空冷汽轮机（共8篇）
空冷汽轮机 篇1
1 引言
随着单机功率的大型化, 低压缸的功率已经约占整机功率的35%左右。低压排汽缸将做过功的蒸汽 (也称乏汽) 从低压缸末级动叶导入到冷凝器中, 同时尽可能回收乏汽的动能。蒸汽在排汽缸中的流动很复杂, 折转时将产生强烈的周向和径向压力梯度, 形成大尺度漩涡, 这样会产生一定的能量损失。如果该能量损失大, 压力恢复系数将降低, 则末级动叶的出口背压将增大, 机组的焓降将降低进而做功能力下降。研究表明, 排汽缸损失系数降低0.1, 可使汽轮机的整机效率提高大约0.15%。由此看出, 排汽缸的气动性能的好坏对整个机组的循环效率有一定的影响。所以, 研究排汽缸的气动性能对改善机组的经济性具有重要的现实意义。
2 空冷600MW排汽缸结构简述
600MW空冷汽轮机低压排汽缸整体尺寸为6.176m (高H) ×6.60m (宽B) ×1.463m (轴向长L) (不计壁厚) 。考虑到内缸与外缸间蒸汽通道, 实际汽轮机组的低压排气部分比排汽缸本身的轴向尺寸要大, 此时L=2.76m。计算中模型尺寸是按后者确定的 (以下统称为排汽缸) 。排汽缸内有导流环且导流环背面有多个筋板, 缸内还有多个撑杆。为防止计算发散, 需将出口延长一段。具体结构如图1所示。
3 空冷600MW低压排汽缸气动优化
实际结构中, 排汽缸导流环上有加强筋板, 但初次优化时忽略了加强筋板, 比较相对优化效果, 最后加上加强筋板, 计算实际优化效果, 这样既可快速优化, 又可以考察优化的真实效果。
根据文献[1], 影响扩压器性能的结构参数主要有扩压管出口直径R3 (见图2) , 出口宽度b, 扩压管出口外沿距排汽缸顶壁的距离S, 导流锥斜切角α1, 导流环起始扩散角α2, 进出口面积比及子午面流道形状, 轴向距离L2。由于末级叶片和转子长度固定, L2、R2、R1大小固定, 所以结构优化时通过改变上述其它参数来实现。
3.1 初次优化
通过改变图2中的部分参数, 优化了多个方案, 最终优化方案如图3和表1所示。优化过程中, 保证低压缸外形尺寸和入口几何尺寸不变, 只是改变导流环部分的结构尺寸, 这样可以保证其他部分不变, 如末级叶片的高度、转子长度、内外缸结构等。优化主要集中在4个方面: (1) 减小扩压器的扩压比, 即进出口面积比, 由1.90减小到1.86; (2) 增大导流环弧段半径, 放缓汽流折转速度; (3) 减缓导流环起始扩散角, 由28°减小到25°, 更好适应动叶出口速度方向; (4) 减小导流环的径向尺寸, 扩压器出口外沿距排汽缸顶壁的距离S由1004mm减小到944.7mm。
描述排汽缸性能的主要参数有静压恢复系数、总压损失系数。前者表征排汽缸对余速动能的回收能力, 后者表示排汽缸自身的损失情况, 具体定义如下:
式中, 分别表示出口和进口处的质量平均静压, 分别表示出口和进口处的质量平均总压。
表2是优化前后总参数对比, 图4~图6是流场对比。分析表2中数据, 优化后各项参数均有大幅度改善, 尤其排汽缸出口静压恢复系数更是提高137.7%, 排汽缸出口总压损失系数降低了30.6%。分析流线分布情况, 优化前导流锥出口有较大的分离, 将导致较大的流动损失, 漩涡的存在使得局部速度增大, 静压下降, 静压恢复系数也下降。优化后基本消除了导流锥出口顶部的漩涡, 而下部由于存在顶部向下90°的折转流动, 漩涡没有完全消除, 但是也有所减弱。由于导流环和导流锥组成的通道是决定静压恢复和总压损失的主要部分, 所以优化后整体性能
大幅提高。
3.2 实际性能改善
表3是考虑加强筋板后的实际性能变化, 由于加强筋板会使整个排汽缸的总压损失增大, 所以优化后提高的幅度没有上面的大, 但是对于实际排汽缸来讲, 静压恢复系数提高9.2%、总压损失下降5.3%也是相当大的改进。
4 结论
(1) 原导流环结构的气动性能不理想。在设计工况下导流环出口处发生边界层分离现象因而有漩涡产生, 导致扩压器出口和排汽缸出口静压恢复系数低, 总压损失系数大。
(2) 将导流环起始扩散角由原来的28°减小到25°, 扩压管出口宽度b由原850mm减小到819.6mm, 扩压管出口外沿距排汽缸顶壁的距离由原来的1004mm减小到971.6mm时, 导流环出口处流动无分离现象发生, 排汽缸气动性能优良。
(3) 优化后, 排汽缸静压恢复系数提高9.2%, 总压损失下降5.3%。
参考文献
[1]陈洪溪.大型空冷汽轮机低压排汽缸几何尺寸对气动性能的影响[J].动力工程, 2003, 23 (6) :2740-2743.
