背压式汽轮机增容改造

背压式汽轮机增容改造（共3篇）

背压式汽轮机增容改造 篇1

摘要：本文在简单介绍凝汽式汽轮机实际应用情况和存在问题的基础上, 结合实际工作经验, 对凝汽式汽轮机改造成为背压式汽轮机的方法和实施进行了讨论, 改造后的效益分析结果证明了所使用方案的可行性, 可以在实际工作中对相关经验进行借鉴。

关键词：凝汽式汽轮机,背压式汽轮机,改造方法

1 概述

就目前的实际情况来看, 国内很多企业自备电站和中小型电站所配备的抽凝式汽轮发电机组都因为各种主客观因素的影响而长期处于闲置状态, 这些因素既包括煤、电价格矛盾突出, 企业因生产经营活动处于亏损状态而不得不做出的选择、热要求参数与抽汽参数匹配度不足, 无法满足热需求而导致的长期闲置, 也包括因为凝汽发电部分比例过大、热效率无法满足政策要求而导致的政策性停运。例如, 某热电有限责任公司的两台抽凝机组, 就因为煤电比例失衡, 燃煤成本高于发电效益而不得不将其停运, 并通过减温减压对外供热来弥补自身的经济损失。为了最大程度降低企业的经济损失, 发挥这些闲置机组在满足供热需求方面的积极作用, 公司将其改造成为背压式汽轮机, 并在实际工作中获得了满意的效果。

2 实际案例

受某热电有限公司的委托, 笔者所在单位对该公司的一台C15-4.9/0.981型抽凝机组进行改造, 目标是将其改造成为仅供补水用的低背压、小排汽抽背式汽轮机。在对改造工作进行可行性研究的基础上, 工作人员进行了改造方案的论证和设备结构的设计, 并完成了对于气动热力的计算, 最终在保留喷嘴数目和级数的基础上明确了改后的结构形式, 并对方案进行了具体的实施。设备改造结束并投入运营数月后, 证明了改造工作的可行性。由于在改造中, 去掉了原有的循环水系统和冷凝器, 所以减少了循环水泵和冷源方面的能量损失, 使机组的热效率和热电比都得到了明显提升, 真正满足了“以热定电”的要求。与改造前的抽凝式汽轮机相比, 改造后的设备在满足相同供热需求的同时, 获得了更好的节能效益, 有效的响应了国家有关节能减排的号召。

3 改造工作的实施

3.1 确保改造工作的科学与合理性

原有设备的尺寸和结构设计是根据抽凝式汽轮机的使用需求进行的, 所以与改造后的使用需求之间存在着的很大的差异。原有设备的排汽压力为0.005828MPa, 容积流量约为1.3×106m3·h-1, 处于高度真空的状态, 末级对通流面积的要求较高, 所以叶片相对较长。在改造成低背压 (<0.02MPa) 、小排汽量 (<10t·h-1) 抽背式汽轮机后, 末级排汽的容积流量降低为原来的1/20, 约为0.065×106m3·h-1, 所以对于排汽管道尺寸、末级通流面积的要求都大幅减小。另外, 原机组的焓降理想值为12222k J kg, 由12级构成, 级数相对较多。改造后, 焓降理想值降低约60%, 为750k J/kg。各级理想焓降按照最佳速比原则配置, 对于级数的需求大幅降低, 因此要将后面的若干级数去除。

改造后, 汽轮机的背压和排汽温度都会增加, 后汽缸温度会因此上升, 若采用后汽缸和后轴承座一体结构, 就必然会导致后轴承因上扬而出现振动, 降低机组的安全运行系数。为了对这一问题进行解决, 工作人员在去掉末级叶轮车后将其改为轴套, 并在被摘除隔板的位置加设了专门设计的带轴封装置的隔热挡板, 确保后汽缸始终处于合理的工作温度。

若对外供汽的压力<0.5MPa, 可将其改造为背压式汽轮机, 对外供热由排汽直接进行;若对外供汽压力和温度相对较高, 对外供热则需由原抽汽口进行, 在保留其后若干级的基础上, 将压力通过少量的蒸汽控制在<0.2MPa的水平, 以发挥降温的作用。利用原有的低加抽汽口能够将排汽直接输入低压加热器当中, 以发挥其作为加热补水的作用, 满足机组的自身需求。

