给水加热器

2024-11-15

给水加热器（共4篇）

给水加热器篇1

0 引言

电站回热系统的给水加热器一般配置有1~3个传热区段, 除必要的凝结段外, 有时还会配置过热蒸汽冷却段和疏水冷却段。大型电站的给水加热器中用到过热蒸汽冷却段的较少, 不在此讨论;凝结段的热力模型简单明了, 设计者一般没有什么问题;而疏水冷却段 (以下简称疏冷段) 型式多样, 且可选经验公式多, 设计者往往有所疑惑, 因此, 笔者结合自己的经验, 对疏冷段设计中容易产生疑问的地方和设计计算进行讨论, 以期抛砖引玉。

1 不同形式疏冷段计算思路的差异

选择不同的疏冷段形式, 计算的方法会有所差异。

具体来说, 虹吸式和淹没式疏冷段的计算思路有明显的不同:

1) 淹没式 (如图1) 。带淹没式疏冷段的加热器是将管侧凝结水和壳侧疏水通过反复迭代分成两部分分别计算的, 凝结水是部分流量通过疏水冷却段。

2) 虹吸式 (如图2) 。带虹吸式疏冷段的加热器的凝结水是全流量通过疏水冷却段的。

2 疏水横掠和纵掠管束对换热计算结果的影响

选择疏水横掠还是纵掠管束时, 设计者往往会疑惑。具体来说, 疏冷段内热流体壳侧介质的传热方式为受迫运动流体的对流, 壳侧介质疏水至壁的传热系数计算方法有两种:一种是疏水横掠管束, 另一种是疏水纵掠管束。参考文献[1]中分别给出了经验公式。对于设计者来说, 就面临选择哪个公式的问题。严格来说, 选择哪个公式, 决定于疏水的流动方式。但实际上, 疏水的流动难以简单地判定为横向还是纵向。以应用最广泛的U形管式加热器来说, 壳侧装设了折流板, 疏水在壳侧流动时, 时而近乎垂直, 时而近乎平行地流过管束, 同时折流板与壳体之间的间隙、折流板管孔与换热管之间的间隙以及壳体与管束之间的间隙都会造成壳侧流体的泄漏和旁路、短路, 使流动和放热复杂化, 如图3所示。换热管的排列和节距, 以及折流板的节距和缺口的大小也会影响放热。上述因素有些还与制造公差有关。因此, 有人认为, 此时的放热系数用实验来测定是最好的。

实际工程应用中, 采用实验来确定放热系数是不现实的。因此, 笔者试图通过实例计算来验证选用两个公式对计算结果的影响。从满足工程应用的角度出发, 假定对比计算的前提是换热管规格、流速、温度及温差一致;管束采用叉排管束 (顺排管束少有应用) 。为了便于读者理解, 此处选用参考文献[1]中的一个三段式加热器的计算示例进行验算, 符号的含义不再解释。

表1即为分别采用疏水横掠管束和疏水纵掠管束的经验公式来计算疏冷段面积的过程。为了便于对比, 将两个计算过程放在表1里, 按参数一一对应。有差异的变量单独说明。

对比计算结果, 我们可以看到应用两种公式计算的换热面积值比较接近。也就是说, 虽然采用经验公式不能完全准确地反映疏水的实际流动状态, 但可以满足工程应用的精度需要。而且, 在假定边界条件相同的情况下, 无论选用横掠管束还是纵掠管束的经验公式, 结果差别不大。事实上, 由于高加和低加运行参数的差别, 低加对级间压差的大小更为敏感, 所以工程应用中, 通常在计算低加时应用纵掠管束的公式, 而计算高加时则应用横掠管束的公式。

3 结论

电站用给水加热器的多传热区段计算对没有经验的设计者来说是一个很复杂的问题。其中, 疏水冷却段因为应用广泛, 且其设计计算方法不易于理解, 经常成为设计者提出疑问的焦点。本文总结了疏水冷却段设计中容易忽略的因素, 并针对疏水横掠管束和纵掠管束的公式如何选取的问题进行了较深入的探讨。结果表明, 在边界条件一致的前提下, 选用疏水横掠管束公式或者疏水纵掠管束公式, 都能满足工程计算的精度需要。只不过在工程应用中, 考虑到加热器疏水冷却段结构形式以及级间压差大小, 通常在计算低加时应用纵掠管束的公式, 而计算高加时则应用横掠管束的公式。事实上, 经验公式只能较为粗略地估算, 无法准确地反映疏水的真实流动情况。换热器行业软件, 如HTRI等在这方面考虑的较全面, 能够将热力计算与结构相结合, 得出相对准确的结论。只可惜由于软件本身的限制, 对于给水加热器这种非单一传热过程, 结构特殊的设备无法方便有效地给出兼顾热力和结构的方案。目前各设备制造厂一般仍采用特别编写的、非公开的软件进行计算。

