抽汽改造（共6篇）
抽汽改造 篇1
1 项目背景
某石化公司有1台老式汽轮发电机组 (上海汽轮机厂1981年制造) , 为12MW两级调节抽汽凝汽式汽轮发电机组, 型号CC12-35/10/1.2。在安装投产之初, 由于蒸汽生产原料为重油, 产汽发电成本较高, 加之设备本身调速系统存在问题, 造成停运闲置20余年。
2003年, 该公司电站新建了2台130t/h CFB 高压锅炉和1台25MW高压双抽凝汽式汽轮发电机组。为了保证机炉匹配, 同时发挥闲置设备的效用, 对该12MW汽轮机组进行DEH电液调节改造, 该机组投入纯凝工况运行, 重新发电增效。但由于该公司冬季采暖需求, 全厂系统蒸汽用量冬夏季差距较大, 而该机组因设备本体原因只能纯凝工况运行, 该公司冬季采暖需求必须采用高压力等级 (主要是1.0MPa) 的蒸汽解决, 高能低用导致该公司综合热效率低, 供电综合煤耗居高不下。
2 方案分析与选择
该公司对外供汽的设备为3台汽轮机组, 2#机即该12MW汽轮机组, 3#机为B6的背压机组 (外供1.0MPa蒸汽) , 4#机为新建的25MW高压双抽凝汽式机组 (抽汽压力分别为3.5MPa和1.0MPa) 。
随着该公司的发展, 各生产装置自产汽能力增加, 近几年电站向生产装置送汽明显减少, 2009年蒸汽外供情况如表1、图1所示。
分析电站外供汽情况, 有3个特点:1) 供汽总量冬季 (12～3月) 因采暖需求, 负荷较高, 其余月份负荷相对较低;2) 外供低压汽冬夏变化大, 冬季负荷较高, 而夏季 (7～10月) 低压汽用量小于10t/h, 有时甚至为0;3) 中压汽全年用量较平均, 在40t/h左右。
由于上述供热特点, 一方面导致电站冬季4个月供热比较高, 供电标煤耗较低, 而其他月份供热比偏低, 供电煤耗明显升高;另一方面2#机冬季因供暖限制只能停用, 夏季低压汽供量低, 只能纯凝工况运行, 这种结构性问题又导致电厂的供电煤耗进一步升高 (最高560g/kWh) 。要提高电站综合热效率, 必须充分发挥2#机组作用。因而提出利用2#机余热抽汽供暖。
该公司生活区冬季采暖采用的是热水采暖方式, 由电站的1.0MPa蒸汽与循环水混合换热形成。每年采暖消耗蒸汽量10万t, 成本过千万。如果采用2#机组抽汽采暖, 可以实现提高机组供热比、降低供电煤耗、降低供暖成本。为此提出2个方案。
方案1:是利用2#机低真空循环水供热。
因为汽轮机组发电生产过程实际是一个能量转换过程, 能量在转换过程中必然伴随着种种损失。在汽轮机发电过程中, 主要存在锅炉损失、管道损失、汽轮机机械损失、发电机损失和冷凝损失。而在这些损失中, 又以冷凝损失, 也就是汽轮机在凝汽器中排汽凝结成饱和水所放出的热量损失最大。该厂汽轮机排汽的潜热全部由循环冷却水带走, 并通过凉水塔排入大气环境中。计算表明, 对于中小型汽轮机组, 冷凝损失约为60%, 再加上其他损失, 中小型汽轮机组的能源利用率仅为30%左右, 抽凝机组的能源利用率也仅为45%左右。如果将凝汽式汽轮机组改为循环水供热, 汽轮机组排汽冷凝所放出的热量就可以输送到热网中供热, 这样就避免了冷凝损失, 汽轮机组的能源利用率就可以提高到60%左右。
该方案在一些电厂已成功运用。针对此方案该公司委托某汽轮机厂对该机组进行低真空校核, 结论是:由于受机组运行工况和结构限制, 原设计主要工况为抽汽工况, 使低压缸第一级通流面积太小, 存在很大安全隐患, 无法进行低真空运行, 汽轮机低真空循环水供热方案不可行。
方案2:利用2#机工业抽汽供热。
重点研究了利用恢复2#机0.12MPa蒸汽抽汽作为冬季采暖热源 (见图2) , 通过表面换热加热循环水, 替代原来1.0MPa蒸汽混合加热采暖方式。原2#机设计有0.12MPa蒸汽抽汽口, 利用该压力等级的蒸汽供热, 在温度上、供热量上均具有实施的可行性。
根据两种方案的实施条件可行性, 选择方案2进行改造实施。