在本次工作中, 所采用的改造方案为:根据原有的结构尺寸和当前的实际需求, 重新进行了相应的计算与设计。首先, 通过计算对汽轮机在改造后所需级数、抽汽口位置进行确定。其次, 按照设计及相关参数, 对整体焓降进行确定, 再重新分配所保留各级的焓降, 使各级速比尽量处于最佳范围内。第三, 逐级进行更加全面的计算。最后, 在满足各级冷却流量的前提下, 对不同的方案进行比较分析, 确定保留各级的喷嘴数和通流面积, 并对多余喷嘴进行处理。

3.2 改造工作的具体实施

3.2.1 本体改造

隔热挡板采用了隔板的形式, 水平中分为上下两部分, 接合面即为中分面, 加工制作仍按照原有的配合尺寸与隔板位置进行。由于改造后, 背压和漏汽量都会提高, 所以对于汽封轴的尺寸要求也大幅增加, 为此, 工作人员设置了五道梳尺汽封, 并在挡板加强筋的两侧位置留置了疏水孔, 以便凝结水能够在启动时被排出。除末级外, 拆除级均进行了叶根和叶轮的保留, 以防止出现槽道冲蚀的现象。去除喷嘴的位置依据上下缸的温度均匀性来决定, 转子在改造后重新进行了动平衡。

3.2.2 系统改造

系统的改造主要是在原有抽凝系统的设计和布局上进行, 所以改造的时间大幅缩短, 改造费用也随之降低, 有利于改造结束后的运行操作。例如, 对外供热仍沿用原有的一段抽汽, 同时在保留二、三段抽汽的基础上加设联通阀。排气口选择为原有的三段抽汽口, 对除氧器和低压加热器进行补水的加热。若去除氧器的抽汽压力在低负荷工况时有所不足, 则可将联通阀关闭, 以原有的二段抽汽满足除氧器的用汽供应。改造结束后, 原凝汽器中的喷水装置仍发挥对系统进行补水的作用, 同时负责原机组均压箱改道后往凝汽器中输入蒸汽和隔热挡板汽封漏入蒸汽的凝结任务。凝结水会通过水泵被先后输往低压加热器和除氧器, 最终被加热到104℃。改造结束后, 机组原有的两台27k W射水抽汽器水泵和三台280k W循环水泵被停用。

4 效益分析

改造结束后, 机组获得了很好的节能效果与效益, 经测算, 热效率、热电比、煤耗、经济效益等指标均得到了有效提升。

4.1 热效率

在机组改造前后, 均在65t·h-1的条件下对外供热, 改造前后的热效率分别为55.8%和79.5%, 热效率提升了23.7%, 使能量的利用更加合理。

4.2 热电比

在机组改造前后, 均在65t·h-1的条件下对外供热, 改造前后的热电比分别为5.42和13.55, 提升近250%, 这主要是因为凝汽发电部分被去除的原因。

4.3 煤耗

在机组改造前后, 均通过热值平均为20935k J/kg的原煤对发电的煤消耗量进行计算, 改造前后的煤耗分别为553.6g (k W·h) -1和166.2 g (k W·h) -1, 较大机组发电煤耗有了较大幅度的下降。

4.4 经济效益

按照每年运行7000h, 上网电价为0.5元 (k W·h) -1、以及煤耗、发电效益进行比较, 改造前后的经济效益分别约为240万元和1103万元, 经济收益增多近870万元。

结语

进行背压式汽轮机的改造是特定历史和现实条件下的一种折中之选, 并不是节能的发展方向。不过在当前的实际条件下, 改造后机组的经济、节能效益对于某些企业而言的确具有一定的帮助, 所以本次改造所获得的经验对于解一时之急仍具有一定的指导和借鉴意义。

参考文献

[1]张玉峰, 崔健锋, 等.凝气或抽凝机改造为背压机组的方法及效益[J].化肥工业, 2010, (5) :46-48, 52.

[2]王兴平, 黄功文.汽轮机凝汽器双背压改造的经济性探讨[J].发电设备, 2010, (4) :241-243.

[3]张玉峰, 管立君, 等.中小型凝汽式或抽凝式汽轮机改造成背压式汽轮机的一种新方法[J].节能技术, 2008, (3) :167-173.