摘要：针对电站回热系统, 讨论给水加热器疏水冷却段设计计算的难点。

关键词：疏冷段,计算,虹吸式,淹没式,横掠,纵掠

参考文献

[1]蔡锡琮.高压给水加热器[M].北京:水利电力出版社, 1995.

给水加热器篇2

火力发电厂高压给水加热器壳侧安全阀规格大小的选取及排放量的计算, 是一个很基础的知识。但由于设计者对现有标准理解的不透彻以及不一致, 非常容易出现公式用错, 导致最后结果错误。这些现象常出现在一些初次接触电厂高压加热器的设计者身上, 即便是一些权威设计院, 在这方面也出现过错误为此, 下面就此问题展开分析, 并附加实例进行说明, 使大家以一个清晰的视角面对高压加热器壳侧安全阀的设计。

1 安全阀的选用形式

安全阀的型式宜选用弹簧全启式, 这种型式的安全阀通流量大, 易于满足排放流量的要求;安全阀的设计压力和设计温度应不低于壳侧的设计压力和设计温度, 保证阀门在正常工作时的密封效果;安全阀的起跳压力也不宜太低, 因为壳侧的安全阀长期工作在较高温度的环境中, 起跳弹簧很容易变软, 使阀门在未达到规定起跳压力时就起跳, 影响高压加热器的正常运行, 所以安全阀的起跳压力应以接近壳侧最大工作压力为好。

2 确定高压加热器的安全泄放量

在很多的压力容器所配的安全阀的计算中, 通常都以安全阀所在腔的介质来确定此腔的安全泄放量, 而高压加热器中, 其壳侧安全阀的计算则不能采用该方法。

高压加热器的壳侧介质为蒸汽, 然而壳侧安全阀的排放介质却不是蒸汽, 而是水。大多数安全阀计算错误的出现, 就是因为介质选取的错误造成的。其原因主要是设计者没能清楚地理解在高压加热器壳侧设置安全阀的原因。正确的原因是:高压加热器的管侧压力大于壳侧压力, 为了防止由于管子破裂 (管子破裂直接导致管程的水灌入壳侧) 而造成壳侧超压, 才要求在壳侧设置一个安全阀, 因此安全阀的排放介质应该是水。说到这里, 我还要加一点说明, 即安全阀应装设在位于进汽口略向下的位置, 其目的是防止灌入壳侧的水在通过进汽口倒流至汽轮机前, 被安全阀排掉, 由此可见, 壳侧安全阀的排放介质是水, 是无可非议的。在标准《高压加热器技术条件》中有详细的描述:“高压加热器汽侧安全阀应符合ZBJ98013的规定, 其安全泄放量应为下列流量的较大值。

2.1 高压加热器最大给水流量的10%;

2.2 U型管—管板式高压加热器一根传热管完全断裂时, 在内外压差的作用下, 两个断口流至汽侧的给水量。计算该流量所取的孔径等于管内径, 孔口流量系数取0.9, 孔口压差等于管侧和壳侧设计压力之差, 则有

式中Qt—传热管断裂流出的给水量, m3/s;

d—传热管的公称内径, m m;

Pt—水侧设计压力, Mpa;

Pa—汽侧设计压力, Mpa;

3 计算安全阀的泄放能力G

安全阀的泄放能力G, 按壳体内给水经安全阀排放, 在阀喉部是水, 喉部以后在大气中汽化;通过阀排放截面的流量系数可取为0.545。则可按下式计算:

式中G—安全阀的排放量, m3/s;

v—阀前饱和水比容, 当ps时, m3/kg;

ps—汽侧设计压力, Mpa;

