1 引起蒸汽管道振動的原因
1.1 汽液兩相流
蒸汽管道內的工質流動時，會出現汽液兩相流。液體幾乎不可壓縮，而汽體有很強的可壓縮性，因此在管道內出現兩相流動時，由于汽體的壓縮升壓及釋壓膨脹的運動，會引起工質流速、壓力反復急劇變化的水錘現象，造成管道振動。
1.2 流體脈動變化
電廠運行中，造成流體脈動的原因有很多，我廠的主要原因有以下幾個方面：
（1）給水泵等設備都是高速運行的動力機械，其運行中功率不均勻的變化使管道中充滿了周期性變化的液體，這種變化使鍋爐的壓力和流速也呈現周期性的變化；
（2）鍋爐燃燒不穩定造成主蒸汽壓力和流量的脈動；
（3）汽輪機組負荷的波動引起管網壓力的波動；
（4）由于我廠是母管制系統，其它機組負荷的變化也會反饋到系統中，影響管網壓力。
脈動的流體沿管道流動變化，遇到彎頭、異徑部位、控制閥等部件，就會產生隨時間變化的自受激振動，當激發頻率與管道固有頻率相近，就會與管道產生共振和噪音，甚至發生事故。
1.3 閥門截流
在閥門開關時，閥門處的工質流動狀態變化是最劇烈的，尤其是在快速開關閥門時這種劇烈變化的流動狀態，常常通過振動表現出來。
1.4 蒸汽管道疏水不暢
蒸汽管道內有凝結水時，就會與高速流動的汽體產生共沸現象，沖擊管道，引起振動。
1.5 管道支撐問題
管道支吊架存在問題，如支承剛度不夠、支承位置不合適、支吊架卡澀、彈簧損壞等，都會使管道剛度不夠，流體產生的振動反應在管道上，就會引發強烈振動。
1.6 管道設計安裝不合理
管道安裝設計存在問題，管道坡度不符合要求，不利于疏水、放水和排空氣，當管道內積存水和空氣時，就會阻礙蒸汽流動，尤其是在管道的彎頭、變徑、閥門等位置，有可能引起管道振動。
1.1 汽液兩相流
蒸汽管道內的工質流動時，會出現汽液兩相流。液體幾乎不可壓縮，而汽體有很強的可壓縮性，因此在管道內出現兩相流動時，由于汽體的壓縮升壓及釋壓膨脹的運動，會引起工質流速、壓力反復急劇變化的水錘現象，造成管道振動。
1.2 流體脈動變化
電廠運行中，造成流體脈動的原因有很多，我廠的主要原因有以下幾個方面：
（1）給水泵等設備都是高速運行的動力機械，其運行中功率不均勻的變化使管道中充滿了周期性變化的液體，這種變化使鍋爐的壓力和流速也呈現周期性的變化；
（2）鍋爐燃燒不穩定造成主蒸汽壓力和流量的脈動；
（3）汽輪機組負荷的波動引起管網壓力的波動；
（4）由于我廠是母管制系統，其它機組負荷的變化也會反饋到系統中，影響管網壓力。
脈動的流體沿管道流動變化，遇到彎頭、異徑部位、控制閥等部件，就會產生隨時間變化的自受激振動，當激發頻率與管道固有頻率相近，就會與管道產生共振和噪音，甚至發生事故。
1.3 閥門截流
在閥門開關時，閥門處的工質流動狀態變化是最劇烈的，尤其是在快速開關閥門時這種劇烈變化的流動狀態，常常通過振動表現出來。
1.4 蒸汽管道疏水不暢
蒸汽管道內有凝結水時，就會與高速流動的汽體產生共沸現象，沖擊管道，引起振動。
1.5 管道支撐問題
管道支吊架存在問題，如支承剛度不夠、支承位置不合適、支吊架卡澀、彈簧損壞等，都會使管道剛度不夠，流體產生的振動反應在管道上，就會引發強烈振動。
1.6 管道設計安裝不合理
管道安裝設計存在問題，管道坡度不符合要求，不利于疏水、放水和排空氣，當管道內積存水和空氣時，就會阻礙蒸汽流動，尤其是在管道的彎頭、變徑、閥門等位置，有可能引起管道振動。
2 熱網加熱器進汽管振動分析
2.1 熱網加熱器蒸汽管道系統圖（圖1）
2.2 熱網加熱器基本參數
管道設計壓力：1.275MPa