背压式汽轮机增容改造 篇2

目前, 有些中小型热电厂和企业自备电站, 由于种种原因, 一些抽凝式汽轮发电机组长期不能投运, 处于闲置状态。其中有些是政策使然, 如凝汽发电部分比例过大, 热电比低, 热效率达不到政策规定要求而不允许运行;有些是自身问题, 如抽汽参数和供热要求参数不匹配, 满足不了用热需要而长期不用;有些是当煤、电比价矛盾突出时, 煤价过高, 电价跟不上, 企业承受不了这种损失而被迫停机。例如, 淮安经济开发区热电有限责任公司两台C15-4.9/0.981型抽凝机组, 就在2008年秋煤电价比失衡时, 发电效益低于燃煤成本, 迫使机组停运, 改用锅炉减温减压对外供热来减少亏损。这种情况下, 一些企业为了发挥这些闲置机组的功效, 满足供热需求, 提出将抽凝式汽轮机改造成背压式汽轮机或抽背式汽轮机的意愿。

受淮安经济开发区热电有限责公司的委托, 经过笔者协作各方的共同努力, 对其一台C15-4.9/0.981型抽凝机组改造成低背压、小排汽量 (只供补水用) 的抽背式汽轮机, 进行了可行性研究、方案论证、结构设计、汽动热力计算, 确定了改造后汽轮机的结构形式, 保留级数及其喷嘴数目, 并进行了具体的实施。

改造后的抽背式汽轮机组于2008年末投入运行, 经过数月的运行实践, 表明这种改造是可行的。由于去掉了冷凝器及循环水系统, 消除了冷源损失和循环水泵的耗功, 大大提高了发电机组的热电比和热效率, 实现了真正意义上的以热定电。与原来的抽凝式汽轮机相比, 在满足同样供热要求的条件下, 具有更好的节能效益, 更符合我国能源政策的要求。

2 改造方法及实施

2.1 用科学的方法进行改造, 方能达到安全的改造效果

原汽轮机的结构和尺寸, 是按照抽凝式汽轮机的使用要求设计的, 与改造后抽背式汽轮机的使用要求相差甚远。原机组排汽压力为0.005 828 MPa, 处于高真空状态, 排汽的容积流量约为1.3×106 m3·h-1, 末级需要很大的通流面积, 故叶片很长。改造成低背压 (0.02 MPa以下) 、小排汽量 (10 t·h-1以下) 抽背式汽轮机后, 末级排汽的容积流量约为0.065×106 m3·h-1, 为原机的1/20, 因此, 所需末级的通流面积、排汽管道尺寸, 远比原机结构要小。此外, 原抽凝机组的理想焓降为12 222 kJ/kg, 级数较多, 由12级构成。改造成抽背式汽轮机后, 理想焓降只有750 kJ/kg, 相当于原机焓降的60%。按照最佳速比原则配置各级理想焓降, 所需级数大为减少, 还要去掉后面若干级数。所以, 改造后的抽背式汽轮机, 在结构上必然与原来的汽轮机有很大的变化。更为重要的是, 由于改造后的汽轮机的背压提高, 排汽温度升高, 致使后汽缸温度升高, 如果后轴承座与后汽缸为一体结构, 则将引起后轴承上扬产生振动, 影响安全运行。为解决这一技术难题, 我们将末级叶轮车掉改为轴套, 摘除末级隔板, 并在此位置上加装一个专门设计加工的带轴封装置的隔热挡板, 使后汽缸能够在允许的温度范围内工作。

如果对外供汽压力较低, 一般在0.5 MPa以下, 可改为背压式汽轮机, 由排汽直接对外供热;如果对外供汽压力较高, 排汽温度过高, 就要用原抽汽口对外供热, 再保留其后若干级, 通过少量的蒸汽, 把压力降下来, 达到0.2 MPa以下, 起降温作用。这样利用原低加抽汽口进行排汽, 排到低压加热器中, 作为加热补水用汽, 满足自身需要。

我们的改造方法是:以现有的汽轮机的结构尺寸为依据, 按照改造后的使用要求, 重新进行热力计算和结构设计。首先通过初步计算, 确定改后汽轮机所需要的级数和抽汽口位置, 然后, 对保留的各级, 按改造设计工况给定的设计参数和进汽量、抽汽参数和抽汽量以及排汽压力, 确定整机的焓降, 再进行各级焓降的重新分配, 并尽量满足各级速比在较佳范围内, 然后进行逐级详细的热力计算和热力系统的热平衡计算。在满足后面各级冷却流量的基础上, 经过多方案的反复对比计算, 最后确定各保留级的通流面积及相对应的喷嘴数, 并堵去多余的喷嘴。