A—安全阀的最小排放截面积, m m 2。

最后必须满足计算结果满足G>Qt, 且留有一定的裕量。

4 高压加热器汽侧安全阀计算示例

我公司给沈阳石蜡化工有限公司设计的高压给水加热器, 为U形管-管板式结构, 管侧给水设计压力pt=9Mpa, 最大给水流量为80kg/s, 换热管为φ16×2m m, 管内径d=12m m, 壳侧蒸汽设计压力ps=1.1Mpa, 管侧水平均温度127℃, 比容为0.0010668m3/kg。

解: (1) 计算需要的安全泄放量Qt:

a按一根换热管破裂簖开的排放量

b按最大超负荷给水流量的10%计算

取安全泄放量Qt=0.0259m3/s

(2) 计算安全阀的泄放能力G,

当ps=1.1Mpa, 阀前饱和水比容=0.0011385m 3/kg,

安全阀选用弹簧全启式安全阀, 则安全阀的喉部面积为:

根据《安全阀》 (开封高压阀门厂安全阀样本) , 选取公称直径为DN65, PN1.6MPa的弹簧全启式安全阀, 其整定压力范围为:0.98~1.27Mpa, 型号为A48Y-16C就可以满足要求。同时在选用安全阀的公称压力PN时宜留有余量, 以保证阀的强度和密封性。

5 注意事项

以上安全阀选型的计算示例中, 是以弹簧全启式安全阀为例进行分析说明的, 设计者在实际工作中要以所选安全阀不同形式、结构, 确定阀的喉径, 正确选择安全阀的规格;同时还要注意阀前的参数, 什么时候是给水的参数, 什么时候是蒸汽的参数, 不要错误带入, 这点是应该明确;另外各参数的单位一定不要弄错。只要做到以上几点, 得出正确结论应该是不困难的。

6 结论

通过对安全阀的选型、安全泄放量、安全阀的泄放能力及实例说明, 向大家展示了计算高压加热器壳侧安全阀的全面、清晰的过程。如果以蒸汽为介质进行计算的话, 其规格会很大, 虽然不会造成安全问题, 却是很不经济的。一个合格设计者设计出的产品不仅是安全的, 而且还应该是经济的。在检验核算高压加热器汽侧安全泄放量及安全阀的泄放能力时要注意对标准的理解, 准确地选用介质和有关参数。公式的引用必须是与安全阀本身特性有关的计算公式。

希望设计者在理解标准时要仔细、认真, 而且对于相关的书籍也要广泛的阅读, 扩大知识面。同时希望此次切身的分析和说明对初学的设计者有所帮助, 也希望某些权威部门对于标准的制订和说明应该尽量详尽, 并附上相关的计算公式, 以便于实际应用。

参考文献

[1]蔡锡琮.高压给水加热器.水利电力出版社.

[2]《高压加热器技术条件》 (JB/T8190-1999) 国家机械工业局.

[3]《电站安全阀技术条件》 (JB/T9624-1999) 全国锅炉标委会.

给水加热器篇3

关键词：高压加热器,提前,投运,缩短启动时间,延长管材寿命

1 常规火电机组启动期间给水加热介绍

1.1 高压回热系统概述

淮沪煤电公司田集发电厂高压加热器是由上海动力设备有限公司制造, 采取的是卧式U型管表面冷却器。三台高压加热器水侧采用大旁路系统。

1号高压加热器的加热蒸汽从高压缸的第10级抽出, 2号高压加热器的加热蒸汽从高压缸排汽逆止门后的冷再母管抽出, 3号高压加热器的加热蒸汽分别从中压缸的第5级抽出, 高压加热器抽汽系统布置如图1。正常的机组启动过程中, 高压加热器是在汽轮机挂闸或者负荷达一定负荷时才开始投入汽侧对给水进行加热, 一般都是随机滑启。

