管部分改粗为Ф508mm。显著降低汇流处的流速，消除了音障，降低了涡流效应。 ③ 所有90°弯管的弯曲半径由原来的1.5D放大为3D。大大降低涡流效应。 ④ 简化临冲管系统，改善支吊架布置等。 临冲管系统改进后，经后续的冲管实践证明是成功的。 2.8 结论 2.8.1 两次爆管的事故，均为压力共振所致。系由于临冲管系统设计不当，尤其是90°T型三通和过小的90°弯管半径，在过高的流速下产生持续和强烈的压力波。恰遇事故段的管道的轴向自振频率和周向的自振频率吻合。当流速增加至压力波频率与管段的自振频率合拍时发生压力共振，在振幅超过管壁的耐受极限时产生爆破。 2.8.2 管壁的（压力）振动是一种二自由度振动，而管系的振动是一种单自由度振动。他们的共振条件完全不同，造成的破坏形式也大相径庭。 ６ 11.15临冲管爆管事故分析 《华东电力》2004.2 2.8.2 目前的国内和国际的管道设计规范，均没有要求对管道的压力共振进行校核。学术界也未见这方面的研究报导。因此，需加强这方面的学术研究，建立起一套严格的计算方法，完善管道的设计规范，从而彻底杜绝此类的事故的发生。 2.9 参考文献 1、吴福光 蔡承武 徐兆，《振动理论》，高等教育出版社，1987。5； 2、电力工业部电力建设总局，《火力发电厂汽水管道设计技术规定》，水利电力出版社，1981。7 2003-12 ７ 本文来源：https://www.dywdw.cn/0aadec80d2f34693daef5ef7ba0d4a7302766c3c.html
下载此文档
搜索文档
阅读：
文档下载
2022-07-11