設計溫度：307℃
加熱器型號：BDM160-25-16-70-0-67-32-1
換熱面積：700m2
設計壓力：2.5MPa
出口溫度：430℃
2.3 熱網加熱器蒸汽管道布置圖（圖2）
2.4 熱網加熱器進汽管振動分析
2.4.1 熱網加熱器進汽管振動宏觀分析
根據就地實際測量和觀察，可以發現進汽管在一次門和二次門之間部分并沒有明顯振動，振動主要集中在二次門后到加熱器入口這段管道上，而且管道的振動呈現高頻低幅，并伴有刺耳噪音。所以我們主要分析進汽二次門后的振動。
實際運行經驗告訴我們，這種振動只有在加熱器進汽流量超過一定值時才會出現。通過管道布置圖我們可以發現，經過二次門截流后，在這段8.9m長的管道上，蒸汽又經過兩個彎頭和一個三通管進入加熱器，而且加熱器在運行過程中的壓力只有0.25MPa左右，勢必對管道中的高壓蒸汽形成抽吸作用，蒸汽在這段管道上形成很大的壓差，速度急劇增加，使蒸汽流動狀態進一步惡化，當在某些特定的蒸汽流量的條件下，汽流擾動的頻率與蒸汽管道固有頻率相耦合時，就會使管道發生強烈的振動。
通過以上分析，我認為分析高加進汽管振動原因可以從以下兩方面著手：
（1）改善蒸汽在管道中的流動特性，優化汽流流場
（2）改善蒸汽管道管系固有特性
改善蒸汽管道管系固有特性的方法主要有增減管道約束、改變管道管系剛度、增減阻尼和改變管道走向。這種方法在我們現有的現場條件下比較難于實施。我們選擇優化汽流流場，通過一些措施，改變蒸汽流動特性，來達到降低或者消除管道振動的目的。
2.4.2 熱網加熱器進汽管振動理論分析
2.4.2.1 取定計算值
進汽量：135t/h
進汽管直徑：?準529×11mm
進汽壓力：1.0MPa
進汽溫度：295℃
加熱器出口疏水壓力：0.25MPa
2.4.2.2 理論計算
（1）管道入口蒸汽流速計算
由克拉伯龍方程式PV=nRT，其中：n=m/18，R=8.314，得
斷面平均流速（管道入口蒸汽流速）
c1=■=48.76m/s
（2）二次門后流速計算
①沿程阻力損失hf（流體為紊流水力光滑區）
hf =λ·■·■，λ=■，
其中Δ=0.2mm，L=41.41m
計算得λ=0.01586，則hf =157.13?J/N
②局部阻力損失hj
根據熱網加熱器施工設計圖可知，從聯箱到加熱器進汽二次門后的局部阻力系數是由一個蝶閥、一個截門、五個熱壓彎頭以及管道入口四部分組成，由局部阻力系數表可得：
ζ=1.752?
總的局部阻力損失為：
hj=ζ·■=12.52?J/N
過熱蒸汽在管道中的流動過程在保溫完好的情況下，可視為絕熱流動，q=0，這個過程中管道和流體可視為一個整體，外部是不對流體做功的，而管道對流體的阻力和流體內部由于擾動產生的內摩擦力做的功全部以熱量的形式轉變為流體的內能，使流體的內能增加。
③穩定流動能量方程
q=（h2-h1）+ ■+g（z2-z1）+wi由于外界不對系統做功，所以技術功wi=0，h2-h1為蒸汽的焓值變化，由h=u+pν可知，絕熱過程中pν=常數，所以h2-h1=u2-u1，即焓值的變化等于系統內能的變化，則可近似認為h2-h1=hf +hj=369.65 J/kg。
將分析結果代入穩流能量方程可得：
c2=■=40.59m/s
計算得加熱器二次門后蒸汽流速c2=40.59m/s
qm=c2 Aρ=31.21kg/s
由公式q=cmΔT，可求得蒸汽在管道中的溫度變化為6.43℃，則t2=288.67℃。
p2=■=0.988MPa