1.2 常规高压加热器投入过程介绍

在锅炉点火前为了满足锅炉上水温度120℃的要求, 一般都是辅助蒸汽进入除氧器来加热给水, 使用前置泵以120t/h左右的小流量上水。锅炉点火后, 给水流量增加到580t/h的启动流量, 通常在点火后给水温度因给水流量的增加而下降, 造成产汽量下降, 延长启动时间。当锅炉给水品质合格后, 开启锅炉启动疏水至除氧器一路, 可以加热给水。但是为了提高给水温度, 一般都是增加除氧器的进汽量。但是除氧器的进汽量受限于临机的辅助蒸汽供汽量。由于机组启动初期辅助蒸汽用户较多, 除了除氧器加热蒸气外还有汽轮机的轴封汽, 锅炉空气预热器连续吹灰用汽, 特别是淮沪煤电公司田集发电厂使用了汽动给水泵启动方式, 给水泵汽轮机的汽源也是辅助蒸汽。这四个辅助蒸汽的用户必须先保证其他三个用户, 而除氧器加热蒸汽量就大幅度受限了。

2 提高给水温度方案的选择

为了提高给水温度, 又不能大幅度地增加除氧器的进汽量。从相关资料中了解到, 目前主要改造方案是采用的临机冷再至本机的2号机高压加热器加热给水提高给水温度。但是这种方案改造力度大, 材料费较大, 对临机的安全运行有影响, 另外因冷态时给水加热幅度较大对水冷壁的安全可能有影响。根据该方案, 运行部技术人员想到在锅炉启动后因高低旁路的投入, 冷再温度也较高的实际情况, 想到在汽轮机挂闸前开启2号高压加热器的进汽电动门和逆止门就可以投入2号高压加热器, 可以提高给水温度。同时也使得高压加热器温升速率比汽轮机挂闸后的随机启动更小, 改善高压加热器的启动工况, 更有利于延长高压加热器的使用寿命。

3 改造方案

因汽轮机设计时考虑到防止超速和汽轮机进冷水、冷汽, 将高、低压加热器的进汽逆止门控制气源一并通过空气引导阀来控制。汽轮机跳闸连锁关闭所有高、低压加热器进汽逆止门, 汽轮机不挂闸是打不开的。

为此淮沪煤电公司田集发电厂只需在2抽逆止门控制气管路上增加一路压缩空气 (如下图1) 就可以实现汽轮机挂闸前投入2号高压加热器。

4 实施后效果

实施后于6月4日首次在机组启动过程中使用2号高压加热器。当锅炉点火后, 关闭空气引导阀后至二抽逆止门压缩空气隔离门, 开启新加装的压缩空气母管至二抽逆止门的隔离门, 联系热控强制2号高压加热器进汽电动门、逆止门的开启条件。开启2号高压加热器进汽电动门、逆止门的开启条件, 开启2号高压加热器的正常疏水门、微开危急疏水门, 开启1号高压加热器至2号高压加热器的正常疏水门, 开启3号高压加热器的危急疏水门。这样即是打通疏水通路, 同时也能使2号高压加热器的疏水进入1、3高压加热器汽侧, 使得疏水充分降温, 三台高压加热器的汽、水也能够一致地、缓慢地加热, 利于加热器的温升控制。

6月4日15时30分锅炉点火, 15时35分开启二抽逆止门, 缓慢开启二抽电动门, 控制高压加热器的温升。控制参数如下表1、图2。

6月4日17时12分汽轮机挂闸后开启空气引导阀至二抽逆止门压缩空气隔离门, 关闭启动用压缩空气母管至二抽逆止门的隔离门, 恢复二抽逆止门的正常供气。汽轮机挂闸后开启其他所有高、低压加热器的进汽电动门、逆止门, 加热器随机启动。

本次汽轮机为温态启动, 从锅炉点火到汽轮机冲转时间时间为4个小时, 而较之前的5个小时减少了1个小时左右。

5 提前投入2高压加热器的注意事项

5.1 高压加热器的水位控制

对于加热器水位的控制是加热器能否保持最佳状态的另一个重要因素, 应给予足够的重视。一般情况下允许水位偏离正常水位+38mm和-38mm, 超过此值报警或者保护将动作。水位过低会使疏水冷却段进口 (吸水口) 露出水面, 而使蒸汽进入该段, 破坏疏水流经该段的虹吸作用, 也由于泄漏蒸汽的热量损失, 造成加热器性能恶化, 同时在疏水冷却段进口处和疏冷段内引起冲蚀而使管子损坏。水位过高时, 部分管子 (传热面) 将浸没在水中, 这种满水会减少有效传热面积, 导致加热性能下降, 所以我们要严格控制好加热器的水位。