空冷汽轮机 篇2
摘要：为了研究定子多风路的大型空冷汽轮发电机内部气隙中（转子外表面与定子内壁面之间）的旋转空气速度场特征，研发并试制了电机通风粒子图像测速技术（PIV）测试实验台。首先介绍了实验台的风路设计方案及部件风扇、定手和转子各部分结构及相关尺寸；设计了PIv测试实验测量方案。然后，采用ANsYs有限元程序，在符合实际的边界条件下，对通风实验台的轴与支撑环及风扇支架、转子环进行应力分布计算及分析，计算并选择合适的拖动系统电动机，得出最终的结构方案，为实验台的加工制造提供基础数据。该实验台可为大型空冷汽轮发电机旋转流场可视化研究提供平台。endprint
摘要：为了研究定子多风路的大型空冷汽轮发电机内部气隙中（转子外表面与定子内壁面之间）的旋转空气速度场特征，研发并试制了电机通风粒子图像测速技术（PIV）测试实验台。首先介绍了实验台的风路设计方案及部件风扇、定手和转子各部分结构及相关尺寸；设计了PIv测试实验测量方案。然后，采用ANsYs有限元程序，在符合实际的边界条件下，对通风实验台的轴与支撑环及风扇支架、转子环进行应力分布计算及分析，计算并选择合适的拖动系统电动机，得出最终的结构方案，为实验台的加工制造提供基础数据。该实验台可为大型空冷汽轮发电机旋转流场可视化研究提供平台。endprint
摘要：为了研究定子多风路的大型空冷汽轮发电机内部气隙中（转子外表面与定子内壁面之间）的旋转空气速度场特征，研发并试制了电机通风粒子图像测速技术（PIV）测试实验台。首先介绍了实验台的风路设计方案及部件风扇、定手和转子各部分结构及相关尺寸；设计了PIv测试实验测量方案。然后，采用ANsYs有限元程序，在符合实际的边界条件下，对通风实验台的轴与支撑环及风扇支架、转子环进行应力分布计算及分析，计算并选择合适的拖动系统电动机，得出最终的结构方案，为实验台的加工制造提供基础数据。该实验台可为大型空冷汽轮发电机旋转流场可视化研究提供平台。endprint
空冷汽轮机 篇3
中国富煤地区(如晋北、内蒙地区)由于水资源相当匮乏严重影响了当地电力工业的发展。随着发电厂空冷技术的提高和成熟,在富煤缺水地区建设大型火电厂成为可能。近年来,中国通过吸收引进国外先进的空冷技术,已具备独立设计、生产大型空冷系统的能力并已有成功的应用业绩。电厂主机空冷系统基本上可分为直接空冷和间接空冷2种,主机采用直接空冷后,由于给水泵特殊的运行方式和直接空冷系统背压的不稳定,给水泵基本采用电动给水泵或采用独立冷却方式的汽动给水泵。目前中国在直接空冷机组采用汽动给水泵后,汽动给水泵汽轮机(以下简称小汽轮机)凝汽器疏水传统上采用电动疏水泵疏水至主机排汽装置热井内。针对小汽轮机凝汽器疏水传统设计中存在的不足,山西右玉发电厂新建2×330 MW直接空冷煤矸石电厂采用了U水封自流式疏水,该系统操作维护简单、节约投资、节约厂用电。
1 传统直接空冷机组小汽轮机凝汽器疏水系统介绍
300 MW及以上直接空冷机组主机、小汽轮机通常布置在汽机运转层,主机排汽装置热井通常在0 m以下,小汽轮机凝汽器布置在汽机房中间层。小汽轮机凝汽器凝结水通过电动疏水泵疏水至主机排汽装置热井内进行回收(见图1),电动疏水泵通常布置在汽机房0 m平台,该系统在运行中存在以下几点不足之处:a)系统复杂,运行操作量大;b)由于小汽轮机疏水温度较高,疏水泵易汽化,影响系统稳定运行;c)汽机房零米层设备数量增加,布置较为拥挤。
1.主机空冷凝汽器;2.给水泵汽轮机凝汽器;3.A疏水泵;4.疏水泵
2 优化后的系统设计及水封高度级数计算
山西右玉发电厂2×330 MW煤矸石电厂项目所在地地处晋北地区,干旱少雨,水资源极度缺乏。项目设计阶段充分考虑本地区自然环境特点,综合考虑厂用电率和水耗等因素后,汽机主机采用直接空冷技术,单台机组给水泵采用2×50%汽动给水泵+1×30%电动给水泵方案,给水泵汽轮机排汽采用表面式机械通风间接空冷系统,循环水系统采用单元制。
工程汽机房分为0 m层、中间层、运转层三层,其中中间层相对标高为6.3 m,运转层相对标高为12.6 m,。主机排汽装置布置在汽机房0 m层底标高为-4.5 m的混凝土基坑内,排汽装置底标高为-3.05 m,小汽轮机凝汽器布置在中间层,凝汽器热井凝结水出口标高为5.88 m。主机排汽装置与小汽轮机凝汽器相对空间位置如图2所示。
1.主机排汽装置;2.主机排汽装置至直接空冷器排汽接口;3.排汽装置导汽板;4.小汽轮机凝汽器;5.小汽轮机凝汽器热井;6.小汽轮机凝汽器凝结水出水口;7.主机排汽装置热井;8.直接空冷器回水至排汽装置水侧接口
工程主机主要工况背压:THA工况背压为12.5kPa(绝对压力,下同),TRL工况背压为30 kPa,VWO工况背压为14 k Pa,TMCR工况背压为12.5kPa,最高允许运行背压为43 kPa。小汽轮机THA工况背压为11 k Pa,TRL工况背压为27 kPa,VWO工况背压为11 k Pa,TMCR工况背压为11 kPa。
直接空冷机组运行背压P2随机组负荷、气温、风况等因素综合影响,运行背压处于不稳定状态,小汽轮机由于采用哈蒙式间冷系统,运行背压较为稳定。小汽轮机凝汽器疏水由疏水泵疏水改为U水封疏水需要解决两个问题:a)在主机、小机所有工况点,小机凝结水排至主机排汽装置是否有足够的动力,会不会造成返水;b)多级水封怎么设计。为了便于分析计算,在此先建立多级水封疏水系统,其疏水系统示意图如图3所示。
分析主机、小汽轮机各运行工况背压可发现,小汽轮机凝汽器采用多级水封直接疏水至主机排汽装置,最主要的关键点在于主机与小汽轮机运行背压的不稳定,特别是主机运行背压变动范围大(12.5 kPa~43 kPa),增加了多级水封运行风险,如设计不合理会造成小汽轮机凝汽器满水或水封击穿。
首先分析各工况下,小汽轮机凝汽器疏水将传统凝疏泵疏水改为多级水封自流式疏水是否有足够的动力。分析主机、小汽轮机各运行工况背压可发现,最不利于多级水封自流式疏水的工况应该是小汽轮机排汽背压最低、主机排汽背压最高工况。
1.主机排汽装置;2.小汽轮机凝汽器;3.多级水封
