关于《DLT-5054-1996火力发电厂汽水管道设计技术规范》的疑惑
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这是不符合物理现实的，而且笔者认为作为技术规范不应该出现这样的情况，如果出现也必
须说明。笔者验算了一下，用 6.3.4-16 的方法计算出质量流速 m 为 1260.918628kg/m2s，质 量流量为 3650.72729kg/h。将式 6.4.3-19 的 g 104 项去掉的话，计算结果为质量流 速 m 为 1260.665927kg/m2s，质量流量为 3649.995646kg/h，两种方法的计算结果几乎相
关于《DLT-5054-1996 火力发电厂汽水管道设计技术规范》的疑惑
问题起源于一篇论文《高压缸内疏水管中蒸汽流速的研究》（论文详见附件 1），其中有
用 Darcy 公式计算管内过热蒸汽的流量，管道的基本参数为始端压力 p1 =4MPa，温度 T=399℃， 始端比容1 =0.074 m 3 kg ，末端空间压力（背压）p '=0.103MPa，管道的总阻力系数 =30，
什么原因，是否是规范出现的错误。按道理不应该啊，作为规范这么多年了，不可能会误人 子弟吧。所以这是困扰笔者的一个方面了。困扰笔者的另一个方面就是临界流速的计算式 6.3.3-5，根号里面为什么有“2”，可压缩气体的临界流速计算式应该没有“2”。采用式 6.3.3-4 计算的临界流速为 579.4340818m/s，而用式 6.3.3-5 计算的临界流速为 819.2912805m/s，两
Keywords: energy and power engineering; steam turbine; flow velocity level; drainage system; improvement
1 情况与问题
1. 1 疏水管流程设置的两种型式 大型汽轮机本体的疏水系统由主汽管疏水、
阀门疏水、高压内缸疏水、高压缸疏水、中压主汽 管疏水、中压缸疏水等构成。由于高压缸采用双 层缸, 高压内缸的疏水引出见图 1。在内缸调节 级汽室进汽管中心平面的最低处, 有两个 30 的 疏水孔, 以焊接的连接管与三通相接, 三通汇集 2 路疏水到一根 38 3 的疏水管, 通过特制螺母完 成和法兰连接形成密封后将疏水引出外缸。夹层 内疏水管做 成螺旋状, 具有一定的 弹性, 以适应 内、外缸相应部位的膨胀差异。
者正好相差 2 ，关于两式的选择，规范里的描述是“或”，也就是选哪个都可以，那么计 算出的结果肯定要相等（相当）。问题就是两者的计算结果相差 2 ，这又作何解释。笔者
研究的论文中临界流速的计算结果为 617m/s，质量流量为 3610kg/h。对比一下，似乎规范 确实有错误。但是质疑规范本身就是一件很困扰的事情了，笔者在这里期待大牛的解答。
m p1k g 104 c 2kp00 k 1 pck g 104 2kp00 k 1
发电设备( 2006 No. 5)
高压内缸疏水管中蒸汽流速的研究
汽轮机技术
高压内缸疏水管中蒸汽流速的研究
任家福, 杨鸿仁 ( Байду номын сангаас方汽轮机厂, 四川 德阳 618000)
1 内缸; 2 喷嘴室; 3 三通接头; 4 疏水管; 5 特制螺母; 6 法兰; 7 外缸 图 1 内缸疏水管
图 2 初始型的设置
收稿日期: 2006 02 20 作者简介: 任家福( 1962- ) , 男, 高级工程师, 主要从事汽轮机的安装与调试工作。
! 340 !