3 方案可行性核算
该公司生活区采暖系统原来由3个热水站组成, 供暖系统包括256栋居民楼、23个办公楼, 供暖总面积88.2×104m2, 各供热分站的循环热水泵18台 (12开6备, 运行总功率1375kW) , 耗电量较大。
根据《城市热力网设计规范》并结合生活区现有建筑状况, 采暖热指标取q=30W/m2。2#汽轮机0.12MPa蒸汽最大设计抽汽量为65t/h, 实际抽汽量可达50t/h。根据生产要求, 2#汽轮机0.12MPa (绝) 抽汽仅负担生活区居民楼供暖, 不考虑办公楼供暖, 故确定供暖面积A=692054m2。
供暖系统参数及加热蒸汽参数:供暖热媒为热水, 设计供水温度t1=65℃, 回水温度t2=50℃, 温差Δt=15℃;加热热源为0.12MPa (绝) 过热蒸汽, 蒸汽温度T1=153℃, 焓Ih=2776kJ/kg, 冷凝后出0.1MPa (绝) 冷凝水, 冷凝水温度T2=90℃, 焓Ic=380kJ/kg, 焓差ΔI=2396kJ/kg, 换热效率η=0.98。
计算结果如下:
采暖热负荷Q=A×q=20.8×106W;
循环水量
蒸汽耗量
上述结果若考虑散热损失, 则蒸汽耗量约为40t/h。
2#汽轮机可抽汽量最大为50t/h, 该方案具有可行性。
4 改造内容
2#机及生活区采暖节能改造主要内容包括2#汽轮机机组改造部分、新建供暖站和生活区部分热水系统管线改造等3个部分。
4.1 2#汽轮机机组改造部分
恢复0.12MPa 抽汽管线及系统, 对0.12MPa低压抽汽控制系统进行改造, 包括液压部分和电控部分 (含电子控制柜改造) 。
1) 电控部分。
原系统采用和利时公司的MACS-II系列产品, 现在把原调压调速液压控制系统改为CC12双抽式DEH电调控制系统。增加电控部分1套, 供货清单主要是控制柜、伺服板、电源等。
2) 液压部分。
低压抽汽油动机的改造与1.0MPa抽汽系统油动机的改造一致, 采用更换继动器方式。
保留原低压油动机的错油门滑阀套筒, 拆除原低压油动机反馈杠杆及反馈弹簧, 把原低压继动器改换为液力弹簧式继动器, 新增低压油动机的液力弹簧式继动器、电液伺服集成块、对低压油动机加装双冗余LVDT作为油动机行程反馈信号源、放大滑阀和底架等。用DDV电液转换器所控制的脉冲油直接控制继动器, 并与低压油动机配备的伺服模块和DDV阀油路集成块, 一起构成电液伺服油动机。增加液压部分1套, 主要是伺服机构、继动器、底架等。经改造后, 2#汽轮机的双抽电液调节系统图如图3所示。
4.2 新建供暖站
在动力厂电站旁新建供暖站, 新增0.12MPa蒸汽与采暖水换热用凝汽器1台, 循环热水泵2台 (1用1备, 型号KQSN350-N4, 电机功率800kW, 流量1210m3/h, 扬程150m) , 回水稳压罐1个 (200m3) 。从2#汽轮机0.12MPa蒸汽抽出口引出DN800管线至汽轮机厂房外凝结水箱旁, 0.12MPa蒸汽与采暖水换热后, 温度降至80℃后由泵抽至凝结水箱。50℃供暖回水利用自压进入换热凝汽器, 50℃热水换热至65℃后进入稳压罐, 由供暖循环水泵加压进入系统供暖管网输送到生活区用户。为了保证极端气候条件供暖, 在热水罐前设2台汽水混合器, 补充1.0MPa (表) 过热蒸汽。
4.3 部分热水系统管线更新调整
将原有泵站停运, 系统管线按3个区域优化, 形成循环回路, 同时将部分回水引入化水装置加热原水温度, 提高除盐水产量。
5 改造实施效果
供暖站2009年9月底开始土建施工, 2009年10月22日7台机泵到现场安装, 11月15日完成主体设备管线施工, 由于寒流天气提前1个月到来, 11月14日完成单机试运, 15日系统灌水, 16日系统循环, 17日投入临时加热蒸汽, 热水送到采暖用户。11月29日, 在完成了仪表控制系统改造后, 2#机组正常并网运行, 0.12MPa低压抽气向供暖站成功送汽, 供暖改造试运全面完成。供暖站流程如图4所示。