5.2 高压加热器疏水管道震动的消除

在投用高压加热器的过程中, 我们不仅要注意其温度变化率, 还要注意其疏水温度压力的变化以及高压加热器的水位控制, 否则易引起疏水管道的震动, 前期最好是将疏水通过危急疏水疏向凝汽器的疏水扩容器, 因为其压力较低, 疏水管道较长的时候汽水两相运行, 管道震动的非常的厉害, 容易损坏设备。为此, 淮沪煤电公司田集发电厂主要是在凝汽器抽真空之前, 将1、2号高压加热器正常疏水管道的放水门打开, 放尽余水。投入高压加热器后开启正常疏水和危急疏水门, 保持疏水管道的畅通, 有效地避免了管道的震动。

5.3 投入2号高压加热器的防超速措施

在使用二级抽汽加热给水时, 我们首先要热工给我们强制二级抽汽逆止门的开允许条件, 且需要将新增的压缩空气至二级抽汽逆止门执行机构的手动隔离门打开, 原来自空气引导阀来的气源关闭, 防止新增的压缩空气反窜至其他逆止门执行机构。待汽轮机挂闸之后, 需要先将自空气引导阀来的气源开启, 然后将新增的压缩空气隔离门关闭, 防止汽轮机跳闸或者OPC保护动作时不能切断抽汽逆止门执行机构的压缩空气气源而可能引发汽轮机的超速事故。

对于在使用二级抽汽时, 对其他加热器的影响也是需要注意的, 因为2级抽汽前期是通过高压旁路过来, 温度压力较高, 在投入抽汽加热给水时, 先须对2号高压加热器进行预暖, 预暖时温升率要控制好, 运行经验表明当总的温度变化不超过69℃/小时, 热冲击不会造成损坏。

6 结论

通过以上试验和随后多次启动参数看, 本次改造提高给水温度后提高了启动速度, 改善了高压加热器本身的加热条件。取得了较好的经济效益, 但从启动时间的控制来看, 减少启动时间1个小时, 可以节省的有四部份:减少启动使用的煤量50t, 厂用电约12万kW·h, 使用临机的蒸汽量约20t, 除盐水消耗量等, 因我厂锅炉点火使用等离子点火和助燃方式, 没有燃油节省费用, 总计成本在10万元左右。但是并网提前一个小时所带来的经济效益可就大的多了。

参考文献

[1]600MW级火力发电机组集控运行典型规程范本[M].中国电力出版社, 2009, 6.

[2]冯伟忠.带炉水循环泵直流锅炉邻汽加热锅炉的启动方法[P].申请号/专利号:200710046960.

给水加热器篇4

关键词：加热炉,汽化冷却装置,给水系统,给水泵,除氧器,热负荷,步进式加热炉

包钢轨梁厂横列式轧机改造项目中新建1座280吨步进式加热炉, 加热炉的炉底管冷却采用汽化冷却方式。加热炉于2012年11月进行了试运行, 汽化冷却装置在试运行过程中, 给水系统出现给水流量达到额定值时, 泵出口阀的开度只能开到30%的情况, 如果阀门开度增大, 泵的电机即出现超电流现象。

1 步进梁式加热炉汽化冷却系统的构成

1.1 步进梁式加热炉汽化冷却装置概述

步进梁式加热炉炉底有固定梁、活动梁及支持梁, 它们是钢料滑行的滑道, 为保持其强度, 防止高温变形和断烧, 除外部进行绝热保护外, 还必须进行有效的冷却。冷却的方式通常是将加热炉冷却构件做成管状或矩形空心梁, 管内通入水进行冷却。根据通入的水的温度, 冷却系统分水冷却系统和汽化冷却系统。由于汽化冷却系统相比水冷却系统有着绝对的优势, 目前我国钢铁企业加热炉均采用汽化冷却系统。

汽化冷却装置的循环方式有两种, 一是自然循环, 二是强制循环。对于推刚式加热炉的汽化冷却系统, 两种方式均有应用, 对于步进梁式加热炉, 由于其结构的特殊性, 其底部设有活动梁, 为适应活动梁的运动特点, 汽化冷却系统需设置配有旋转接头的步进装置, 增加了水循环系统的阻力, 不再适用自然循环, 所以步进式加热炉汽化冷却系统通常采用强制循环方式。