高压内缸疏水管中蒸汽流速 的研究
摘 要: 早期生产的 200 MW、300MW 的汽轮机其高压部分的 疏水系统基本上是相 同的, 在 实际运行 中易
发生疏水故障。针对这一情况, 从理论上进行了探讨, 以找出故障发生的原因及解决方法。
关键词: 能源与动力工程; 汽轮机; 疏水系统; 改进
中图分类号:TK264. 1
文献标识码: A
文章编号: 1671 086X( 2006) 05 0340 05
公式当中的滞止参数 p00 是未知的，按照规范的描述，应该采用公式 6.3.3-2 来计算，不难 看出计算滞止参数需要知道质量流速 m 的值，如果把公式 6.3.3-2 代入 6.3.4-19，则产生关于 质量流速 m 的四次方程，这样计算未免也困难点了吧。但是，从 6.3 节的其他描述中不难发
表 1 1 号机组调节级压力故障情况数据统计
日期 时间
负荷 MW
调节级压 一抽压 力 MPa 力 MPa
二抽压 力 MPa
汽缸夹层 压力 MPa
水: 积水、浸水可能出现水击, 急速汽化, 温差 应力大等危害;
软硬杂质: 硬质颗粒会击伤管壁, 阀门, 冲刷 沟槽, 软杂质还会形成堵塞;
高速汽流: 将加大、加重上述危害。 尽管是个例信息, 但并不排除有损伤, 经多年 各种工况的作用造成损坏。由于国产 200 MW 汽 轮机设计于上世纪 60 年代, 用现在的技术观点来 分析是可以找到进一步提高可靠性的途径。
算式 6.3.3-1 比较，可以看出式 6.3.4-19 多出一项 g 104 ，终究不明白是为什么。根据 式 6.3.4-19 计算出质量流速 m 为 394852.2kg/m2s，质量流量为 1143212.199kg/h，这个结
果是难以置信的，笔者仔细研究过，问题就在于多出的这一项 g 104 ，为什么会有
缸外流程的设置有两种型式: ( 1) 初始型式( 见图 2) 。疏水从缸体引出后, 经阀门, 到疏水母管, 再由疏水母管进入疏水扩容 器, 是一个简单的流程。设计于上个世纪 60 年代
的中期, 源于中、小型机组, 并参照同期的进口机 组, 大量地采用于前期 200MW、300 MW 和中小型 机组上。
管内介质将出现临界流动。这时管道末端将达到声速，管道末端压力为临界压力且高于背压，
末端压力易求得 p2 p1 c =4/7.12MPa，临界流速可以用式 6.3.3-4 或 6.3.3-5 来计算。
根据规范 6.3.4.3 的描述，临界流动的质量流速的计算方法如 6.3.4-19，笔者不明白的是，
发电设备( 2006 No. 5)
( 2) 改进型式( 见图 3) 。约产生于上世纪 90 年代, 增加了节流组件和疏水旁路。事实上可以 把这种系统叫做控流系统。因为通过节流组件可 以控制泄漏流量和控制孔板前的蒸汽流速, 后面 将通过计算来阐明这些功能。
图 3 改进型的设置
1. 2 存在问题 1. 2. 1 300MW 汽轮机高压内缸疏水管出现过破
等，验证了笔者的猜想。另外，笔者将求出来的质量流速代入 6.3.3-1 和 6.3.3-2，求
得临界压力 pc =561902.1569Pa，用临界压力比求得的临界压力为 561797.7528Pa，两者几乎 相等。那么问题就在于，笔者的猜想是否正确，式 6.4.3-19 多出的 g 104 项到底是
Appropriate Steam Flow in Drain Pipes of High Pressure Internal Casings
REN Jia fu, YANG Hong ren ( Dongfang Steam Turbine Works, Deyang 618000, China)
2 流速等级的计算
当汽轮机暖管、暖缸时, 高压内缸疏水管内的 流动为汽 水两相流; 当汽轮机冲转、定速, 带初负 荷暖机直至关疏水门前汽 水两相流转变为蒸汽 流动, 可压缩介质流动是难于准确计算的, 但是从 工程观点上评判流速等级是可以为大家公认的。 2. 1 简单评判法