1) 机组供电煤耗降低。
冬季供暖期, 2#机投用抽汽平均每小时30t, 机组供电煤耗可降低30～50g/kWh。改造前后2#机供电煤耗对比如表2所示。
2) 供热成本降低。
根据实际运行工况测算, 1个采暖期 (按100d计算) , 通过采用压差2#机多发电, 增加效益291.4万元;回收利用2#机三段抽汽蒸汽凝结水与补充循环水之差值, 降低成本133万元。
供热站电耗与原厂外热水站电耗相比, 减少成本支出41万元。
供热站由电站维护, 减少厂外维护人员人工成本, 节约费用24万元;化水利用热水加温节约蒸汽2t/h降成本67.2万元;改造后消耗0.12MPa蒸汽量略有上升, 增加成本182万元;综合以上6项降成本总量为374.4万元。
6 结语
该12MW纯凝汽轮机组抽汽采暖的改造成功对一些同样处于运行效益不良的老设备具有很好的借鉴意义, 可以结合运行和负荷实际, 从分析能源消耗和设备运行状况入手, 寻找节能降耗低碳的有效方案运用于设备改造工作。
摘要：通过分析某石化公司12MW纯凝工况汽轮机组运行工况和全厂采暖需求, 提出对汽轮机组进行低压抽汽改造作为供暖热源的方案, 并对实施后的实际效果进行了评价。
关键词：汽轮机,低压抽汽,供暖
抽汽改造 篇2
国电谏壁发电厂7~10号机组是在早期国产300MW机组的基础上, 经汽轮机通流部分改造而成的N330-165/535/535型亚临界中间再热凝汽式汽轮机。2007年至2008年, 电厂抓住邻近的工业园区工业用汽需求量越来越大的机遇, 动态投资1235万元, 对四台机组实施供热改造, 每台机组从再热器热段抽汽66t/h, 从给水泵中间抽头母管抽出的减温水量14t/h, 经减温减压后满足供汽参数的要求, 最终通过供热母管向用户供出80t/h的蒸汽。
1.改造关键技术
原机组额定出力为330MW, 由原设计单位提供了在设计背压下300MW、270MW、240MW、180MW下抽汽66t/h的热平衡图。同时校核确认:7~10号机组在不同工况下的汽轮机轴向推力都在推力轴承承受范围内;高压缸叶片压力均低于设计最大载荷压力, 中压缸和低压缸的叶片受力低于设计值;每台机凝汽器多补水80t/h, 目前化水的制水能力、补水泵的出力和补水管线的口径已足够满足因供汽而增加的补水量的需求;给水泵中间抽头流量增加14t/h水作供热减温减压器减温水是可行的;凝结水泵增加流量可行。
2.改造后运行情况
改造后经试验各工况点试验参数与热平衡图提供的参数相比基本吻合, 在AGC调节工况下, 主机的轴位移、推力瓦温及各监视段压力等均在正常范围内。在最大供汽流量 (80t/h) 下, 接带最高负荷值折算到设计背压工况下可带315MW长期运行, 影响负荷约15MW左右。为满足最大抽汽供热量及供热参数, 一般要求负荷在180MW以上。
二、问题的提出
在热电联产中, 对如何科学合理的计算热力产品 (供热) 成本是企业必须要研究的课题。在供热改造后, 机组在利用热能发电的同时向用户提供具有一定压力和温度的蒸汽, 企业在机组供热改造经济性评价和核算热电产品的成本时需要一个分摊热、电成本的比例, 即供热比, 有了确定的供热比, 就可以分别核算供热的变动成本和固定成本, 为供热定价提供成本数据。
企业通常会依据《火力发电厂技术经济指标计算方法》 (DL/T904-2004) 中规定的供热机组供热比计算方法进行计算, 供热比是指统计期内机组用于供热的热量与汽轮机热耗量的比值, 即:
式中:α——供热比;Qgr——供热量;Qsr——汽轮机热耗量;Dr——供热抽汽量;D0——汽轮机进汽量;ir——汽轮机抽汽焓;ih——热网回水焓;如无回水, 则ih为0;io——汽轮机进汽焓;ifw——锅炉给水焓;Dzr——再热蒸汽流量;irz——再热蒸汽出口焓;ilz——再热蒸汽进口焓。