（3）由于二次門后管道比較短，在計算加熱器入口流速時，可將其忽略，加熱器入口處水蒸氣密度ρ3=0.96kg/m3
則單位流體在入口的體積流速為：
qν3=■=39m3/s
c3 =193m/s，可見在加熱器入口前很短的距離內，由于兩側較大的壓差和加熱器的抽吸作用，蒸汽流速迅速增加。
根據《實用供熱手冊》介紹，蒸汽管道允許的蒸汽流速：過熱蒸汽為30~50m/s，飽和蒸汽為20~40m/s。如果管道內蒸汽流速過高，會使蒸汽擾動加劇，這種擾動與蒸汽流動過程中在彎頭、閥門、異徑部位等處形成的渦流運動相互影響，不斷加強，當擾動頻率與管系固有頻率耦合時，便會產生共振現象。而c3 =193m/s大大超出了管道允許蒸汽流速，加熱器管道的振動就成為必然。在某些特定流速下，這種振動現象會更加明顯。
所以蒸汽的高速流動是管道振動的主要原因，我們要做的主要任務就是優化二次門后汽流流場，降低二次門后蒸汽流速，從而改變汽流的擾動頻率，防止振動現象的發生。
2.1 熱網加熱器蒸汽管道系統圖（圖1）
2.2 熱網加熱器基本參數
管道設計壓力：1.275MPa
設計溫度：307℃
加熱器型號：BDM160-25-16-70-0-67-32-1
換熱面積：700m2
設計壓力：2.5MPa
出口溫度：430℃
2.3 熱網加熱器蒸汽管道布置圖（圖2）
2.4 熱網加熱器進汽管振動分析
2.4.1 熱網加熱器進汽管振動宏觀分析
根據就地實際測量和觀察，可以發現進汽管在一次門和二次門之間部分并沒有明顯振動，振動主要集中在二次門后到加熱器入口這段管道上，而且管道的振動呈現高頻低幅，并伴有刺耳噪音。所以我們主要分析進汽二次門后的振動。
實際運行經驗告訴我們，這種振動只有在加熱器進汽流量超過一定值時才會出現。通過管道布置圖我們可以發現，經過二次門截流后，在這段8.9m長的管道上，蒸汽又經過兩個彎頭和一個三通管進入加熱器，而且加熱器在運行過程中的壓力只有0.25MPa左右，勢必對管道中的高壓蒸汽形成抽吸作用，蒸汽在這段管道上形成很大的壓差，速度急劇增加，使蒸汽流動狀態進一步惡化，當在某些特定的蒸汽流量的條件下，汽流擾動的頻率與蒸汽管道固有頻率相耦合時，就會使管道發生強烈的振動。
通過以上分析，我認為分析高加進汽管振動原因可以從以下兩方面著手：
（1）改善蒸汽在管道中的流動特性，優化汽流流場
（2）改善蒸汽管道管系固有特性
改善蒸汽管道管系固有特性的方法主要有增減管道約束、改變管道管系剛度、增減阻尼和改變管道走向。這種方法在我們現有的現場條件下比較難于實施。我們選擇優化汽流流場，通過一些措施，改變蒸汽流動特性，來達到降低或者消除管道振動的目的。
2.4.2 熱網加熱器進汽管振動理論分析
2.4.2.1 取定計算值
進汽量：135t/h
進汽管直徑：?準529×11mm
進汽壓力：1.0MPa
進汽溫度：295℃
加熱器出口疏水壓力：0.25MPa
2.4.2.2 理論計算
（1）管道入口蒸汽流速計算
由克拉伯龍方程式PV=nRT，其中：n=m/18，R=8.314，得
斷面平均流速（管道入口蒸汽流速）
c1=■=48.76m/s
（2）二次門后流速計算
①沿程阻力損失hf（流體為紊流水力光滑區）
hf =λ·■·■，λ=■，
其中Δ=0.2mm，L=41.41m
計算得λ=0.01586，則hf =157.13?J/N
②局部阻力損失hj
根據熱網加熱器施工設計圖可知，從聯箱到加熱器進汽二次門后的局部阻力系數是由一個蝶閥、一個截門、五個熱壓彎頭以及管道入口四部分組成，由局部阻力系數表可得：
ζ=1.752?