由于主机排汽装置导汽板有开孔,排汽装置汽侧与水侧相通,可认为汽侧与水侧压力相等;由于排汽装置内部空间大且距离短,可忽略主机低压缸排汽在排汽装置内流动沿程压损;由于排汽装置水侧在机组运行当中水位很低,多级水封接口可接在排汽装置水侧高高水位上部。综合上述,可认为多级水封与主机排汽装置接口处压力等于主机低压缸排汽压力即背压,小汽轮机也进行同样处理,忽略小汽轮机排汽在凝汽器内流动的沿程损失。
根据厂家说明书,小汽轮机各种工况下最低运行背压为11 kPa,凝汽器安装位置为6.3 m层,根据图2可计算出小汽轮机凝汽器热水井疏水口标高为5.88 m。主机最高允许运行背压为43 kPa,主机排汽装置安装底标高为-3.05 m。
在分析中,设定小汽轮机凝汽器热水井水位处于正常运行水位即小汽轮机凝汽器热井内水位标高为6.3 m,多级水封至主机排汽装置疏水接口位置标高为0 m(处于主机排汽装置水侧运行最高允许水位以上)。最不利于小汽轮机凝汽器通过多级水封疏水工况下,设小汽轮机凝汽器热井疏水接口至主机排汽装置接口压差为P。
P=11 kPa+64.9 kPa(6.3 m高程差)-43 kPa,g取9.8 N/kg,
P=32.9 kPa>0
在机组实际运行中上述设定是合理的,不影响分析计算,所以小机疏水至排汽装置采用多级水封自流式疏水在动力上是满足的。
多级水封高度计算,初步设定多级水封布置在汽机房0 m层,根据水封计算公式进行计算:
在式(1)中,H为水封高度,m;N为水封级数;P1水封进口压力,Pa;P2水封出口压力,Pa;0.5为水封设计余量,m;ρ为水的密度,kg/m3,此计算中取小汽轮机平均背压下,小汽轮机排汽压力下饱和水的密度,ρ=980 kg/m3,g取9.8 N/kg。
在式(1)可改为:
在式(2)中,P1=P小+h,P小为小机排汽压力,Pa;h为小机热水井水面至多级水封进口接口高程差,m;P2为排汽装置压力,Pa,式(2)可换算为:
在式(4)中,对于设计好的多级水封K为定值,P小、h、P2均为变值,P小、P2随机组运行工况变化,h随小汽轮机热水井疏水口至多级水封接口处水位的波动变化。
由于主机、小汽轮机在运行中处于变工况运行,主机和小汽轮机的排汽压力处于波动,在多级水封的设计过程中,应从防止主机背压过高导致小汽轮机凝汽器满水造成事故和防止小汽轮机排汽压力高导致水封被击穿两种情况考虑,即在计算过程中取2个极端工况进行计算,取水封总高度最高值为设计值。
第1情况:防止主机背压过高导致小汽轮机凝汽器满水造成事故需按照小汽轮机排汽背压最低,主机排汽压力最高,小汽轮机凝汽器热水井疏水口至多级水封进口管段内全部充满凝结水且小汽轮机凝汽器热水井水位处于正常运行水位即水位标高为6.3 m进行设计计算,在计算小汽轮机凝汽器疏水至多级水封进口管段水位高程差时应减去多级水封的安装高度,即(4)式中h=6.3-H。
K=11 k Pa+64.93 kPa-H-43 kPa可改为:
根据现场布置和经验取N为4,水封高度为0.98 m。
第2情况:防止小汽轮机高背压工况下造成水封击穿需按照小汽轮机排汽背压最高,主机排汽压力最低,小汽轮机凝汽器热水井疏水口至多级水封进口管段内全部充满蒸汽即小汽轮机凝汽器热水井内无水位设计计算。
K=27 k Pa-12.5 k Pa可改为:
取N=4,H值为0.5 m。
综合上述2种情况,多级水封设计中有效水封高度取1 m,共4级。
3 工程实施
在工程实际实施过程中考虑多级水封运行中容易造成排气不尽等现象,造成水封运行不正常,改为单级U型水封(见图4)。
分析上述计算数据可知,h1最小取值为2 m,h2最小取值为3.92 m。根据图2所示,山西右玉发电厂新建2×330 MW发电机组小汽轮机凝汽器热水井与主机排汽装置水侧可用高程空间较为宽裕,在工程实施过程中,取h1=2.6 m,取h2=4.5 m,U型水封总高度为7.1 m,安全余量大,能满足工程实际需要,工程最终系统设计见图5。
1.主机排汽装置;2.A小汽轮机凝汽器;3.B小汽轮机凝汽器;4.单级U型水封;5.隔离门
4 经济性分析
将传统的小汽轮凝汽器疏水由凝水泵疏水改为单级水封疏水,降到了系统初投资、运行费用(检修维护费、电费等),节约了安装场地。按山西右玉发电厂2台机组计,可减少8台套凝输泵及管道附件,年节约耗电超过6×104kW·h,经济效益可观。
5 结语
在直接空冷机组汽动给水泵凝汽器疏水采用水封疏水技术上可行、经济效益明显、节约厂房利用空间、降低了运行人员工作量、减少了系统安全隐患,值得在其它项目根据工程实际情况采用。
摘要：以山西右玉发电厂新建2×330 MW直接空冷机组给水泵汽轮机凝汽器疏水系统优化、实施为例,简要分析了直接空冷机组给水泵汽轮机凝汽器凝结水采用水封自流疏水至主机排汽装置热井内的可行性和优越性。
关键词：火力发电,直接空冷,水封计算,节能
参考文献
空冷汽轮机 篇4
1.1 空冷器的组成及各部分功能
空冷器一般包括疏水系统、凝结水系统、空气冷却系统等。其中疏水系统包括疏水泵和疏水槽, 功能是通过疏水槽收集汽轮机排气口及排气管道内排出的水, 经过疏水泵将这些水输送到凝结水系统中。凝结水系统包括凝结水泵、凝结水管道及凝结水槽, 功能是将凝结水槽收集到的来自疏水泵及凝汽器凝结水通过管道输送至凝结水泵, 通过水泵泵至外界。空气冷却系统包括变频风机和用于高效换热的翅片管束, 是空冷器的核心部分, 其可根据机组实际负荷确定用于冷却风机数量及通过变频器来实时调节每台风机转速, 以达经济、高效运行目的。凝气系统包括翅片管束和用于收集冷凝水的下联箱, 主要任务是建立并保持高度真空, 乏汽在经过翅片管束使会被冷却下来, 通过此过程就形成真空。实际工作中要根据风机单元分布情况布置凝气系统。抽真空系统包括若干台抽气射气器, 根据系统实际情况来设置这些设备级数和数量, 且一般在每台工作抽气射气器外设置备用设备, 以备设备在维修、故障时维持系统正常运行。其功用是排除凝汽器内和其他辅助设备和管道内空气, 维持系统内部真空度。
1.2 空冷器的运行方式
空冷器系统组成及运行方式如图1, 乏汽由汽轮机出口排出, 部分直接形成水进入疏水系统, 而大量蒸汽进入蒸汽管道中, 并被分配至各翅片管束中, 在风机组作用下大量环境空气与翅片管束直接接触达到热交换, 大量热被环境空气带走, 大量蒸汽被冷却成水直接流入下联箱, 未被冷却蒸汽进入逆流翅片管束中再次冷凝, 经过此过程后还有部分未被冷却蒸汽被抽真空系统抽出排入外界环境, 被凝结后形成水经过管路进入凝结水槽。