计算结果表明, 各级焓降配置合理, 速比较佳, 具有较好的级效率。这是通过多方案的比较计算得到的。例如, 在确定第一压力及通流面积是否调整时, 计算了调整和不调整到最佳通流面积的两个方案。结果在相同的进汽量、相同的抽汽压力和抽汽量的条件下, 调整比不调整多发电260 kW。再如, 在确定保留级数时, 计算了去掉最后四级和最后五级两个方案, 结果多去掉一级反而多发电20 kW。还有, 在确定回转隔板的调整方案时, 由于通过的流量甚少, 只通过原设计六组中的1/5就够用。这样是人为的堵去多余的汽道好还是用自然调节来挡住多余的汽道, 分析结果认为堵比挡好。计算表明, 分段调节5组比堵4组多发电50 kW。故采用第一方案。

在方案论证会上, 委托方有人提出:可否对原汽轮机内部结构不作改动, 直接按背压运行。我们通过理论分析和实际计算, 指出这种情况实际是原汽轮机运行当中, 运行条件非常恶劣的一个变工况, 对经济性和安全运行都有很不利的影响。理由是, 因为通过低压调节级 (第三级) 及其后各压力级的流量都很小, 一般要满足冷却要求流量只需5～10 t·h-1蒸汽即可, 这就远远偏离原设计工况流量, 致使低压调节级后的压力变得很低, 很接近改造后的汽轮机的背压。如, 该汽轮机原来设计工况在抽汽50 t·h-1时, 低压调节级及其后的各级流量为51.3 t·h-1, 低压调节级后的压力为0.7 MPa左右, 改造后通过这些级的流量为6 t·h-1, 排汽压力为0.1 MPa。用弗留盖尔公式计算, 改造后的汽轮机低压调节级后的压力为0.127 MPa, 很接近0.1 MPa, 可见低压级的膨胀过程都是在低压调节级中进行的, 该级前后的压差由原设计的0.3 MPa增加到1.05 MPa, 增加3.5倍, 这无疑对回转隔板的挠度并对其转动机构的可靠性带来影响。由于这级焓降的过分增加, 不仅大大增加了流动损失, 而且增加了动叶的弯应力, 对安全也不利, 而且由于其后的各低压级 (第4至第12级) 总焓降很小, 分配到各级的理想焓降微乎其微, 这样在各级喷嘴和动叶中, 流速很低, 摩擦鼓风损失占了主导地位。更需指出的是, 由于汽流不能充满各压力级汽道空间产生很大的脱流段而引起漩涡流动, 这种不稳定的涡流, 增加了叶片的动应力。有实验表明, 当级焓降减少到原来焓降20%时, 叶片的动应力将增加4倍。这种疲劳应力, 短时间可能不会损坏, 但是具有潜在的危险性, 为此, 我们明确表示, 不同意对汽轮机通流结构不加任何改造就按照背压汽轮机或抽背式汽轮机的运行方式运行。

2.2 实施

这次改造获得一次投运成功得利于:结构改造工艺合理、加工件的精心设计和制造, 以及对原汽轮各系统的合理利用和完善。

2.2.1 汽轮机本体的改造实施

对隔热挡板采用隔板的形式, 为上下两半, 水平中分, 中分面为接合面, 仍然采用原来隔板位置及配合尺寸加工制作。由于背压提高漏汽量增大, 隔热挡板所需要的汽封轴向尺寸较长, 我们采用了五道梳齿汽封, 在挡板的加强筋两侧预留了疏水孔, 以便启动时将凝结水排出。

对于转子除末级外, 对拆除级保留了叶轮和叶根, 以防止槽道冲蚀。对于堵去喷嘴的位置, 考虑了上下缸温度均匀而定。改造后的转子重新作了动平衡。

2.2.2 汽轮机系统的改造实施

整个系统的改造是在原抽凝系统的基础上, 合理利用了原系统的设备和布局, 因而缩短了改造工期, 减少了费用, 有利于改造后的运行操作。如:仍用原机组一段抽汽作为对外供热, 并保留原二段和三段抽汽, 并将其间加装一联通阀。用三段抽汽口作为排汽口, 排到低压加热器和除氧器中对补水进行加热。在低负荷工况时, 去除氧器抽汽压力不够, 可关闭联通门, 用原二段抽汽供除氧器用汽。改造后系统的补水仍通过原凝汽器中加装的喷水装置, 并用来凝结从隔热挡板汽封漏入的蒸汽和原机组均压箱改道后疏往凝汽器内的蒸汽, 然后通过凝结水泵送往低压加热器加热到80℃, 再到除氧器加热到104℃。