總的局部阻力損失為：
hj=ζ·■=12.52?J/N
過熱蒸汽在管道中的流動過程在保溫完好的情況下，可視為絕熱流動，q=0，這個過程中管道和流體可視為一個整體，外部是不對流體做功的，而管道對流體的阻力和流體內部由于擾動產生的內摩擦力做的功全部以熱量的形式轉變為流體的內能，使流體的內能增加。
③穩定流動能量方程
q=（h2-h1）+ ■+g（z2-z1）+wi由于外界不對系統做功，所以技術功wi=0，h2-h1為蒸汽的焓值變化，由h=u+pν可知，絕熱過程中pν=常數，所以h2-h1=u2-u1，即焓值的變化等于系統內能的變化，則可近似認為h2-h1=hf +hj=369.65 J/kg。
將分析結果代入穩流能量方程可得：
c2=■=40.59m/s
計算得加熱器二次門后蒸汽流速c2=40.59m/s
qm=c2 Aρ=31.21kg/s
由公式q=cmΔT，可求得蒸汽在管道中的溫度變化為6.43℃，則t2=288.67℃。
p2=■=0.988MPa
（3）由于二次門后管道比較短，在計算加熱器入口流速時，可將其忽略，加熱器入口處水蒸氣密度ρ3=0.96kg/m3
則單位流體在入口的體積流速為：
qν3=■=39m3/s
c3 =193m/s，可見在加熱器入口前很短的距離內，由于兩側較大的壓差和加熱器的抽吸作用，蒸汽流速迅速增加。
根據《實用供熱手冊》介紹，蒸汽管道允許的蒸汽流速：過熱蒸汽為30~50m/s，飽和蒸汽為20~40m/s。如果管道內蒸汽流速過高，會使蒸汽擾動加劇，這種擾動與蒸汽流動過程中在彎頭、閥門、異徑部位等處形成的渦流運動相互影響，不斷加強，當擾動頻率與管系固有頻率耦合時，便會產生共振現象。而c3 =193m/s大大超出了管道允許蒸汽流速，加熱器管道的振動就成為必然。在某些特定流速下，這種振動現象會更加明顯。
所以蒸汽的高速流動是管道振動的主要原因，我們要做的主要任務就是優化二次門后汽流流場，降低二次門后蒸汽流速，從而改變汽流的擾動頻率，防止振動現象的發生。
3 熱網加熱器進汽管振動治理
3.1 治理方法分析
根據實地測量結果分析，管道在二次門前水平和垂直振動都在0.030~0.050mm之間，在二次門到加熱器入口這段管道上，水平振動最高值超過0.130mm，可見管道內蒸汽的擾動主要是在二次門后形成的。
在正常運行中，由于各種原因，我們多采用二次門調整流量，二次門對流體的截流加之門后多個彎頭對流場的影響和加熱器的抽吸作用，使蒸汽在這段管道中的流動狀態急劇惡化，因此，解決管道振動的關鍵就在這里。
參考國內相關問題的處理辦法和相關資料，我們選擇在加熱器蒸汽管道二次門后、加熱器入口前加裝限流孔板，來解決管道的振動。
加裝限流孔板后，可以使二次門后的蒸汽壓力場穩定，不會出現抽吸現象，同時在滿負荷時，二次門可以全開，避免了二次門的截流作用。由于限流孔板安裝在加熱器入口處，蒸汽在通過限流孔板后直接進入加熱器，就不會對管道造成影響，從而避免了管道的振動，也就達到了我們解決振動的目的。 限流孔板在系統內的作用就是使蒸汽壓力逐步下降，降低蒸汽流動過程中的壓差，降低蒸汽流速，從而避免蒸汽流速過高，對管道產生沖擊。
3.2 限流孔板的原理和作用
限流孔板為一同心圓孔板，用于限制流體的流量或降低流體的壓力。流體通過孔板就會產生壓力降，通過孔板的流量隨壓力降的增大而增大。但當壓力降超過一定數值，即超過臨界壓力降時，不論出口壓力如何降低，流量將維持一定的數值而不再增加。
通過加裝限流孔板，將管道允許通過的最大流量控制在加熱器額定流量范圍內，就可以避免運行中進汽二次門的截流作用，同時限流孔板能減緩二次門后蒸汽的壓降速度，一定程度上減小蒸汽的流速，防止強紊流現象的發生，避免共振。
3.3 限流孔板計算
3.3.1 計算參數選擇