2 在汽轮机乏汽冷却中空冷器与水冷器的应用比较
2.1 空冷器的优点
2.1.1 节约水资源
以国内某火电厂汽轮机组为例, 设上水温度28℃, 回水温度40℃, 那么现有水冷散热器每小时消耗一次水量20t, 按每日24小时计, 年消耗一次水量175200t, 机组散热功率为30MW, 消耗循环水量为每小时散热量/[水的比热容× (40-28) ×1000]=30000×3600[4.2× (40-28) ×1000]=2142.86t, 由于空冷器是用空气作冷却介质, 因而不需要大量水源, 由以上分析可见, 采用空冷器对节约水资源有重大意义。
2.1.2 节能降耗
以耗电和耗水的成本来衡量冷却系统的能耗情况。
当采用水冷器冷却乏汽时, 以水费3元/t, 电费0.6元/度, 每吨循环水耗电0.15k W/h为例, 年水费为:175200×3=525600元;年消耗电费为2142.86t/h×0.15k W/h×24h×365d×0.5元=1407859元;以水冷器冷凝系统年运行成本525600元+1407859元=1933459元。采用空冷器冷却系统时以系统为4台风机, 每台风机功率100k W计算, 年耗电成本为100k W×4×24h×365d×0.5元=1752000元。再加上空冷系统可根据系统实际需求通过调整变频器来控制风机负荷, 一般情况下全年风机以满负荷运行时间少, 大多数时间为不到风机机组负荷一半, 因此全年运行费不会高于1752000元×50%=876000元。从以上分析可见, 用空冷器时系统运行成本低于采用水冷器成本, 利于系统节能降耗。
2.2 空冷器的缺陷
2.2.1 空冷器一次投资较大且施工困难
空冷器造价高于等同冷却效果的水冷器, 空冷器重量、体积较大, 因此安装时更困难, 需要额外建造混凝土基础作为支撑结构, 因此一次投资成本高。另外空冷器的安装位置距离汽轮机较远, 需要额外铺设排气管道。
2.2.2 运行操作较水冷器难度大
水冷器冷却介质为循环水, 而一般水的压力和温度性质较稳定, 导致汽轮机被压较稳定, 易操作;空冷器用环境空气作冷却介质, 冷却效果很大程度上取决于环境空气温度及风向, 由于环境空气温度和风向不稳定, 因此汽轮机的被压常处于被动状态, 因此系统稳定运行较困难, 操作较复杂, 需要为系统额外设计喷雾系统等冷却环境空气设施, 增加系统运行复杂度。
结语
在汽轮机乏汽冷却中用空冷器比用水冷器具有节水、节能降耗优点, 同时空冷器一次投资较高、施工较困难, 且运行操作较复杂, 可见采用空冷器进行乏汽冷凝优缺点都很鲜明, 因此实际工作中要充分利用优势, 采取有效措施来规避缺陷, 使空冷器在汽轮机乏汽冷却中发挥更大作用。
参考文献
[1]张学亮.直接空冷技术的发展[J].化工管理, 2013.
空冷汽轮机 篇5
我国是水资源匮乏的国家之一,尤其随着经济建设的发展,水资源逐渐成为影响社会可持续发展的重要因素。随着电力工业的迅速发展,大容量火力发电厂不断增加,火力发电受煤炭资源及水资源双重制约的矛盾越来越突出。火电机组如采用空冷技术,其耗水量仅为湿式循环冷却系统耗水量的1/4～1/8,节水效果十分显著。因此,在富煤缺水地区建设空冷电站,对促进我国电力工业的合理布局及发电设备制造业的科技进步具有重要意义。
大型空冷电站以其节水和环保的优势,在国内像雨后春笋般的迅速发展起来。目前己有多台300 MW、600 MW空冷机组投入运行。
空冷机组在节水的同时,增加了煤的消耗量。一台600 MW直接空冷汽轮机与同容量的湿冷汽轮机相比,热耗比较见表1。
注:1.根据大同(空冷)和珞璜(湿冷)进行比较;2.600 MW空冷机组热耗按配用汽泵考虑。
全年的加权平均功率为501 491 kW,取锅炉效率0.93、管道效率0.99,空冷机组比湿冷机组每年多消耗标准煤为39 116 t。按每吨标准煤500元计算,每年多花燃料费1 955.8万元。
大同电厂设计发电煤耗为330.4 g/kW·h(折算到汽泵),空冷岛年加权平均耗电量约0.8%,湿冷机组循环水泵耗电量约0.4%,空冷机组冷端耗电量比湿冷机组多约0.4%,相当于增加了耗煤1.32 g/kW·h,按全年的加权平均功率为501 491 kW计算,每年每台机多耗煤3 641 t,每年多花燃料费为182.05万元。
两项合计每年每台机多花燃料费为2 137.85万元,几乎抵消了每年节水省下的费用。而且,空冷机组的初始投资较大,这使得空冷机组的优越性大受影响。目前,世界上能源匮乏,燃油、燃煤价格不断上涨,发展高效节能机组,有利于缓解能源紧张的局面。发展超临界、超超临界空冷机组,即节煤、又节水,且有利于环保,符合今后的发展方向。
2 超临界直接空冷汽轮机总体设计方案(以600 MW汽轮机为例)
2.1 超临界直接空冷汽轮机组的设计原则
(1)以成熟的通过运行考验的超临界湿冷600 MW汽轮机的高中压缸为高中压缸母型;
(2)成熟的通过运行考验的600 MW亚临界空冷机组的新型低压缸模块为低压缸母型;
(3)通流设计采用全三维技术,适当调整机组的高中压和低压通流,使适应空冷机组的特点,使效率达到当代国际先进水平;
(4)尽量保持母型的外部接口不变,以提高通用性,缩短设计周期,降低成本。
2.2 总体结构配置
超临界600 MW直接空冷汽轮机为三缸四排汽结构,其中高中压合缸模块在超临界600 MW湿冷机组高中压模块的基础上,适当调整通流;低压缸模块在已有的600 MW空冷机组低压缸模块的结构上进行改型。
3 超临界空冷汽轮机主要技术规范(以600 MW汽轮机为例)
4 超临界空冷机组的发展前景
4.1 超临界空冷机组向高参数、大容量发展
4.1.1 超临界空冷机组的优势
由于全世界水和煤炭资源的持续紧张,超临界空冷机组前景看好。超临界空冷机组以其节煤、节水和有利环保的三大优势,可应用于世界各地。
4.1.2 超(超)临界空冷和亚临界空冷机组经济性比较
蒸汽参数和机组效率的关系见图1。
我们对超临界空冷和亚临界空冷进行了比较(以600 MW为例)。得到了初步结论:
(1)超临界参数(24.2 MPa/566℃/566℃)与亚临界参数(16.7 MPa/538℃/538℃)相比,热耗降低3.2个百分点;