1.2 汽化冷却系统流程

汽化冷却系统主要由软水系统、除氧给水系统、循环回路系统、蒸汽系统、排汽系统和排污系统等六部分组成, 其工作流程见下图所示。

除氧给水系统是连接除氧器、给水泵及汽包三个设备的工作系统, 其工作原理是软水由软水系统送入除氧器除氧, 变为除氧水后由除氧水箱供出, 经给水泵加压后进入汽包。电动给水泵共2台, 1台运行, 1台备用。另设1台柴油机带动的给水泵, 用于断电时向汽包供水, 以保证加热炉内部各种支撑梁的安全。

汽化冷却系统工艺流程

1.3 汽化冷却装置的设备布置

汽化冷却系统的所有设备通常布置在加热炉附近, 便于缩短上升管道线路, 使管路转折减少, 流动阻力相应降低。

本项目的汽化冷却装置的设备主要包括:汽包、除氧器、给水泵组、循环水泵组、连续排污扩容器。

项目中的设备布置在车间内, 位于加热炉一侧, 分两层布置, 上层平台标高为2.0米, 布置汽包及除氧器, 下层标高为-4.8米, 布置给水泵组及循环泵组。

1.4 给水系统主要设备参数

1.4.1 给水泵选型及参数

给水泵共3台, 2台电动给水泵, 一用一备, 一台柴油给水泵, 作为停电时的应急泵。

型号:DG25-30×8

性能参数:流量20~25~30m3/h, 扬程260~240~220m, 电机功率37k W, 供电电压380V。

1.4.2 除氧器选型及参数

1.4.3 汽包参数

1.5 试车时存在问题的原因分析

1.5.1 给水泵扬程的选择与计算

根据现场实际设备布置及给水系统的配管设计, 将给水泵的扬程计算如下:

其中:

Pb———汽包压力MPa;取1.27;

△P—开启安全阀所需多余压力MPa;取0.05倍的汽包压力, 得0.064;

△hc———给水管路阻力m;按最大流量, 计算后取8。

△h2———除氧器最低水位与汽包的正常水位标高差m;

汽包的正常水位为8.28m。

除氧器最低水位为8.1m。

Hf———附加水头, 一般为5米。

根据上述计算, 水泵的总计算扬程为149.2m。

现场给水泵的实际扬程为260~240~220m, 是计算扬程的1.6倍, 泵的扬程与实际扬程相比有些偏高。

1.5.2 给水泵电机功率的选择

给水泵电机功率的计算公式为:

其中:P:计算功率;W

Q:水泵流量;m3/h

H:扬程;m H2O

ρ:介质比重;Kg/m3

η:泵的效率;取62%

从公式可以看出, 电机的功率与水泵的扬程、流量成正比。当扬程变化不大时, 流量变大其所需的电机功率也会增加。

按本工程的水泵选择的流量及扬程计算, 其电机计算功率在22.8~26.3~28.9k W, 给水泵配备的电机功率为37k W, 应能满足额定工况的要求。

1.6 事故原因分析

从计算过程来看, 决定加热炉汽化冷却装置给水泵扬程的主要因素是汽包压力, 占总扬程约91%, 当加热炉在运行初期, 汽化冷却装置处在热试车的情况下, 其汽包的压力仅为0.4~0.5MPa左右, 甚至更低, 这时整个给水系统的阻力仅为60m水柱左右, 而正是在此时就会出现本文开头描述的情况。

在给水系统中, 给水泵的扬程选择应与给水系统的阻力接近, 阻力损失越大, 则给水泵的扬程越高。从给水泵的运行曲线来看, 流量是随着扬程的升高而降低的。在现场排除了给水泵机械部分故障、电机轴承故障、电压低、误操作等因素后, 初步确定水泵电机超电流的原因是加热炉运行初期, 汽包内压力未达到设计工况, 水泵扬程高于实际工况系统阻力过多 (设计选取的给水泵的扬程也偏高) , 由于除氧系统初期运行阻力过小, 水泵运行时, 会沿水泵运行曲线偏移出额定工况运行点, 导致给水泵流量超出其工作范围, 使电机电流超高, 导致电机超载, 出现超电流跳闸的情况。

根据上述分析, 包钢现场在运行过程中, 关闭了放散阀, 按设计参数调整了汽包出口调节阀的压力控制值, 将外供蒸汽压力设为0.8MPa, 汽包内的压力也上升至1.0MPa。通过上述运行参数的调整, 给水泵的超电流现象得以解决。