机组改造后停运了原系统三台280 kW的循环水泵和两台27 kW的射水抽汽器水泵。

3 改造后的节能效益

该抽凝式汽轮机改造为抽背式汽轮机后, 获得了显著的节能效果和较好的节能效益。通过委托方实际运行提供的数据, 计算的热电比、热效率和发电煤耗以及经济效益的计算结果如下:

3.1 热电比

改造前和改造后的机组, 在相同对外供热65 t·h-1的条件下, 改前的热电比为5.42, 改后由于去掉了凝汽发电部分, 热电比提高到13.55, 提高了2.5倍。

3.2 热效率

改造前、后均以对外供热65 t·h-1的条件进行比较:改造前的热效率为55.8%, 改造后的热效率为79.5%, 提高了23.7%, 能量得到了更合理的利用。

3.3 发电煤耗

用平均热值为20 935 kJ/kg的原煤计算发电煤耗, 改造前标煤耗约为553.6 g (kW·h) -1, 改造后标煤耗约为166.2 g (kW·h) -1, 远远低于大机组的发电煤耗。

3.4 经济效益

上网电价为0.51元 (kW·h) -1, 按年运行7 000 h计算, 改造前从煤耗、发电取得的效益比较, 改造前收益约为240万元, 改造后约为1 103万元, 改造后要比改造前约多收益863万元。

4 结论

背压式汽轮机增容改造 篇3

丰满7号水轮发电机组是原苏联列宁格勒金属工厂20世纪50年代初的产品, 于1953年投入运行, 至今已有50余年的历史。目前水轮机运行基本稳定, 但参数水平较低下。发电机部分经过增容改造后, 其额定出力由72.5 MW增加到85 MW, 水轮机设计额定出力为75 MW, 这就为水轮机的增容创造了条件。丰满电厂此次水轮机增容, 采用贴体坐标下的有限体积法和k～ε模型, 对7号转轮内部的三维粘性流动进行了数值模拟, 科学合理地确定了转轮叶片的切割量, 从而对7号水轮机转轮进行割边增容, 收到了较好的效果, 为老水轮机增容改造探索出一条新路。

2增容改造的必要性

丰满电厂7号水轮机转轮是苏联50年代初的产品, 水轮机的效率、出力等性能指标较低下, 而转轮的材料为ZG30, 抗汽蚀能力较差, 在转轮叶片背面下部靠近出水边处出现较严重的汽蚀, 如蜂窝、穿孔、掉边, 机组在运行中由于卡门涡的作用, 曾发生多次转轮叶片裂纹, 其裂纹错牙最大距离高达14 mm。在1993年小修检查发现有7个转轮叶片存在数条穿头性的裂纹, 裂纹长度最长的约近300 mm, 虽经修复但转轮叶片的叶型变形较大, 水轮机存在较大的水力不平衡, 在某种程度上威胁机组的安全稳定运行。因此对7号水轮机进行增容改造是十分必要的。

3改造方案

目前, 水轮机增容改造的途径通常有2种:一是更换新转轮;二是对旧转轮进行修型[1]。

更换转轮。即将原旧转轮更换成效率高、过流能力强的新转轮。该类改造在我国许多大中型水电厂普遍应用。典型的有:刘家峡、丹江口、新安江等电站对水轮机转轮进行了更新。丰满4号机组现代化改造中最重要的一项就是更换高比转速的新型不锈钢转轮。在该类型的改造中, 仅更换转轮一项, 投资大约在500～600元/kW。这种增容方式是最彻底的, 但工期长、人力投入和资金投入都很大[2]。

转轮叶片割边增容。即对原水轮机进行叶片割鼓包和切割出水边修形来达到增容的目的。该方式投资少、见效快, 适合于设计制造较早、参数标准较低、有增容潜力的水轮机。典型的有:1984年, 桓仁电厂HL741-LJ-410水轮机转轮叶片切割出水边改造[3], 机组实际增容10%左右;丰满电厂8号水轮机于1970年进行了转轮叶片出水边割边改造, 改造后机组增容10%左右。

从大量的机组现场效率试验结果获知, 1970年以前, 7号、8号机在等水头等开度情况下, 两台机的出力基本相当。1970年8号机组割边增容后, 对7、8号机均作了4个水段的效率试验, 试验结果表明, 8号机割边后, 在高水头大流量时增容较明显, 水轮机出力增加了约10.8%, 水轮机效率基本上无变化。从1997年7号、8号机效率对比试验的结果表明, 8号机割边增容是相当成功的。由此可以推断, 与8号机完全同型的7号机割边增容是完全可行的。通过以上分析, 本着投资少、见效快的原则, 最终选择通过对7号机转轮叶片割边的方式进行增容改造。