(2)相同环境条件下,超临界机组比亚临界机组热耗降低了257 kJ/kW·h。取锅炉效率0.93、管道效率0.99,年运行小时数按5 500 h计算,每年节约标准煤31 490 t标准煤。按每吨标准煤500元计算,每年节约燃料费为1 574.5万元。
(3)三大主机投资,超临界比亚临界增加1.5亿元/台。按每年节约燃料费1 574.5万元计算,9.5年可回收增加的投资。
若把参数由超临界提高到超超临界(25 MPa/600℃/600℃),机组热耗将进一步降低约2.2%。三大主机总投资增加约2.5亿元/台,回收年限约9.5年左右。
机组的寿命按40年计算,在寿命的后30年中,参数高的机组将获得更大的利润。
4.1.3 市场形势
近一时期,国内600 MW、660 MW超临界空冷机组已有大量订货,600 MW、1 000 MW超超临界空冷机组的订货量在逐步增加。
综上所述,无论从节能、环保以及市场需求的角度,空冷机组都将向高参数大容量方向发展。
4.2 超临界及超超临界空冷机组的特殊问题
4.2.1 超临界及超超临界空冷机组夏季运行背压的问题
超临界及超超临界机组对水质要求较高,因此水精处理装置需常年投运。据介绍,水精处理装置最高工作温度75℃。当空冷凝汽器入口压力(以下称入口压力)为38.5 kPa时,对应的饱和温度为74.94℃,已接近水精处理装置最高工作温度75℃。考虑到环境温度、风向、风速等随机因素的影响将引起入口压力的波动,建议最高入口压力小于等于35 kPa(饱和温度为72.68℃)。考虑到排汽管道的阻力1.7～2.0 kPa,汽轮机最高运行背压应小于等于37 kPa。
限制汽轮机背压运行,不仅能保证水精处理装置正常工作,而且为防止大风跳机留有足够的裕量。因此必须限制背压运行。
4.2.2 采用干湿并列系统有利于超(超)临界空冷机组的运行
4.2.2.1 干湿并列系统
干湿并列系统(PAC)包括表面式凝汽器、湿冷塔和空冷凝汽器,见图2。目前大多数电厂采用全湿式或全干式冷却系统。两者比较如下:湿式冷却塔,在炎热气温下设备运行性能好;空冷凝汽器能够降低水的消耗,减少水的排放和塔的出口雾团[1]。
自1990年起,几家电厂将这两种冷却系统并列联合使用,如:CMS通用公司的Exeter能源项目(30 MW垃圾电站)、美国爱荷华州Streeter电站(40 MW燃煤机组)以及Semass电站(55 MW垃圾电站)等,其结果是成本比全干塔低,而性能和环境特性等于或超过全湿塔[1]。
4.2.2.2 干湿并列系统的运行
在PAC系统中,汽轮机排汽通过并联管道进入表面式凝汽器和空冷凝汽器,在运行中,两种凝汽器的压力近似相等。表面式凝汽器的热井兼作凝结水箱。在冬季,湿冷塔完全关闭,空冷凝汽器单独运行。避免雾团的产生。在夏季,空冷凝汽器仍可冷却相当一部分排汽,其余排汽由湿冷塔冷却,使凝汽系统保持一个合适的背压。春秋季节,根据环境温度分配干湿冷系统的热负荷。PAC系统既节约水,又减小了湿式塔的尺寸。
采用PAC系统,在夏季保持相对较低的凝汽器背压,凝结水温度不会太高,可保证水精处理系统常年投入运行,保证超(超)临界空冷机组安全运行。同时,相对于湿冷机组适当增加进汽量,就可以保证空冷机组全年满发,经济性好。
4.2.2.3 用于大型超(超)临界空冷机组的干湿并列系统的构想
PAC系统较为复杂,结构布置较为拥挤,目前主要用于小机组,大机组由于排汽管道直径较大,采用图2的系统结构布置困难,建议采用图3的系统。在汽轮机排汽口下设排汽联合装置,凝结水箱设在排汽联合装置底部。排汽联合装置通过大口径管道与空冷岛相连,另一侧通过管子与侧进汽表面式凝汽器相连。通过控制循环水量,可以控制进入表面式凝汽器的蒸汽量,冬季循环水量为零,表面式凝汽器不进汽。夏季循环水量达最大,50%的排汽进表面式凝汽器。
由于还没有用于大型机组的经验,是否可用于大型超(超)临界空冷机组还需进一步作详细的论证。
5 结束语
超(超)临界空冷汽轮机具有结构成熟可靠、节水、节煤和环保的优势,并保证全年安全满发,在今后电力市场发展中具有广阔的前景。
参考文献
(1)马义伟译.干-湿并列联合系统优于全干式或全湿式冷却系统(J)(原文刊于Power,July/August 1998.P15-16).
(2)Dry Cooling-Parallel Condensing Wet/Dry Systems(PACSYSTEMR○).
(3)Case Study:Exeter Energy Project.
(4)Case Study:SEMASS Waste-to-Energy Facility.
空冷汽轮机 篇6
直接空冷汽轮机在缺水地区的电力事业中有着非常重要的地位。冷却风机是空冷系统的重要组成部分,减速机是冷却风机的关键保护。减速机的磨损会导致整个空冷系统运行的故障,对电厂的发电质量、经济效益造成严重的危害。
1.1 直接空冷系统设备概况
空冷凝汽器系统是直接空冷汽轮机的关键组成部分,高温度的汽轮机排出气体通过凝汽器时,其热量被冷却风机带走,冷却为蒸汽,内部未凝结气体被系统抽走,已凝结气体成为水进入凝结水箱进行循环。直接空冷汽轮机采用空气作为冷却介质进行散热,应用了散热器和加强空气流通的风机等设备。它的使用可以大量节约发电冷却用水,一般情况下可节约大约70%的冷却水。这不仅降低了发电厂的发电成本,同时对于环境保护有着积极的意义。直接空冷系统由排汽管道、翅片管式散热器、冷却风机等组成。直接空冷汽轮机就像整个空冷系统的心脏,协调着水、汽的循环利用;冷却风机就像心脏的跳动,协调整个系统中水汽的循环、运行;减速机就像心脏的动力源,确保了心脏规律、稳定的跳动。比如一两台冷却风机出现故障停止运行,整个空冷系统的排汽压力将增大,必然会引起系统运行大范围的波动。如果冷却风机故障是由于减速机造成的,那么导致的故障后果将会更严重、更棘手。直接空冷系统的故障越严重,给电厂经济效益造成的损失就越严重,因此,确保直接空冷系统的安全、稳定运行是确保发电质量、提高电厂经济效益的关键。
1.2 直接空冷系统的布置