高压内缸疏水管两个阀门全开, 关疏水门前, 疏水管进口的蒸汽参数见表2, 并取40 MW和115
管径 32mm。具体过程请参考附件。由于笔者近期正在研究《DLT-5054-1996 火力发电厂汽 水管道设计技术规范》（以下简称规范），里面有详细的关于管道水力计算的规定。笔者尝试 用规范里面提出的方法对此进行计算，该问题实际上对应 6.3.4.3 所述的问题，即已知始端
参数、管道总阻力系数和末端空间压力，求质量流速 m 。由于规范页数比较多，仅仅把 6.3
这一项。如果没有这一项，那么求出的质量流速刚好和临界压力的计算式 6.3.3-1 对应，而 且和临界流速的计算式 6.3.3-4 对应。而且笔者认为，临界质量流速的计算还可以用 6.3.4-16
的方法来计算，只不过需要将式中得比容比 改为临界比容比 c ，压力 p 2 应改为临界压力 p2 p1 c ，否则在某一工况下的流动将出现突变，即不同工况下的流动曲线不连续，
现，公式 6.3.4-19 可以进一步简化。由前面式 6.3.4-8 可以看出，式 6.3.4-19 中方框部分其实
就 等 于 c k ， 而 由 前 面 式 6.3.3-4 可 以 看 出 圆 框 部 分 其 实 就 等 于 2kp00 k 1 g 104 。因此，式 6.3.4-19 可以简化为。将简化结果同临界压力的计
造厂认为可能是夹层内疏水管破裂, 因为调节级压 力测点由缸外疏水管引出, 当夹层内疏水管破裂 后, 测得的压力为夹层压力, 略高于一段抽汽压力。
经检查后确认夹层内疏水管破裂, 然后开缸 处理。
再复查表 1 数据看到: 2005 年 7 月 28 日 3∀00 负荷 217 MW, 调 节级压力 10. 6 MPa 正 常。2005 年 7 月 28 日 6∀00 负荷 148 MW, 调节级压力与一 抽压力相当判为表坏, 重新评判这一数据, 可以认 为夹层内疏水管在 2005 年 7 月 28 日 6∀00 以前已 经破裂。 1. 3 疏水管发生故障的基本要素
裂现象 前期 300 MW 等级汽轮机有两台次在新机安 装试运时出现夹层内疏水管破裂泄漏, 停机开缸 处理。原因是制造和装配时造成的损伤所致。因 此要求制作装焊高压 内缸疏水管时 应当仔细操 作, 检验时不应发现有损伤。特别强调起吊和落 下高压内缸时, 要避免碰撞高压内缸疏水引出管, 要避免疏水引出管端顶在高压外缸内壁上。恢复 后投运良好, 随后未再收到同类的故障信息。 1. 2. 2 200MW 汽轮机高压内缸疏水管爆裂 DO9 型总 的 投运 台 数约 为 75 台。首 台于 1976 年投运, 已有 28 年运行史。1986 年底前投 运 25 台, 具有 18 年以上的运行史。2005 年 7~ 8 月, 1 台 1986 年 11 月投运的 DO9 型 200 MW 机 组, 运行 18 年后发生高压内缸疏水管爆裂, 造成 强迫停机, 故障时相关参数见表 1。2005 年 7 月 29 日缸外疏水管爆裂, 停机。2005 年 7 月 31 日 处理后开机48h, 缸外疏水管再次爆裂, 停机。制
Abstract: The high pressure drainage systems of early manufactured 200 MW and 300 MW turbines are basically the same, both liable to drain failures during operation. Keeping this fact in mind, a theoretical discussion is presented to uncover the source of the problem and find a way of solving it.