企业生产实践中, 热量法有很大的局限性, 对具有回热系统的机组, 公式中用到的再热蒸汽流量Dzr一般不直接测量和统计, 所以机组吸热量Qsr实际无法计算。因此, 《火力发电厂技术经济指标计算方法》中 (127) 公式也就无实际意义, 使得供热机组的发电、供热煤耗率无法确定。
三、常规热平衡计算分析方法的局限性
依据热平衡设计图计算, 供热前机组每小时发电30万k W·h, 需消耗92.35t标煤, 计算供电煤耗324g/k W·h。每小时供热80t/h (其中抽汽66t/h, 加减温水14t/h) , 同样发电30万k W·h, 主蒸汽流量需增加64t, 需消耗98.79t标煤, 计算供电煤耗314.3g/k W·h。
1.焓降法
焓降法是按供热抽汽的实际焓降不足与新汽焓降之比来分配总热量, 把冷源损失归于发电, 由于供热带来的效益全部归于供热。即供热前后机组供电煤耗324g/k W·h不变, 计算出供热用标煤6.44t, 供热煤耗率26.75GJ。此法下供热、发电的冷源损失和不可逆损失没有分摊到供热, 相应的发电煤耗和成本高于实际值, 供热煤耗率偏低, 违反了热力学第一定律 (按热力学第一定律, 且转换效率达100%, 供热煤耗率至少应是34.16kg/GJ) 。
2.热量法
热量法是将热电厂的总耗热量按热电厂生产的热量和电量的比例来分, 该法是建立在热力学第一定律的基础上, 从热能数量利用的观点来分配总耗热量, 按所耗热量的比例来计算热电比。该法认为热电联产的热力发电没有冷源损失和不可逆损失, 这部分损失全部用来对外供热。即把冷源损失归于供热、好处归于发电, 在此法下计算的发电煤耗偏低。
供热80t/h (其中抽汽66t/h, 加减温水14t/h) , 同样发电30万k W·h, 主蒸汽流量需增加64t, 计算需消耗98.79t标煤。其中计算供电煤耗314.3g/k W·h, 比供热前降低了9.7g/k W·h, 发电用89.59t标煤;供热用标煤9.2t, 供热煤耗率115kg标煤/t汽 (38.22kg/GJ) (图1) 。
一般热平衡图中机组补水率为0, 而实际运行中, 机组供热80t/h, 凝汽器多补水80t/h, 补水率提高8%左右, 根据耗差分析, 约影响煤耗3.2g/k W·h, 这明显不符合实际。
因此, 焓降法和热量法在生产应用中均存在缺陷, 为此提出依据GB8117-87《电站汽轮机热力性能验收试验规程》, 通过对机组进行性能试验分析, 再对补水率对机组供电煤耗率的影响进行修正, 为供热改造后热电联产机组进行经济性评价和核算。
四、供热改造后机组经济性评价方法
1.计算方法说明
试验基准为负荷基准, 计算以主蒸汽流量为基准, 通过流量平衡, 推算出主给水流量, 然后通过整个高加回热系统的流量平衡和能量平衡计算得出各级抽汽流量、再热蒸汽流量;轴封漏汽、轴封供汽等辅助流量测量比较困难, 因此轴封漏汽、阀杆漏汽流量参考设计值。最终得出机组的试验热耗。计算热耗率:
式中:Dm——主蒸汽流量, t/h;Dr——再热蒸汽流量, t/h;Df——给水流量, t/h;Dcr——冷再热蒸汽流量, t/h;Dshs——过热器减温水流量, t/h;Drhs——再热器减温水流量, t/h;hm——主蒸汽焓, k J/kg;hhr——热再热蒸汽焓, k J/kg;hcr——冷再热蒸汽焓, k J/kg;hfw——给水焓, k J/kg;hshs——过热器减温水焓, k J/kg;hrhs——再热器减温水焓, k J/kg;Nel——发电机功率, MW。
式中:b——供电煤耗率, g/k W·h;Qx——机组吸热量, GJ/h;Qg——机组供热量, GJ/h;ηgl——锅炉效率, %;ηgd——管道效率, %;ηcy——厂用电率, %;Nf——发电功率, MW。
综合标煤耗:B= (Qg+Nf×3.6) / (ηxz/100×Qbm) ×1000