直接空冷系统运转设备较多、运行复杂,冷却风机是直接空冷设备的重要运转设备之一,设备启动后,冷却风机便会一直运转,确保整个机组的有效排汽。冷却风机运行的稳定性和数量直接关系着机组的排汽压力。目前,国内采用的布置均为每组空冷凝汽器下部布置一个冷却风机,在空气流过时,散热器外表面将排汽凝结成水进入凝结水箱重新循环,节省了大量的发电冷却用水。每台冷却风机上会配置一台减速机,控制冷却风机的速度。减速机故障将导致冷却风机运转得不稳定、空转或停止,进而影响整个直接空冷系统的运行,降低了发电机组的运行效率,使电厂效益受损。
1.3 直接空冷系统的常见问题及解决
直接空冷系统为我国电厂的发展作出了积极贡献,特别是在缺水地区,其节水作用促进了那些地区电力事业的发展,为其经济建设提供了能源保障。直接空冷系统的运行与温度、风向、风速等有很大关系,例如:在夏季,直接空冷系统的散热需消耗带阻力的空气,整个系统的负荷就会增加,相应的凝结水温度也普遍较高,整个系统的运行受到影响,会发生一些不良的运行后果;在冬季,室外空气较冷,直接空冷系统的运行压力较低,凝结水温度控制较好,但一些部件存在结冰、冻裂等隐患。直接空冷系统的常见问题主要有以下几方面。
1.3.1 运行背压问题
直接空冷系统中的汽轮机受环境(温度、湿度等)影响易出现背压高的情况。受一年四季温差变化、昼夜温差变化影响易出现背压变幅大的问题,其变化范围可达到水冷汽轮机(水冷汽轮机运行的背压为4.9～11.8 kPa)的3～4倍。
1.3.2 直接空冷机运行易受灰尘影响
直接空冷机的冷却效果在风沙大、扬尘多的环境下会大打折扣。主要是由于灰尘对散热设备的覆盖导致翅片管散热受阻或冷却剂空气通道堵塞,致使整个系统冷却性能恶化。
1.3.3 易受风速、风向等影响
直接空冷系统易受风速、风向等影响。比如冷风机在吸入空气的时候会产生一定范围的负压区,负压区将一部分空气带走,这样吸入风机的风量就会减少,影响了空冷系统的运行效果。
1.3.4 严寒环境下冻裂问题
这一问题主要发生在空冷凝汽器和边缘部件上,凝结水解结冰导致管道等部件冻裂,影响空冷系统运行的安全性。
1.3.5 直接空冷系统问题的解决
目前,针对直接空冷系统易出现的问题一直在进行积极的分析研究和解决。一方面,正对直接空冷系统的运行环境进行分析设计,尽可能减少因环境问题导致直接空冷系统的运行安全隐患,确保直接空冷系统在使用地区的稳定、高效运行。另一方面,从设计上积极改进,例如设计更为牢靠的散热器连接技术,改进焊接工艺,使散热器连接焊缝更为致密,降低了散热器在运行过程中的受损概率;又比如改进空冷散热器设计,避免灰尘在散热器上沉积,提高了散热器的工作效率等。随着这些问题的解决,也许还会出现一些新的问题,但是科技的进步是不容质疑的,直接空冷系统在电厂中的应用优势是可以肯定的,随着空冷系统运用技术的不断成熟,其在我国电力系统的应用将会更加广泛。
2 冷却风机中减速机磨损的原因及对策
减速机在直接空冷汽轮机冷却风机机组中有着重要的地位,并且与空冷系统的常见问题存在着千丝万缕的联系,解决好减速机的磨损问题,是提高空冷系统运行效率、有效控制直接空冷系统常见问题的有效途径。通过实践经验总结,减速机磨损主要有以下四种原因。
2.1 油质差导致滤网堵塞
冷却风机从机组启动起需要一直运行,其减速机也有随着一起运动,在运动中需要消耗相应的油质,油质差导致滤网堵塞是造成减速机磨损故障的原因之一。滤网的堵塞导致油压低,冷却风机的保护运行自动停止,冷却风机轴承端缺油,减速机发生磨损导致冷却风机故障。这一问题的解决很简单,就是清理滤网、更换油质,确保减速机的用油质量。
2.2 减速机输出轴承磨损
减速机输出轴承负责冷却风机的运行保护,需长期承受向下的轴负荷,受此力影响会发生一定的磨损。解决办法就是使用质量好、产品合格的减速机,定期地对机组进行检修、维护,发现问题及时解决,避免问题的扩大。
2.3 减速机油箱跑油
减速机油箱跑油造成减速机磨损,其主要跑油因素为油箱门没关闭严实,造成漏油或油压表破裂造成跑油。油泵在缺油情况下进行开关动作,冷却风机保护停止运行,致使轴系的保护无效,导致减速机磨损。这种情况下,先要关好油箱门,对油箱门的关闭状态进行合理的查询,将问题解决在发生前。当发生跑油后,不论跑油速度快慢,对减速机的磨损都是很严重的,如果发现及时立即处理,加固叶片,减速机的磨损情况会好一点。如果不能及时发现,当油压低导致开关动作后,减速机会出现干摩擦,先是下轴承断油,再是上轴承断油,最终导致冷却风机随风空转,致使部件的磨损情况加剧,最终导致减速机磨损情况严重。
2.4 逆流风机受损
整列空冷减速机中的逆流风机比其他风机更容易损坏,原因是冬季逆流风机根据环境温度需要倒转回暖运行,而逆流风机不配备防止自转的装置,有可能在停运时因环境气流驱动而正转或倒转。在该风机启动时,如果需要使转动方向与自转方向相反,则减速机将承受极大扭矩。如果减速机配置为随动油泵,此时齿轮润滑流量为0,因此极易发生干磨损坏或因扭矩过大断齿的问题。这一问题,只能通过技术改造,采用装有电磁锁止装置的电动机作为原动机来解决。
3 结束语
当前,我国的电力供应主要以火力发电为主,火电厂的发电设备需要大量的冷却介质进行循环用水的制冷。在一些缺水地区,直接空冷汽轮机不仅为电厂带来可观效益,同时减少了电厂的用水量,降低了电厂的发电成本,对环境保护产生了积极意义。直接空冷汽轮机冷却风机减速机磨损问题是影响空冷系统运行安全、稳定的关键因素之一,避免减速机磨损,确保其正常运行对整个机组的稳定、安全运行意义重大。在电力事业发展趋势的推动下,积极处理好直接空冷汽轮机运行过程中的故障隐患,提高直接空冷汽轮机的效率,是促进我国电力事业发展的需要,也是我国环境现状与发电事业共同发展的理想模式。因此,对于减速机磨损问题一定要究其根源,从根本上予以解决,确保电厂发电的安全和经济效益。
摘要：通过对直接空冷设备系统的分析,就其配置、常见故障展开讨论,在研究空冷系统运行的基础上对减速机的运行和磨损原因进行了分析,并提出了相应的解决方案,以保障电厂发电系统的安全、稳定、高效运行。
关键词：电力事业,空冷系统,冷却风机,减速机磨损
参考文献
[1]陈海军.直接空冷汽轮机冷却风机中的减速机磨损原因分析[J].发电设备,2013(04):282-284.
[2]刘梦安,颜建田,高平.一种辅助滤波柜用冷却风机的设计与实验[J].机械工程与自动化,2012(05):92-93.