由于蒸汽管道中氣體流速高，管道中的阻力損失相對就比較小，為了方便計算，這里將管道中的阻力損失忽略。
孔板前壓力：p2=0.988Mpa
孔板前流速：c2=40.59m/s
孔板前溫度：t2=288.67℃
管道內徑：D=0.507m
孔板前流體密度：ρ2=3.81kg/m3
3.3.2 孔板參數計算
3.3.2.1 孔板選擇原則
限流孔板按孔板上開孔數分為單孔板和多孔板；按板數可分為單板和多板。蒸汽為了避免使用限流孔板的管路出現噎塞流，限流孔板后壓力（P2）不能小于板前壓力（P1）的55%，即P2≥0.55P1，因此當P2<0.55P1時，不能用單板，要選擇多板，其板數要保證每板后壓力大于板前壓力的55%。管道公稱直徑小于或等于150mm的管路，通常采用單孔孔板；大于150mm時，采用多孔孔板。多孔孔板的孔徑（do），一般可選用12.5mm，20mm，25mm，40mm。
根據以上原則，計算可知，孔板應選擇多板、多孔孔板。
3.3.2.2 參數計算
（1）計算臨界壓力
σcr=■■，查表得過熱水蒸氣的絕熱系數K=1.3
則σcr=0.546
（2）板數選擇
當孔板用于汽體限流時，欲限制汽體流量，須使孔板后壓力和孔板前壓力的比值滿足p末≤σcr p2，即p末≤0.54MPa，蒸汽為了避免使用限流孔板的管路出現噎塞流，限流孔板后壓力不能小于板前壓力的55%，即p后≥0.55p前。對于本題目，如果選用單板，就容易出現噎塞流，所以，選用多板進行設計。
（3）孔徑計算
公式：d1=2.812■
代入數值，計算得d1=192.4mm
板前后壓差計算：
qm=?準F■
Δp=0.385MPa
根據相互串聯安裝的限流孔板，其壓降ΔP=2ΔP1=4ΔP2=……
則ΔP1=0.193MPa，ΔP2=0.097MPa
p末=0.988-0.385-0.193=0.41MPa≤σcr，孔板選用兩級孔板即可限制流量為135t/h。
根據上式計算得d2=410mm
管道公稱直徑小于或等于150mm的管路，通常采用單孔孔板；大于150mm時，采用多孔孔板。多孔孔板的孔徑（do），一般可選用12.5mm，20mm，25mm，40mm。本管道管徑相對較粗，取do=40mm計算。
（4）孔數計算
N1=■=23.15，取N1=24
N2=■=105
3.3.3 計算結果分析
通過計算可以發現，在加裝兩塊限流孔板后，孔板后壓力=0.41MPa，即滿足了孔板的限流作用。通過計算得出，在限制流量為135t/h時，孔板的基本參數如下表：
3.1 治理方法分析
根據實地測量結果分析，管道在二次門前水平和垂直振動都在0.030~0.050mm之間，在二次門到加熱器入口這段管道上，水平振動最高值超過0.130mm，可見管道內蒸汽的擾動主要是在二次門后形成的。
在正常運行中，由于各種原因，我們多采用二次門調整流量，二次門對流體的截流加之門后多個彎頭對流場的影響和加熱器的抽吸作用，使蒸汽在這段管道中的流動狀態急劇惡化，因此，解決管道振動的關鍵就在這里。
參考國內相關問題的處理辦法和相關資料，我們選擇在加熱器蒸汽管道二次門后、加熱器入口前加裝限流孔板，來解決管道的振動。
加裝限流孔板后，可以使二次門后的蒸汽壓力場穩定，不會出現抽吸現象，同時在滿負荷時，二次門可以全開，避免了二次門的截流作用。由于限流孔板安裝在加熱器入口處，蒸汽在通過限流孔板后直接進入加熱器，就不會對管道造成影響，從而避免了管道的振動，也就達到了我們解決振動的目的。 限流孔板在系統內的作用就是使蒸汽壓力逐步下降，降低蒸汽流動過程中的壓差，降低蒸汽流速，從而避免蒸汽流速過高，對管道產生沖擊。
3.2 限流孔板的原理和作用