节的内容截取下来放在附件 2，具体的方法描述请参考附件。以下根据规范的描述进行计算。
介质为过热蒸汽，绝热系数 k 取 1.3，已知管道总阻力系数，容易求出管道的临界比容比 c 和临界压力比c ，这里采用规范的两个公式进行计算，当然也可以从图 6.3.3 中查取（个人 认为，用图查取难免粗大误差的产生）。这里临界比容比的计算结果 c 为 6.21，临界压力比 c 为 7.12。补充说明一下，比容比为管道终端与始端介质的比容之比，压力比为管道始端 与终端的压力之比。显然，根据已知的管道始端压力与末端背压（压力比为 4/0.103=38.8>c ），
须说明。笔者验算了一下，用 6.3.4-16 的方法计算出质量流速 m 为 1260.918628kg/m2s，质 量流量为 3650.72729kg/h。将式 6.4.3-19 的 g 104 项去掉的话，计算结果为质量流 速 m 为 1260.665927kg/m2s，质量流量为 3649.995646kg/h，两种方法的计算结果几乎相
关于《DLT-5054-1996 火力发电厂汽水管道设计技术规范》的疑惑
问题起源于一篇论文《高压缸内疏水管中蒸汽流速的研究》（论文详见附件 1），其中有
用 Darcy 公式计算管内过热蒸汽的流量，管道的基本参数为始端压力 p1 =4MPa，温度 T=399℃， 始端比容1 =0.074 m 3 kg ，末端空间压力（背压）p '=0.103MPa，管道的总阻力系数 =30，
什么原因，是否是规范出现的错误。按道理不应该啊，作为规范这么多年了，不可能会误人 子弟吧。所以这是困扰笔者的一个方面了。困扰笔者的另一个方面就是临界流速的计算式 6.3.3-5，根号里面为什么有“2”，可压缩气体的临界流速计算式应该没有“2”。采用式 6.3.3-4 计算的临界流速为 579.4340818m/s，而用式 6.3.3-5 计算的临界流速为 819.2912805m/s，两
Keywords: energy and power engineering; steam turbine; flow velocity level; drainage system; improvement
1 情况与问题
1. 1 疏水管流程设置的两种型式 大型汽轮机本体的疏水系统由主汽管疏水、
阀门疏水、高压内缸疏水、高压缸疏水、中压主汽 管疏水、中压缸疏水等构成。由于高压缸采用双 层缸, 高压内缸的疏水引出见图 1。在内缸调节 级汽室进汽管中心平面的最低处, 有两个 30 的 疏水孔, 以焊接的连接管与三通相接, 三通汇集 2 路疏水到一根 38 3 的疏水管, 通过特制螺母完 成和法兰连接形成密封后将疏水引出外缸。夹层 内疏水管做 成螺旋状, 具有一定的 弹性, 以适应 内、外缸相应部位的膨胀差异。
者正好相差 2 ，关于两式的选择，规范里的描述是“或”，也就是选哪个都可以，那么计 算出的结果肯定要相等（相当）。问题就是两者的计算结果相差 2 ，这又作何解释。笔者
研究的论文中临界流速的计算结果为 617m/s，质量流量为 3610kg/h。对比一下，似乎规范 确实有错误。但是质疑规范本身就是一件很困扰的事情了，笔者在这里期待大牛的解答。
m p1k g 104 c 2kp00 k 1 pck g 104 2kp00 k 1
发电设备( 2006 No. 5)
高压内缸疏水管中蒸汽流速的研究
汽轮机技术
高压内缸疏水管中蒸汽流速的研究
任家福, 杨鸿仁 ( Байду номын сангаас方汽轮机厂, 四川 德阳 618000)
1 内缸; 2 喷嘴室; 3 三通接头; 4 疏水管; 5 特制螺母; 6 法兰; 7 外缸 图 1 内缸疏水管
图 2 初始型的设置
收稿日期: 2006 02 20 作者简介: 任家福( 1962- ) , 男, 高级工程师, 主要从事汽轮机的安装与调试工作。
! 340 !