计算时, 锅炉效率来自同时进行的锅炉效率试验 (92.44%) , 管道效率取98.5%。
2.试验主要结果分析与说明
试验计算主要依据GB8117-87《电站汽轮机热力性能验收试验规程》;水和水蒸气性质表IAPWS-IF97;《N330-16.7/535/535型汽轮机热力特性》和《火力发电厂技术经济指标计算方法》 (DL/T904-2004) , 该标准主要依据热量法对热和电两类参数进行分配计算, 主要是“好处归电”的方法。该方法简便实用, 是目前我国普遍采取的计算统计方法。
试验结果1:不同负荷、不同供热流量下的供电煤耗率变化特性曲线图1。
试验结果2:不同负荷、不同供热流量下的综合供电煤耗率变化特性曲线图2。
说明:比较机组性能试验结果, 与实际完成值之间存在一定差距, 原因主要是机组补水率提高较多, 对煤耗率的影响未考虑, 不可勿略。根据耗差分析, 机组补水率每提高1%, 约影响煤耗0.4g/k W·h。整理出机组供热量-供电煤耗变化量特性曲线图3。
五、结语
供热对机组煤耗的影响, 不仅与供热量的大小有关, 而且与供热时机组负荷率有较大关系。依据机组性能试验结果绘制出机组在不同负荷、不同供汽量下供电煤耗率变化特性, 从而为机组发电、供热成本的核算和供热改造的经济性评价提供比较准确的依据。供热有较好的经济效益, 是企业应对发电负荷率不足, 提高热能综合利用效率, 节能降耗的一个重要举措。
摘要：描述了国电谏壁发电厂300MW机组高再抽汽供热改造情况, 指出了《火力发电厂技术经济指标计算方法》中规定的供热机组供热比计算方法以及焓降法、热量法在供热机组经济性评价中的局限性, 提出了供热机组经济性评价方法, 为机组发电、供热成本的核算和供热改造的经济性评价提供比较准确的依据。
抽汽调节式转动隔板结构设计改进 篇3
随着我国经济发展, 社会用电需求量不断增加, 火力电站建设飞速发展, 煤炭在我国一次能源的生产和消费中的比例达到75%, 但煤炭的转化利用率较低。在节能降耗政策的推动下, 热电联产机组的应用范围越来越广, 集中供热市场不断扩大, 即使一些中小型城市, 也开始实施集中供热。热电厂在发展其供热市场的过程中, 用户需求与供热能力的匹配存在问题, 其中, 供热汽源的供给对机组抽汽调节带来一定挑战。如果用户要求汽源是高温高压汽源, 汽轮机组就采用双座阀调节抽汽;如果用户要求汽源的流量比较大, 汽轮机组通常采用转动隔板进行抽汽调节。到目前为止供热机组市场份额比较大, 本文重点围绕抽汽调节式转动隔板结构进行说明, 汽轮机组在进行抽汽调节时, 工作环境非常恶劣, 蒸汽参数不稳定, 板体的变形比较大, 同时转动环与罩环、隔板体之间相互摩擦, 摩擦阻力增大, 导致转动环转动不顺畅, 并且增加了低压油动机的提升力。
2 原因分析
一般情况下, 热电联产机组没有调节级, 高温高压蒸汽直接进入机组通流部分进行膨胀做功, 由于蒸汽没有调节级, 进入前几级通流部分的蒸汽非常不稳定, 抽汽调节式转动隔板的位置通常布置在中压部分, 根据其工作的参数具体确定其正确位置[1]。一般情况下, 抽汽调节式转动隔板的最大适应压力为1MPa, 温度400℃以下, 本机组的具体工作参数如表1所示。
机组运行时, 一部分高温蒸汽通过转动环进入隔板做功, 另一部分高温蒸汽在转动隔板前通过抽汽管组工用户使用, 这在抽汽调节式转动隔板前形成了蒸汽分流现象[2], 同时导致蒸汽流不稳定, 蒸汽压力也不稳定, 为了维持抽汽调节式转动隔板前压力定值, 抽汽调节式转动隔板中的转动环根据转动环前蒸汽压力的变化自身也转动调节开度控制蒸汽流量, 始终保持供热蒸汽的整定压力值0.61MPa。
由于转动隔板工作环境、热膨胀等复杂原因, 导致转动环变形大, 原设计罩环与转动环间隙为0.38～0.43mm (见图1) , 变形后局部间隙变小, 甚至贴死, 导致转动环回转不畅, 严重影响抽汽质量。