4改造方案的实施

由于水轮机转轮是水轮机中最重要的过流部件, 不但自身旋转, 而且叶道的几何形状伴有强烈的弯曲和扭曲, 其内部流动是复杂的三维流动。因此, 7号水轮机转轮叶片的割边量是在三维时均N-S方程基础上, 采用贴体坐标下的有限体积法和k～ε模型 (计算公式略) , 对7号水轮机转轮切割前后几个典型工况的三维紊流流动进行数值模拟后确定的。

计算方案与计算工况选取了3个典型工况。

(1) 7号机转轮叶片切割前。

(2) 7号机转轮叶片切割后 (出水边40 mm等距离切割) 。

(3) 7号机转轮叶片切割后 (出水边上冠50 mm) 下环20 mm切割。

经过计算后, 结果表明:叶片的低压区发生在叶片的背面的中部靠近下环偏向出口边的地方, 另一个小的局部低压区发生在叶片的背面靠近出口边上冠的地方, 如图1和图2。从图1 (b) 叶片背面压力分布图上看, 叶片的汽蚀非常严重。这一结果与7号机分解后检查的结果相吻合。从图2 (b) 叶片背面压力分布图上看, 割边后的汽蚀状况要远好于割边前的汽蚀状况。这说明转轮出口边的适当切割不仅能够增加出力, 同时还改善了转轮的汽蚀情况。

(H=47.23 m, Q=120 m3/s, n=125 r/min)

(H=46.05 m, Q=120 m3/s, n=125 r/min)

通过对计算结果的比较和分析, 根据实际改造经验, 确定七号水轮机转轮切割叶片出水边改造采用等边切割方式, 切割量40 mm。首先将叶片出水边修整至同一轴截面, 然后再利用已校正的叶片出水边对原转轮叶片进行修型。

5改造效果

5.1机组运行情况

7号机组已于2000年12月大修后并网发电, 水轮机转轮叶片割边改造后现场启动试验结果表明, 机组运行稳定性较好, 机组的振动、摆度较小, 其他各项技术指标均达到了规程规定的标准。通过在转轮割边前后的同一水头下水轮机现场原型效率试验, 结果表明:转轮割边前后水轮机效率和机组效率基本上没有改变, 如图3;在相同水头和相同流量的情况下, 负荷低于50 MW以下时, 修形前后水轮机的出力基本相当, 负荷高于50 MW以上时, 修型后机组的出力明显大于修型前机组所发的出力, 当水轮机导叶开度开到最大时, 割边后比割边前的水轮机最大出力提高了近5 MW (如图4) , 即水轮机增容近7%, 达到了预期增容目标。

5.2经济效益

按照机组的多年平均利用小时2 020 h、上网电价0.3718元/kWh计算, 考虑丰满电厂机组满负荷概率0.7, 则7号水轮机转轮割边修形后, 每年可增发电量约707万kWh, 创直接经济效益约263万元。

综上所述, 通过采用计算机数值模拟计算新技术, 对7号水轮机转轮叶片割边改造, 使机组的运行性能得到了提高, 不仅有利于机组的安全稳定运行, 而且提高了水轮机出力, 是一项投资少、见效快、效益好的改造, 具有推广价值。

摘要：水轮机增容常用的两种方法是更换新转轮和转轮叶片修形。通过更换新转轮增容方式是最彻底的, 但工期长、人力投入和资金投入都很大。转轮叶片修形增容方法则投资少、见效快, 适合于设计制造较早、参数标准较低、有增容潜力的水轮机。采用贴体坐标下的有限体积法和kε模型, 对水轮机转轮内部的三维粘性流动进行数值模拟, 科学合理地确定转轮叶片的切割量, 实现水轮机增容, 并将该方法应用于丰满7号水轮机。在水轮机转轮叶片割边增容改造中应用计算机数值模拟计算新技术, 不仅提高了水轮机出力, 实现增容目的, 而且改善了机组运行性能。

关键词：水轮机,转轮,叶片割边,增容

参考文献

[1]宋恩来.水电站水轮机技术改造综述[J].东北电力技术, 2000, (7) :20-25.

[2]冯艳蓉, 方仁治, 韩大伟.丰满电站4号水轮发电机组增容改造[J].大电机技术, 1999, (5) :58-62.