大型空冷汽轮发电机绝缘结构研究 篇7
1 主绝缘体系的确定
多胶环氧粉云母带连续式绝缘模压型或液压型绝缘体系, 和少胶环氧粉云母带线圈VPI型绝缘体系, 都能获得高质量的电机绕组绝缘, 所以两种绝缘体系在世界上都在广泛使用。
我公司大型发电机定子绕组为F级桐马环氧粉云母多胶模压型绝缘体系。通过与国外公司的合作项目, 我公司将国内交直流电机定子线圈、二滩18k V/550MW水轮发电机定子线棒及三峡20k V/700MW水轮发电机定子线棒分别发往日本三菱公司、加拿大GE公司、瑞士ALSTOM公司 (原ABB) , 这几家公司采用国际标准及相应国家标准, 对我公司提供的线棒进行了外观质量和几何尺寸检查;对表面电阻、介质损耗、冷热循环、电热老化及电老化试验等进行了严格的考核评定。试验结果表明:多胶模压体系制造的线棒, 其电气、机械性能达到国外少胶VPI体系同等。同时, 由于用于制造高电压等级少胶VPI线棒用的主绝缘材料 (特别是云母带、浸渍树脂) 及部分配套材料需完全依赖进口。从材料供货周期、质量保证、经济性、生产安全性等长远发展考虑, 仍采用国内传统的多胶模压绝缘体系。
2 角部电场分布的改善
电机运行时, 线棒导体的角部电场较为集中, 即线棒导体角部的电场强度要比导体其它部位高得多。
针对线棒导体角部电场集中问题, 国内外大电机制造商在这方面都进行了大量的研究工作。每个公司都有不同的处理方法, 对改善角部电场分布都有一定的效果。通过角部场强的良好均化, 使绝缘厚度减薄成为了可能, 同时对云母带材料进行了研究和改进, 使云母带的电气性能得到提高, 线棒的击穿性能相应提高。
综合分析国外技术, 结合我公司独有的经验以及考虑产品性能、制造工艺、可靠性等诸多因素, 最终确定了改善定子线棒角部电场分布的方案。即将导线的角部修成R2~R3, 按试验确定的长度找出等电位点, 并控制等电位层阻值在一定的范围内, 达到均压的目的。
3 线棒端部防电晕问题
为使起晕电压提高, 采用多级防晕处理法, 起晕电压明显提高, 同时采用新型防晕材料, 减薄了线圈端部防晕层厚度, 较少的占用了主绝缘尺寸。这种措施给模具加工、特别是线棒制造带来很大难度, 导致定子绕组的斜边间隙变小, 试验及运行过程中易产生放电。
使用传统的开槽结构, 防晕层将占掉绝缘尺寸, 这样绝缘就会变薄, 各项绝缘性能随之下降, 该处就会成为绝缘薄弱点。采用新型因此现有的防晕结构难于达到电晕的标准。因此需要选用新型的防晕材料, 减薄了线圈端部防晕层厚度, 较少的占用了主绝缘尺寸。新型防晕材料, 阻值特性较好, 袋子尺寸薄, 使整体防晕层厚度变薄, 有效的提高了线棒起晕电压水平, 新结构防晕层厚度较传统结构防晕层厚度减薄了40.8%, 有效的降低了对主绝缘的占用率。
4 绝缘材料开发
定子线棒的主绝缘材料的主绝缘材料是云母带, 汽性能好坏直接影响定子线棒的绝缘水平。因此, 对云母带的电、热和力学性能要求较苛刻。云母带是由胶和粉云母纸以及补强材料组成。粉云母纸的厚度、孔隙率和云母鳞片尺寸直接影响定子线棒电性能、老化寿命。因此, 在云母矿的选择、粉云母纸的操制时间及工艺上进行了严格的规定, 对操制好的粉云母纸性能提出更高的标准。
针对空冷机组, 若斜边间隙过小, 易产生放电, 所以不能采用开槽结构。传统的防晕材料特点是:带子偏厚、阻值特性不满足要求, 因此采用新型防晕材料, 新型反运材料具有阻值特型好, 尺寸薄的优点。很好的提高了线棒的防晕水平, 同时减薄了线棒的绝缘尺寸。
5 工艺改进
空冷汽轮发电机定子线棒第一大特点是绝缘厚度薄, 工作场强高。国内外电机制造厂家对此种特点的线棒都是采用线棒VPI (真空压力浸渍) 工艺进行生产, 如此制造的线棒既能保证绝缘厚度薄又使绝缘层均匀, 公司多年来一直坚持传统的多胶模压体系, 最大的弊端是绝缘厚度不均匀, 最薄面绝缘厚度小于设计值。要制造性能要求如此之高的空冷汽轮发电机定子线棒, 对传统模压工艺方法将是一个严峻的考验。
使用柔软的云母板材料, 将松散的电磁线粘接在一起, 既要保证使导线粘接好, 又要防止压制后导线侧面有缝隙。缝隙过大将造成模压后绝缘内部气体在高电压下游离放电, 因此必须保证导线之间云母材料填充饱满, 使导线有足够的强度。针对垫条使用数量和导线成型情况进行了试验, 既达到了流动性好保证填充, 又满足了粘接和强度要求, 解决了导线压制和填充的技术问题。
为保证云母带包扎紧度、层数, 提高绝缘包扎质量, 从以下几方面进行了研究:[1]采用数控包带机, 通过反复进行工艺试验, 确定了最佳包扎张力。 (2) 对线棒的不同部位, 采用不同的包扎工艺, 如直线转角部位由于存在增厚、减薄问题;引线转角去丝位置由于尺寸变小, 采取特殊的包扎工艺, 保证绝缘厚度均匀性和外观质量。 (3) 通过包扎层数、尺寸、成品表面状况及线棒性能测试, 确定了合理的绝缘包扎层数。
参考文献
空冷汽轮机 篇8
在实际中,电网的频率是不断波动的,如在末端电网,由于许多新能源发电单元(如风电机组)的并网运行,其频差信号经常在±0.05 Hz左右(对应转速差为±3 r/min)频繁变化。而电力系统运行的主要任务之一是对频率进行监视和控制,因此,发电机组的一次调频功能对维持电网频率的稳定至关重要。如文献[1]和文献[2]中指出,在电网频率的波动事件中,一次调频能力离设计值相差甚远,很多装备有快速数字电液调速器的机组没有参与一次调频。文献[3]中,针对一次调频引起EH油管振动问题,从硬件的角度提出了在每个高压调门的进油管路增加了蓄能器,并对管束支撑进行了加固的处理措施,并取得了一定的效果。而文献[4]中,针对某135 MW亚临界机组为例,从DEH系统逻辑上分析了一次调频功能在重叠度区容易引起阀门大幅晃动,甚至引起EH油管振动的原因;并且,提出在重叠度范围略微减弱流量—阀位曲线斜率较大的阀门一次调频能力,在总体上保证一次调频的幅度和精度满足电网要求,在国内首次从软件优化的角度来消除一次调频引起的阀门大幅晃动和EH油管振动;同时,还通过仿真试验验证了在CCS与DEH联合调频方式下,优化后可大大降低阀门晃动幅度,提高了汽轮机组的安全稳定性。由于,600 MW级别的机组目前在我国占有很大的比重,许多文献中提及这个级别的机组在实际运行中会出现许多问题[5,6,7,8,9,10],而且这些问题随着机组运行参数的升高,问题的严重性以及出现的概率也相应地加大。如超临界机组的问题就要比亚临界的多一些,如国内大多数未进行系统高调门配汽优化工作的火电机组,都存在高调门配汽规律设计不佳的情况。当机组投入顺序阀方式运行时,出现了一些由配汽规律设计不当而引发的问题,因此,600 MW级别机组的运行优化经验是非常宝贵的[11,12,13,14,15,16]。