限流孔板為一同心圓孔板，用于限制流體的流量或降低流體的壓力。流體通過孔板就會產生壓力降，通過孔板的流量隨壓力降的增大而增大。但當壓力降超過一定數值，即超過臨界壓力降時，不論出口壓力如何降低，流量將維持一定的數值而不再增加。
通過加裝限流孔板，將管道允許通過的最大流量控制在加熱器額定流量范圍內，就可以避免運行中進汽二次門的截流作用，同時限流孔板能減緩二次門后蒸汽的壓降速度，一定程度上減小蒸汽的流速，防止強紊流現象的發生，避免共振。
3.3 限流孔板計算
3.3.1 計算參數選擇
由于蒸汽管道中氣體流速高，管道中的阻力損失相對就比較小，為了方便計算，這里將管道中的阻力損失忽略。
孔板前壓力：p2=0.988Mpa
孔板前流速：c2=40.59m/s
孔板前溫度：t2=288.67℃
管道內徑：D=0.507m
孔板前流體密度：ρ2=3.81kg/m3
3.3.2 孔板參數計算
3.3.2.1 孔板選擇原則
限流孔板按孔板上開孔數分為單孔板和多孔板；按板數可分為單板和多板。蒸汽為了避免使用限流孔板的管路出現噎塞流，限流孔板后壓力（P2）不能小于板前壓力（P1）的55%，即P2≥0.55P1，因此當P2<0.55P1時，不能用單板，要選擇多板，其板數要保證每板后壓力大于板前壓力的55%。管道公稱直徑小于或等于150mm的管路，通常采用單孔孔板；大于150mm時，采用多孔孔板。多孔孔板的孔徑（do），一般可選用12.5mm，20mm，25mm，40mm。
根據以上原則，計算可知，孔板應選擇多板、多孔孔板。
3.3.2.2 參數計算
（1）計算臨界壓力
σcr=■■，查表得過熱水蒸氣的絕熱系數K=1.3
則σcr=0.546
（2）板數選擇
當孔板用于汽體限流時，欲限制汽體流量，須使孔板后壓力和孔板前壓力的比值滿足p末≤σcr p2，即p末≤0.54MPa，蒸汽為了避免使用限流孔板的管路出現噎塞流，限流孔板后壓力不能小于板前壓力的55%，即p后≥0.55p前。對于本題目，如果選用單板，就容易出現噎塞流，所以，選用多板進行設計。
（3）孔徑計算
公式：d1=2.812■
代入數值，計算得d1=192.4mm
板前后壓差計算：
qm=?準F■
Δp=0.385MPa
根據相互串聯安裝的限流孔板，其壓降ΔP=2ΔP1=4ΔP2=……
則ΔP1=0.193MPa，ΔP2=0.097MPa
p末=0.988-0.385-0.193=0.41MPa≤σcr，孔板選用兩級孔板即可限制流量為135t/h。
根據上式計算得d2=410mm
管道公稱直徑小于或等于150mm的管路，通常采用單孔孔板；大于150mm時，采用多孔孔板。多孔孔板的孔徑（do），一般可選用12.5mm，20mm，25mm，40mm。本管道管徑相對較粗，取do=40mm計算。
（4）孔數計算
N1=■=23.15，取N1=24
N2=■=105
3.3.3 計算結果分析
通過計算可以發現，在加裝兩塊限流孔板后，孔板后壓力=0.41MPa，即滿足了孔板的限流作用。通過計算得出，在限制流量為135t/h時，孔板的基本參數如下表：
通過以上分析和計算，在二次門后，加熱器入口前加裝限流孔板后，有效地控制了二次門蒸汽的壓降速度，降低了加熱器入口蒸汽流速，優化了該段管道的汽流流場，可以較大程度地降低管道的振動和噪聲，達到了本設計的目的。--大慶油田電力集團宏偉熱電廠 郭霄 高革超 莊海濤
參考文獻
［1］沈維道.蔣智敏.工程熱力學.高等教育出版社.2000
［2］張敬明.主蒸汽管道振動分析.2003
［3］大慶宏偉熱電廠二期擴建工程施工圖設計.第六卷.第一冊.高壓熱網加熱器蒸汽管道。
參考文獻
［1］沈維道.蔣智敏.工程熱力學.高等教育出版社.2000
［2］張敬明.主蒸汽管道振動分析.2003
［3］大慶宏偉熱電廠二期擴建工程施工圖設計.第六卷.第一冊.高壓熱網加熱器蒸汽管道。