2 加热炉汽化冷却装置给水系统的设计探讨

2.1 加热炉汽化冷却系统的运行特点

加热炉汽化冷却装置的工作目的是在保护加热炉内部的纵、横梁及活动梁的同时, 将吸收的热量收集起来, 产生蒸汽加以利用。其在回收热量的过程中, 存在着以下特点。

1) 热负荷的变化导致蒸发量的不确定性。

按照《加热炉汽化冷却装置设计》中的定义, 最大蒸发量的计算是依据汽化冷却装置各循环回路最大热负荷计算得来, 其公式如下:

其中Krp为受热偏差系数, Ktl为绝热层脱落系数。

通过这两个系统的计入, 可见最大热负荷的计算与加热炉内纵横炉底管的绝热层脱落程度有关, 根据《加热炉汽化冷却装置设计》中规定, 最大热负荷的工况是:纵炉底管绝热层脱落20%和横炉底管绝热层脱落80%的情况。

据此分析可知, 加热炉的回收热负荷是随着加热炉内步进梁及固定梁上的绝热层脱落程度的变化而不断变化的, 变化的热负荷导致系统蒸发量也是不确定的。

由此可以看出, 随着加热炉的运行, 绝热层的逐步脱落, 汽化冷却装置的蒸发量逐渐增加, 当达到设计额定值时, 已经到了该对加热炉进行中修或大修的时候了。所以如果蒸发量的设计值考虑的偏高, 会导致能源的浪费。

2) 运行初期, 汽包滑压运行时间长。

加热炉在运行初期, 由于需要一定时间的烘炉、试炉、装料等各种工况的调整, 其内部的热负荷波动大, 同时由于绝热层完好, 使加热炉汽化冷却装置的吸热量也远未达到设计工况, 现场通常此时运行冷却装置采用汽包放散阀打开, 对空排汽, 这时汽包内的压力仅为0.1~0.2MPa左右, 这种情况会导致热力系统中的运行压力完全远离设计工况, 导致给水系统的压力过低, 给水泵的运行工况恶劣, 易超载, 此时, 如果人为操作失误, 就会造成设备损坏的情况发生。

3) 现场操作运行条件变化多。

加热炉的作用是加热“炉内的钢坯”, 然后将其送入轧线进行轧制。其每天运行的强度、频率、装炉量等均与钢厂的生产安排有关, 有时生产任务紧, 加热炉运行工作时间长, 强度高, 这时汽化冷却装置的运行也相对稳定, 产生的蒸汽也稳定。但如果生产任务少, 每天加热炉加热钢坯少, 加热炉只维持低负荷运行, 此情况汽化冷却装置的产汽量就会偏少, 而给水系统是按最大蒸发量设计的, 就会产生给水量大于产汽量的情况。此时会发生两种情况, 其一为节省能源, 现场操作人员让给水泵间歇性运行, 根据汽包及除氧器的水位, 启停给水泵, 虽然此方法可以节省能源, 但由于给水泵启停频繁, 影响给水泵的寿命。其二是利用给水系统中给水调节阀组, 调小给水流量, 控制汽包及除氧器的液位, 但此时给水泵处于连续运行状态, 有部分空转, 造成能源浪费。

2.2 给水系统设计中应注意的问题

根据上节的分析, 我们可以看出加热炉汽化冷却装置不同于有稳定热量供应的锅炉系统, 由于其热源供热量的波动性, 影响热力系统中蒸发量的稳定, 进一步影响各系统的设备选型及运行工况。如何做到系统在工况波动的情况下, 既经济又安全的运行, 是设计工作中值得深思及探讨的问题。

目前关于加热炉汽化冷却装置的设计计算仍参考1977年冶金工业出版社出版的《加热炉汽化冷却装置设计》, 技术指导性已经滞后, 因为随着1993年上钢二厂140t/h步进式加热炉的引进成功实施, 至今国内已具备了设计、制造及施工大型步进炉汽化冷却装置的能力。虽然国内已大量采用步进式汽化冷却装置, 但针对这一系统的设计并无具体的手册加以论述, 根据多年的设计经验及查阅相关文献, 我认为对于给水系统的设计应注意如下几点。

