1 概述
    濟鋼燃氣—蒸汽聯合循環發電項目中，燃氣發電后余熱資源回收利用，通過余熱鍋爐產生蒸汽驅動汽輪機發電，汽輪機為國產40MW雙壓單缸凝汽式汽輪機組。系統生產初期汽輪機高調門頻繁故障，在原運行條件下，汽輪機僅因高調門故障平均每70個工作日需停機處理一次，與運行要求相差甚遠，成為制約正常生產的瓶頸，高調門故障問題急需解決。
    2 高調門故障現象描述
    汽輪機高調門結構示意圖如圖1。

    高調門故障現象為在運行過程中出現閥桿接頭磨損甚至斷裂，連接套及其墊片磨損，防轉撥叉斷裂脫落甚至特制螺母滑脫。運行中閥桿有轉動跡象。
    3 故障原理分析及優化改造方案
    3.1 故障原理分析
    3.1.1 蝶閥處于懸伸的不穩定狀態。調門調節過程分析，在高調門初開階段，預啟閥開啟后，蝶閥上部壓力大于下部壓力，壓差導致的壓力和閥碟重力共同作用，使閥碟緊緊壓在閥桿底端座上，閥桿能夠順利、準確的提升閥碟，起到調門的調節功能。隨著調門開度增大，閥碟下部壓力大于上部壓力，在一定負荷時，壓力差導致的提升力可以抵消蝶閥自身重力，使閥碟處于基本受力平衡狀態。隨著調門開度繼續增大，下部壓力大于上部壓力且壓力差繼續增大，上下壓差克服閥碟重力，此時預啟閥關閉，閥碟緊靠閥桿上端。但是，在低負荷時，閥碟處于上述的蝶閥基本受力平衡狀態，此時預啟閥開啟，但上端未接觸到特制螺母，閥碟處于懸伸狀態。
    閥碟受力分析：蝶閥上下壓差最大為p1-p0，其中p1為調門前主蒸汽壓力6.77MPa，p0為環境壓力，以0.1MPa計。閥碟直徑為250mm，預啟孔直徑為46mm，碟閥重量為70kg。隨著閥門開度增大，最大提升力F可達：
    而重力：G=70kg≈700N
    可知，F>>G，上下壓差在一定程度時足以提起碟閥。
    在系統生產初期，該汽輪機經常在15MW的低負荷狀態下工作，實際狀況表明在該負荷狀態下，碟閥懸伸于閥桿上。如圖2高調門流量特性曲線。

    在15MW時，閥門升程約為23mm。而在實際運行中，提升閥桿的油動機實際提升量為16~20mm左右，小于閥門升程，該閥設計預啟閥行程為10mm，可推斷得在這種負荷狀態下預啟閥半開，閥碟處于懸伸狀態，閥碟受汽壓壓差力與重力基本平衡，閥桿此時無提升作用，導致蝶閥處于不穩定狀態。
♂

    3.1.2  氣流沖擊、氣流振蕩，加劇蝶閥沖擊損壞。由于高溫、高壓蒸汽在汽室內的流速很高，沖擊伸出在閥碟套筒外部的閥碟，閥碟徑向沖擊力很大，作用在防轉撥叉上。同時在該處由于汽室容積突變，氣流方向改變，使汽室內的汽流產生渦流振蕩，蒸汽的渦流作用使閥碟經常處于高頻率振蕩下，長期運行中蒸汽對閥碟產生周期性激振力，加劇了閥碟、閥桿的振動，造成調節閥桿疲勞斷裂、螺紋損壞、防轉撥叉斷裂等情況的發生。
    3.1.3 蒸汽不穩定。在系統生產初期，燃機余熱蒸
    汽量不足且壓力不穩定，設備在低負荷狀態運行。在汽輪機低負荷、高調門初開階段，閥前后壓差較大，進汽量隨開度增加而增長較快，調門開至一定程度后，隨著壓差的變小，調門開度增加引起進汽量變化較慢。當產生蒸汽壓力波動時，處于大閥區
    工作狀態的閥碟需較大范圍的調節閥碟，不穩定的蒸汽壓力導致閥碟的頻繁波動加劇了閥桿和防轉撥叉的磨損。    
    3.1.4  調門部分零部件結構不合理，強度不足。閥桿由上、下連接桿兩段組成，中間采用45號鋼調節墊片連接，在渦流振動下，閥桿兩段形成相對運動，在閥桿與調節墊片材質不同的情況下，墊片保護性磨損，致使上下連接桿活動間隙超標，加劇了閥桿的振動損壞。防轉撥叉周向寬度為100mm，軸向長度100mm。在渦流振動下，閥碟形成對防轉撥叉的高頻沖擊，沖擊力作用于撥叉端部，在較長的軸向長度情況下，形成對撥叉根部的極大沖擊力矩，最終導致防轉撥叉根部疲勞斷裂，撥叉脫落，破壞調節功能。
    3.2  優化改造方案
    3.2.1  提高機組負荷，改善汽輪機運行狀態。敷設蒸汽管道引入外部高質量蒸汽，提高機組負荷在30MW以上狀態下運行，在這種較高負荷狀態下，閥門開度增大，上下壓差使閥碟緊靠在閥桿上，避開蝶閥重力和蒸汽壓差力基本平衡的負荷范圍，消除低負荷狀態下的高調門閥碟懸伸的不穩定狀態，閥碟穩定性大幅度增強。
    3.2.2  改善調門結構。在保證運行要求的前提下，將閥碟結合處進氣口直徑由原來的Φ250mm改為Φ200mm。避開閥碟在不穩定狀態下的調節區。閥碟承受渦流振動和氣流沖擊的橫截面積有了大幅度的減小，在同樣的生產條件下，因渦流振動對碟閥的沖擊力也相應的大幅度降低。改進進汽平衡，減小閥碟上下壓差，由于閥碟上下壓差存在產生的浮力和閥碟自身重力基本平衡，致使閥碟處于不穩定狀態，需改變其壓差，將進汽平衡孔由原來的6個增加到8個，盡量使閥碟處于一個較為穩定的狀態。
    3.2.3  加強閥桿、撥叉強度。原先采用的上下連接桿結構由連接套連接，經運行觀察發現此處經常磨損加速損壞，更改為一根閥桿通過球形調節墊片直接連接到油動機執行結構上，避免了一處薄弱點。防轉撥叉經常疲勞斷裂，撥叉周向寬度由原來的100mm增加到120mm，軸向長度由原來的100mm縮短為90mm，減小對根部沖擊，同時增加寬度加強抗沖擊性能，并對根部應力集中適當處理。
    4  經濟效益分析
    通過實施汽輪機高調門優化改造，成功解決了制約正常發電生產的瓶頸，大幅度提高發電量，以現單臺汽輪機平均負荷32MW計，改造前單臺汽輪機高調門每70天檢修一次，檢修工期60h計，單臺汽輪機每年多發電：
    32MW×60h×365天/70天=10011000k·Wh
    以用電價格0.3元/k·Wh計，單臺汽輪機年多創經濟效益：
    10011000×0.3元/k·Wh=300萬元
    5 實施效果
    通過一年多來的實際運行，汽輪機組高調門經改造后運行穩定，改造后的汽輪機機組未出現高調門閥桿斷裂故障，優化改造效果顯著，事實證明改造方案合理，為類似的汽輪機高調門故障問題解決提供了可行性方案。