3 改进措施
将原罩环平衡腔室的上下固定汽封体改成具有退让功能的密封体, 使转动环与罩环的可退让间隙由0.38～0.43mm达到3mm (见图2) 。在保证平衡腔室有效压力面不变的基础上, 有一定的退让空间, 转动环和罩环不至于贴死, 保证转动环顺畅的转动, 改善抽汽调节功能。
(1) 新设计上半罩环和下半罩环, 保证平衡腔室不变的条件下, 采用密封体的结构形式围成4个平衡腔室, 在上、下半罩环上加工两个环形密封槽和各5个径向密封槽。密封槽的加工要严格按着图纸要求加工, 否则会给加工和装配带来困难。
(2) 新设计上、下半密封体, 为了保证平衡腔室的完整性和密闭性, 设计了多种结构形式的密封体:环形密封体结构形式、端部密封体结构形式和中间密封体结构形式 (见图3) 。
(3) 新设计弹簧片, 在克服本身重力和蒸汽压力的前提下, 保证密封体在自由状态下能够与密封槽充分接触, 并实现了密封体的退让功能 (见图4) 。
(4) 密封体的安装, 要按正确的顺序装配, 先安装2个环形密封体, 之后安装端部径向密封体, 再安装中间径向密封体, 依次顺序安装, 最后安装另一侧端部径向密封体, 安装过程中要保证图中要求的装配间隙。
(5) 新设计不同系列的堵头和止动块, 当所有密封体装配完毕后, 在环形密封体的端部用装配堵头和在径向密封体的端部装配止动块, 防止密封体脱落, 并起到一定的密封作用。
(6) 最终装配, 装配转动环, 将罩环装配于隔板体上, 并配准装配, 保证密封体与转动环0mm接触, 保证密封体有1mm的压入量 (见图5) 。
4 结语
改进后的新型抽汽调节式转动隔板在结构设计和加工制造方面比原结构要复杂, 但是在功能使用上更为安全, 同时还避免了因为转动环卡涉而出现停机事故的发生, 经过实际的设计、生产加工和运行, 验证了改进型的转动隔板在设计和生产上具有可行性, 转动隔板工作顺畅, 提高了机组安全性, 目前此结构在北京太阳宫电站项目上安全运行。
参考文献
[1]陶鼎文, 等.火力发电设备技术手册 (第二卷) [M].北京:机械工业出版社, 1998.
抽汽式汽轮机振动原因及处理措施 篇4
目前, 抽气式汽轮机的安全性、可靠性与经济性得到了广泛的关注, 在长期运转后, 机组振动的问题影响着汽轮机的正常运作。对于抽气式汽轮机而言, 振动故障具有普遍性与广泛性, 此问题的出现受诸多因素的影响, 主要有设计制造、安装维修与机组运作等, 为了有效解决此问题, 文章提出了几点处理的方法, 旨在保证抽气式汽轮机的高效运用。
1 抽汽式汽轮机振动的概况
抽气式汽轮机作为旋转式动力机械设备, 在发电机组中有着较为广泛的应用, 它是通过蒸汽热能与机械能二者的转换实现运作的。汽轮机主要是由两部分构成的, 分别为转动与静止部分, 前者的部件有叶轮、主轴、联轴器与动叶片等, 后者的部件有气缸、隔板、汽封与轴承等。通常情况下, 汽轮机的工作环境为高温与高压, 因此, 它属于精密型机械设备, 并且具有一系列的特点, 如:良好的连续性、较高的蒸汽流动速度与较大的蒸汽流量等[1]。
随着抽气式汽轮机应用的日益广泛, 其安全性、耐用性与可靠性的研究日益深入, 但机组振动的问题严重制约着汽轮机的运行的经济平稳。抽气式汽轮机振动的危害主要表现在以下几方面:其一, 机组经济性的降低。机组振动使其汽封间隙增大, 在此情况下, 汽轮机的经济性会随之降低。其二, 动静碰磨的出现。在振动作用下, 机组的静动部分便会出现碰磨, 轴封与隔板汽封的磨损会使汽轮机转子和轴封二者间的间隙不断扩大, 此后会造成蒸汽外漏或者空气内漏, 进而影响了机组的真空及其效率。其三, 设备事故的出现。机组振动对保护设备有着一定的影响, 制约着机组的正常运行, 严重情况下, 此类设备会出现误动作, 最终造成停机事故。其四, 连接部件的松动。机组振动会使汽轮机的连接部件出现共振, 如:导气管、轴承与轴承箱等, 连接部件的松动极易引发重大事故。