1) 给水量的确定。

按照《加热炉汽化冷却装置设计》中的定义, 汽化冷却装置给水量的确定为最大蒸发量的1.15~1.25倍, 即G= (1.15~1.25) Dmax。此公式是指推钢式加热炉提出的概念, 最大蒸发量已是绝热层脱落80%的情况, 对于步进式加热炉如按此要求计算, 给水量会偏高, 导致给水泵的选择偏大, 引起能源浪费。

由于目前国内的步进式加热炉汽化冷却装置, 热负荷计算还没有具体的公式, 考察诸多设计论文的相关数据, 一般公认的比较理想的加热炉内热量的分配比为:加热炉料热量占60%~70%, 烟气带走热量占20%~25%, 炉墙散热占3%, 炉底开孔散热占2%, 汽化冷却系统吸热占6%~10%, 其他热量占2%~3%。

目前国内各钢厂为节能减排, 在加热炉的设计上均采取了很多措施, 如采用新型蓄热式加热炉、改善绝热层的性能及包扎方式, 加强炉内换热, 提高入炉钢坯温度, 加强烟气余热回收等, 目前保证加热炉的吨钢耗热量在1.1~1.3GJ/t, 如考虑汽化冷却装置的吸热比例为5%~10%~15%, 据此可推导出吨钢产汽量指标kq为0.03~0.05~0.08t/t,

给水量的计算公式:G= (1.05~1.1) D= (1.05~1.1) ×kq×Gg

其中:G———给水量t/h;

D———蒸发量t/h;

Kq———吨钢产汽量指标t/t.h;

Gg———加热炉额定出钢量t/h。

给水泵的额定流量取kq居中值0.05比较合适, 其最大流量校核应取kq为0.08处。

按照上述公式, 针对目前应用较多的各型号加热炉的设计值与计算值对比如下:

通过上述比较可以看出, 目前不同的设计虽然炉容相同, 但其蒸发量的选择仍有些偏差, 但大部分设计kq的取值也未超出0.03~0.08的范围, 所以此公式是具有指导意义的。

2) 给水泵扬程与蒸汽参数的关系。

给水泵扬程的计算在1.5节中有详细分析, 可以看出其设计值与蒸汽的工作压力密切相关, 目前国内设计中为提高能源利用, 通常将加热炉汽化冷却装置的额定蒸汽参数定为1.3MPa, 而有些钢厂在实际运行中, 并未达到此设计值, 通常其供汽压力在0.4~0.6MPa之间, 这就需要设计人员在确定蒸汽参数时, 考察钢厂的用户需求, 合理确定蒸汽参数, 如果设计参数定的过高, 而现场又长时间在低参数的情况下运行, 会导致设备的不匹配, 造成设备维修率高, 能源浪费的情况发生。

包钢轨梁项目的加热炉的蒸发量的选择有些偏大, 连带造成给水泵的选型偏大, 初期运行时发生事故是必然的。按文中论述的流量计算方式, 我认为较为合理的设计流量应为8.4~12.3~16.8m3/h, 扬程在150m左右。

给水泵型号:DG12-25×7

性能参数:流量8~12.5~16m3/h, 扬程192~175~155m, 电机功率15k W, 供电电压380V。

经过上述优化, 给水泵的用电量有了明显的减少, 由原来的37k W降为15k W, 年耗电量减少158400k W, 按每度电0.5元计, 每年可减少79200元的运行成本。

2.3 总结

加热炉汽化冷却装置给水系统从原理上分析并不复杂, 但系统的确定与工艺的生产运行、设备布置及设计额定点的确定等因素息息相关, 给水系统中设备的选取不应认为参数选择越大越高越安全, 应合理的进行设计和计算, 综合考虑各方面的运行因素, 才能安全、高效的满足生产需要。

参考文献

[1]刘铁男, 黄作为, 朱越.大型步进梁式加热炉汽化冷却装置.

[2]张劲松, 陈新.步进梁式加热炉汽化冷却技术的应用.

[3]周偉, 王浩等.蓄热式加热炉热平衡技术及节能技术的研究.

[4]杨智勇, 范乃春.步进梁式加热炉汽化冷却系统设计研究.

[5]曲毅.鞍钢中板厂加热炉汽化冷却设计与探讨.