高压内缸疏水管中蒸汽流速 的研究
摘 要: 早期生产的 200 MW、300MW 的汽轮机其高压部分的 疏水系统基本上是相 同的, 在 实际运行 中易
发生疏水故障。针对这一情况, 从理论上进行了探讨, 以找出故障发生的原因及解决方法。
关键词: 能源与动力工程; 汽轮机; 疏水系统; 改进
中图分类号:TK264. 1
文献标识码: A
文章编号: 1671 086X( 2006) 05 0340 05
公式当中的滞止参数 p00 是未知的，按照规范的描述，应该采用公式 6.3.3-2 来计算，不难 看出计算滞止参数需要知道质量流速 m 的值，如果把公式 6.3.3-2 代入 6.3.4-19，则产生关于 质量流速 m 的四次方程，这样计算未免也困难点了吧。但是，从 6.3 节的其他描述中不难发
表 1 1 号机组调节级压力故障情况数据统计
日期 时间
负荷 MW
调节级压 一抽压 力 MPa 力 MPa
二抽压 力 MPa
汽缸夹层 压力 MPa
水: 积水、浸水可能出现水击, 急速汽化, 温差 应力大等危害;
软硬杂质: 硬质颗粒会击伤管壁, 阀门, 冲刷 沟槽, 软杂质还会形成堵塞;
高速汽流: 将加大、加重上述危害。 尽管是个例信息, 但并不排除有损伤, 经多年 各种工况的作用造成损坏。由于国产 200 MW 汽 轮机设计于上世纪 60 年代, 用现在的技术观点来 分析是可以找到进一步提高可靠性的途径。
算式 6.3.3-1 比较，可以看出式 6.3.4-19 多出一项 g 104 ，终究不明白是为什么。根据 式 6.3.4-19 计算出质量流速 m 为 394852.2kg/m2s，质量流量为 1143212.199kg/h，这个结
果是难以置信的，笔者仔细研究过，问题就在于多出的这一项 g 104 ，为什么会有
缸外流程的设置有两种型式: ( 1) 初始型式( 见图 2) 。疏水从缸体引出后, 经阀门, 到疏水母管, 再由疏水母管进入疏水扩容 器, 是一个简单的流程。设计于上个世纪 60 年代
的中期, 源于中、小型机组, 并参照同期的进口机 组, 大量地采用于前期 200MW、300 MW 和中小型 机组上。
管内介质将出现临界流动。这时管道末端将达到声速，管道末端压力为临界压力且高于背压，
末端压力易求得 p2 p1 c =4/7.12MPa，临界流速可以用式 6.3.3-4 或 6.3.3-5 来计算。
根据规范 6.3.4.3 的描述，临界流动的质量流速的计算方法如 6.3.4-19，笔者不明白的是，
发电设备( 2006 No. 5)
( 2) 改进型式( 见图 3) 。约产生于上世纪 90 年代, 增加了节流组件和疏水旁路。事实上可以 把这种系统叫做控流系统。因为通过节流组件可 以控制泄漏流量和控制孔板前的蒸汽流速, 后面 将通过计算来阐明这些功能。
图 3 改进型的设置
1. 2 存在问题 1. 2. 1 300MW 汽轮机高压内缸疏水管出现过破
等，验证了笔者的猜想。另外，笔者将求出来的质量流速代入 6.3.3-1 和 6.3.3-2，求
得临界压力 pc =561902.1569Pa，用临界压力比求得的临界压力为 561797.7528Pa，两者几乎 相等。那么问题就在于，笔者的猜想是否正确，式 6.4.3-19 多出的 g 104 项到底是
Appropriate Steam Flow in Drain Pipes of High Pressure Internal Casings
REN Jia fu, YANG Hong ren ( Dongfang Steam Turbine Works, Deyang 618000, China)
2 流速等级的计算
当汽轮机暖管、暖缸时, 高压内缸疏水管内的 流动为汽 水两相流; 当汽轮机冲转、定速, 带初负 荷暖机直至关疏水门前汽 水两相流转变为蒸汽 流动, 可压缩介质流动是难于准确计算的, 但是从 工程观点上评判流速等级是可以为大家公认的。 2. 1 简单评判法
高压内缸疏水管两个阀门全开, 关疏水门前, 疏水管进口的蒸汽参数见表2, 并取40 MW和115