2 抽气式汽轮机振动的原因
抽气式汽轮机振动受诸多因素的影响, 这些原因不仅与制造、安装检修和运行管理水平有关, 而且它们之间又相互影响, 因此要找出产生振动的原因绝非易事, 必须经过仔细调查研究, 适当的试验分析才能确定。下面从以下三个方面进行分析:
2.1 在设计制造方面
在汽轮机中, 转子是重要的机械部件, 在机组高速旋转过程中, 转子质心与旋转中心要保持高度的重合, 但如果二者未重合, 则会出现转子不平衡的现象, 进而将产生离心力, 此时对于轴承将造成激振, 汽轮机组振动也随之出现。在离心力达到某程度时, 便会造成机组的异常振动。此情况出现的原因主要是汽轮机的设计制造, 转子的设计与制造未能符合标准要求, 在质量不合格、加工精度不足的情况进行使用, 便会使汽轮机转子出现不平衡的现象[2]。
2.2 在安装检修方面
抽汽式汽轮机的安装与检修十分重要, 它直接影响着机组的工作效率与工作质量。通过对机组振动的成因分析可知, 汽轮机组振动出现受安装、检修二者的影响, 由于操作不当, 振动问题随之出现, 此时对轴承与部件间隙的影响较为明显。
汽轮机的支撑主要是利用轴承实现的, 通常情况下, 梁端轴承的标高位于同一范围, 但如果二者的标高不一致时, 轴承的负荷分配则会出现不合理, 进而造成了汽轮机的振动。同时, 汽轮机零部件间存在间隙, 在长期运转过程中, 间隙会不断增大, 当间隙过大时, 则会影响汽轮机的效率;但间隙也不能过小, 否则会出现动静摩擦, 进而造成汽轮机振动的出现[3]。
2.3 在实际运行方面
抽气式汽轮机组在运行过程中, 出现的异常振动或者异响, 它受诸多因素的影响, 如:轴承、上下汽缸温差胀差与油压等;汽轮机在启动升速时会出现剧烈的振动, 同时在负荷和抽汽量调整过程中也可能出现此问题。在运行中出现的振动问题, 要根据实际情况采取相应的措施。
3 抽汽式汽轮机振动的处理措施
3.1 提高设计制造的水平
在转子生产过程中, 要注重转子质量的提高, 不仅要提高机械加工的精度, 还要保证装配的质量。在装配时, 要对叶片进行试验, 通过平衡试验保证其质量, 此后, 还要对转子进行平衡检测, 包括高速与低速检测, 一旦转子的平衡未在控制范围内, 则为不合格产品, 此类产品不能用于汽轮机组中。
3.2 注重安装与检修的有效性
抽气式汽轮机的安装与检修均要保证一定的准确性与合理性, 对于轴承标高而言, 要保证其标高的一致性, 通过与厂家的沟通与交流, 根据单位的实际情况, 对轴承标高进行合理的、具有针对性的调整, 在此基础上, 标高将保持高度的一致与统一。对于动静间隙而言, 在安装时, 要保证零部件保持恰当的间隙, 同时在检修时, 要对隔板与端部的汽封间隙进行有效的调整, 此时机组振动问题将得到解决。
3.3 保证机组的平稳运行
在汽轮机运行过程中, 出现的振动问题, 要对其内部的声音进行细听, 并且要对轴承温度、气缸温度、蒸汽参数与油压等给予检查, 根据具体的原因, 采取适当的措施。如果振动十分异常, 要对负荷进行降低, 检查异常振动是否消除;如果振动中伴有金属摩擦声, 则要利用破坏真空紧急停机的方法, 以此避免严重事故的发生。同时, 在启动升速时出现的振动, 要对其采取停机检查, 还可以通过转速与负荷降低的方法, 使机组振动逐渐恢复正常, 此后, 将转速与负荷再逐渐增大[4]。
4 结束语
综上所述, 抽气式汽轮机的振动作为常见故障, 需要明确其成因, 在此基础上, 采取具有针对性的处理方法以此保证汽轮机的安全与可靠运行。相信, 机组振动的问题将得到有效的控制, 抽汽式汽轮机的作用将更加显著。
参考文献
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[3]张华芳.热电厂汽轮机振动原因分析与处理预防办法[J].机电信息, 2012, 36 (3) :92-93.