1 机组存在的问题分析及解决方案
1.1 优化前机组存在的问题
本厂的两台机组自投运以来,一直存在一些问题,其中最主要的一个问题就是高调门的摆动问题。当机组在顺序阀方式下运行时,汽轮机的综合阀位(85%左右)刚好处于高调门的第三个阀与第四阀重叠区域附近时,就会出现高调门的大幅摆动问题如图1所示,高调门GV4最大摆动幅度为±10%左右。并且,调门的摆动还会直接导致主汽压的摆动以及负荷的摆动,极大地影响了机组的安全稳定运行,如图2、图3所示,主汽压扰动较小,基本在小于0.05 MPa的范围内;但是对负荷的扰动较大,最大负荷扰动为±5 MW左右。因此,需要对机组采用一定的运行优化策略,解决阀门摆动这个首要问题。
1.2 高调门的问题分析及解决方案
为了对机组存在的问题进行深入的分析研究,避免其余干扰因素,所以将机组切换至阀位控制方式下运行,此时,汽轮机的综合阀位刚好处于高调门的第三个阀与第四阀重叠区域附近时,高调门的摆动问题也存在,并且摆动的幅度时大时小,因此,需要对机组的实际运行参数及DEH控制逻辑进行分析。通过分析DEH控制逻辑发现,机组虽然在阀位控制方式下,但是机组的阀位指令还是处于不断变化中,因此,也就引起了高调门的摆动现象。最终,通过对引起阀位指令变化的回路的分析,发现是机组所处地域的网频较差,机组的功频调节回路处于工作状态,一次调频的动作,因此,阀位指令的不断变化,最终引起高调门的摆动问题。并且,当综合阀位刚好处于高调门的第三个阀与第四阀重叠区域附近时,第三个高调门的开度变化斜率较大,如图4所示,因此,当阀位指令变化较小时,就会引起第三个高调门的大幅摆动,这实际上是由于高调门的配汽规律设计不当而引发的问题。
机组高调门配汽规律设计不当,会引发机组的一系列安全性和经济性以及调节性能问题。如顺序阀规律的重叠度设置不当时,机组在高调门重叠区域的阀位附近运行时,不仅会产生较大节流损失使机组运行的经济性下降,还可能引发高调门的大幅高频摆动问题,还可能伴随不同程度的负荷摆动问题,严重时甚至导致停机。此外,机组阀门流量特性的准确程度对汽轮机也具有极其重要的影响。而在现实当中,由于现场安装等因素、汽轮机制造过程中存在差异以及机组的调门进行检修或更换等各种因素,造成实际的阀门流量特性曲线与机组出厂时DEH中预置的阀门流量特性曲线存在不同程度的差异。这种差异较大时,可能会引起在机组变负荷和一次调频时出现负荷突变和调节缓慢的问题,造成机组控制困难,影响机组的安全性和变负荷能力。因此,对机组进行高调门的配汽规律优化工作十分有必要的。
如图4所示,机组高调门的原进汽规律存在一些不合理之处,尤其是在重叠区域附近,不仅#4高调门在85%的阀位时存在摆动的问题;当机组运行至62%左右阀位时,综合阀位指令的小幅变化也会导致#1和#2高调门出现大幅摆动问题。通过对机组进行变工况计算以及实际的阀门流量特性的重新辨识,设计出了机组新的高调门进汽规律,如图5所示。新设计的顺序阀规律,不仅解决了在重叠区域先开启的阀门的开启过陡问题,还解决了原规律的线性度差的问题。并且,根据现场运行数据中的轴系稳定性问题,对开启顺序也做了一些优化调整。
2 实际运行效果验证试验
2.1 高调门摆动问题解决的试验验证
新设计的顺序阀高调门进汽规律,在机组DEH中通过阀门管理函数的修改来实现,已投入到实际运行中,对新设计的规律进行实际运行效果的验证工作,实验过程如下图6~图8所示。
从图6~图8所示的实验过程中可以看出,优化后当机组在顺序阀方式下运行时,汽轮机的综合阀位(85%左右)处于高调门的第三个阀与第四阀重叠区域附近时,不存在高调门的大幅摆动问题;如图6所示,高调门GV4最大摆动幅度仅为±1%左右。并且,调门的摆动还会对主汽压的摆动以及负荷的摆动的影响也较小,机组基本处于的安全稳定运行状态;如图7和图8所示,对主汽压基本无扰动了,而对负荷的扰动也较大,最大负荷扰动仅为±1 MW左右。因此,通过对机组的运行优化,达到了解决阀门摆动的问题。
2.2 高调门配汽优化的其他效果
同时,两台600 MW机组的现场试验还发现,汽轮机上下缸体的膨胀偏差也比原来要小,这对改善机组的经济性有很大的帮助。因为,上下缸温差大不仅可能会直接导致汽缸漏汽,还可能引起汽缸变形,动静碰磨,汽封磨损。由于汽缸变形,启、动、静碰磨等原因,很容易造成汽封磨损,汽轮机径向间隙增大等一系列影响机组安全与经济性的问题。此外,由于经过细致的阀门流量特性辨识,机组高调门的顺序阀规律与其实际特性吻合较好,高调门流量特性曲线的线性度得到了很大的改善,如图9和图10所示,因此,这也就意味着极大地改善了机组的调节性能,如一次调频性能和AGC跟踪性能。
3 结论
本文通过对两台600 MW机组实施配汽优化,从软件优化的角度来降低高调门在重叠区域由于一次调频动作造成的高频摆动问题,改善机组的安全稳定运行性能。目前,国内参与调峰和一次调频的汽轮机组,不少在全程调频和顺序阀方式时都出现过高调门的大幅摆动,一些电厂基本都从硬件的角度来采取避免措施,很少从软件的角度来进行运行优化的,至于从高调门的整体流量特性的角度出发来进行配汽规律的优化从而解决一次调频引发的高调门摆动问题更是不多。配汽优化不仅可大大降低阀门摆动的幅度,提高汽轮机组的安全稳定性,还能在总体上保证一次调频的幅度和精度,满足电网要求。因此,希望此文能起到抛砖引玉的作用,以此共同研讨出更好措施,消除一次调频功能给机组带来的安全隐患。这对于600 MW级别的各种类型机组,无论是亚临界还是超临界以及超超临界机组,在机组参与电网的调峰和调频任务而投运顺序阀运行方式时,都可以借鉴以上的优化策略。