管径 32mm。具体过程请参考附件。由于笔者近期正在研究《DLT-5054-1996 火力发电厂汽 水管道设计技术规范》（以下简称规范），里面有详细的关于管道水力计算的规定。笔者尝试 用规范里面提出的方法对此进行计算，该问题实际上对应 6.3.4.3 所述的问题，即已知始端
参数、管道总阻力系数和末端空间压力，求质量流速 m 。由于规范页数比较多，仅仅把 6.3
这一项。如果没有这一项，那么求出的质量流速刚好和临界压力的计算式 6.3.3-1 对应，而 且和临界流速的计算式 6.3.3-4 对应。而且笔者认为，临界质量流速的计算还可以用 6.3.4-16
的方法来计算，只不过需要将式中得比容比 改为临界比容比 c ，压力 p 2 应改为临界压力 p2 p1 c ，否则在某一工况下的流动将出现突变，即不同工况下的流动曲线不连续，
现，公式 6.3.4-19 可以进一步简化。由前面式 6.3.4-8 可以看出，式 6.3.4-19 中方框部分其实
就 等 于 c k ， 而 由 前 面 式 6.3.3-4 可 以 看 出 圆 框 部 分 其 实 就 等 于 2kp00 k 1 g 104 。因此，式 6.3.4-19 可以简化为。将简化结果同临界压力的计
造厂认为可能是夹层内疏水管破裂, 因为调节级压 力测点由缸外疏水管引出, 当夹层内疏水管破裂 后, 测得的压力为夹层压力, 略高于一段抽汽压力。
经检查后确认夹层内疏水管破裂, 然后开缸 处理。
再复查表 1 数据看到: 2005 年 7 月 28 日 3∀00 负荷 217 MW, 调 节级压力 10. 6 MPa 正 常。2005 年 7 月 28 日 6∀00 负荷 148 MW, 调节级压力与一 抽压力相当判为表坏, 重新评判这一数据, 可以认 为夹层内疏水管在 2005 年 7 月 28 日 6∀00 以前已 经破裂。 1. 3 疏水管发生故障的基本要素
裂现象 前期 300 MW 等级汽轮机有两台次在新机安 装试运时出现夹层内疏水管破裂泄漏, 停机开缸 处理。原因是制造和装配时造成的损伤所致。因 此要求制作装焊高压 内缸疏水管时 应当仔细操 作, 检验时不应发现有损伤。特别强调起吊和落 下高压内缸时, 要避免碰撞高压内缸疏水引出管, 要避免疏水引出管端顶在高压外缸内壁上。恢复 后投运良好, 随后未再收到同类的故障信息。 1. 2. 2 200MW 汽轮机高压内缸疏水管爆裂 DO9 型总 的 投运 台 数约 为 75 台。首 台于 1976 年投运, 已有 28 年运行史。1986 年底前投 运 25 台, 具有 18 年以上的运行史。2005 年 7~ 8 月, 1 台 1986 年 11 月投运的 DO9 型 200 MW 机 组, 运行 18 年后发生高压内缸疏水管爆裂, 造成 强迫停机, 故障时相关参数见表 1。2005 年 7 月 29 日缸外疏水管爆裂, 停机。2005 年 7 月 31 日 处理后开机48h, 缸外疏水管再次爆裂, 停机。制
Abstract: The high pressure drainage systems of early manufactured 200 MW and 300 MW turbines are basically the same, both liable to drain failures during operation. Keeping this fact in mind, a theoretical discussion is presented to uncover the source of the problem and find a way of solving it.
节的内容截取下来放在附件 2，具体的方法描述请参考附件。以下根据规范的描述进行计算。
介质为过热蒸汽，绝热系数 k 取 1.3，已知管道总阻力系数，容易求出管道的临界比容比 c 和临界压力比c ，这里采用规范的两个公式进行计算，当然也可以从图 6.3.3 中查取（个人 认为，用图查取难免粗大误差的产生）。这里临界比容比的计算结果 c 为 6.21，临界压力比 c 为 7.12。补充说明一下，比容比为管道终端与始端介质的比容之比，压力比为管道始端 与终端的压力之比。显然，根据已知的管道始端压力与末端背压（压力比为 4/0.103=38.8>c ），