浅谈火电厂抽汽止回阀的选用 篇5
为保证当发生事故时, 抽汽止回阀在短时间内快速关闭。目前, 抽汽止回阀只有气动和液动两种驱动方式, 气动止回阀有旋启式、升降式、压紧式、碟式和管道式五大类。就旋启式而言, 气缸的动力用于克服弹簧力, 也分为送气开阀和送气关阀两大类, 目前大机组中多以送气开阀的较多。液动 (水力) 止回阀一般用凝结水作动力, 阀门的形式多为升降式。
本文将对气动抽汽止回阀和液动止回阀的结构和工作原理进行介绍, 并通过对比, 总结出两种止回阀的应用特点。
1 阀门结构
1.1 气动抽汽止回阀 (图1)
1.2 液动抽汽止回阀 (图2)
2 工作原理
2.1 气动抽汽止回阀
气动式抽汽止回阀采用独立的逆止阀和辅助气动关闭装置相结合的结构型式, 当汽轮机开始工作时, 控制系统装置中的气源 (气源压力为0.45~0.8MPa) 通过电磁换向阀进入助关气缸的下腔, 推动助关气缸活塞向上移动, 压缩弹簧并使弹簧蓄能, 阀板在管路介质的推动下开启。当系统故障时, 管路介质压力降底, 阀板在自身重力的作用下关闭, 此时控制系统供气电磁换向阀接受信号气源换向, 使气体进入助关气缸的上腔, 与弹簧一起推动气缸活塞向下移动, 帮助阀板以最快的速度关闭, 关闭时间小于0.5 秒。阀门在阀板关闭后从辅助动力装置获得一定锁闭阀板力, 以防管路系统蒸汽和冷凝水倒流, 保护汽轮机等主要设备。
2.2 液动抽汽止回阀
液动抽汽止回阀采用独立的逆止阀和辅助液动关闭装置相结合的结构型式, 当汽轮机开始工作时, 控制系统装置中的液压源通过电磁换向阀进入助关液压缸的下腔, 推动助关液压缸活塞向上移动, 压缩弹簧并使弹簧蓄能, 阀板在管路介质的推动下开启。当系统故障时, 管路介质压力降底, 阀板在自身重力的作用下关闭, 此时控制系统液压源电磁换向阀接受信号液压源换向, 使液压源进入助关液压缸的上腔, 与弹簧一起推动液压缸活塞向下移动, 帮助阀板以最快的速度关闭, 关闭时间0.5~1 秒。阀门在阀板关闭后从辅助动力装置获得一定锁闭阀板力, 以防管路系统蒸汽和冷凝水倒流, 保护汽轮机等主要设备。
辅助动力装置的安装不影响阀门的可靠性, 一旦辅助动力装置故障, 阀门仍可利用阀碟和阀板自重和反向汽流作用下自行关闭。
阀门液动执行机构在断电、断信号不断液压源时处于开启状态, 在通电、通信号通液压源时处于关闭状态。
液压源2.0MPa即可控制阀门的开启或关闭, 快关液压流量要求为60L/min。
3 对比分析
气动抽汽止回阀和液力 (水力) 抽汽止回阀在技术上均比较成熟, 均通过在工程实践应用证明其安全可靠性。它们在设计中的应用特点如表1。
4 技术特点
4.1 从设计角度进行核对设计参数符合性, 重点核对阀门的响应时间能满足系统保护要求;从上表可得出, 气动抽汽止回阀比液动抽汽止回阀响应时间短、反应快, 并且稳定性更好, 更能满足系统保护的需求。
4.2 从辅助系统配置分析, 气动抽汽止回阀需设有配套的压缩空气系统, 且对压缩空气的洁净度和压力均有要求, 而液动抽汽止回阀只需就近找到压力满足要求的除盐水即可, 若机组为改造项目, 无压缩汽源且场地有限, 此时, 液动抽汽止回阀比气动抽气止回阀更具优势。
4.3 从制造角度确定阀门选型设计的实际应用的可行性, 审查具有资质、业绩良好的供货商, 作为备选。核实制造厂的生产能力及交货进度能满足现场需求。气动抽汽止回阀可选择的供货商范围较广, 更容易采购。
结束语
目前, 大型机组多采用气动止回阀, 中小机组多采用液力 (水力) 止回阀。通过对上述两种驱动方式的止回阀的对比了解, 可根据项目所在国标准规范、合同要求、配套辅助系统情况、项目场地、市场供求关系等具体条件选择适合的驱动方式。
参考文献
[1]实用阀门设计手册[M].北京:机械工业出版社, 2004..
[2]抽汽止回阀使用说明书[J].中国.正光阀门集团.
抽汽改造 篇6
1.1 原理
水作为制冷剂同其他制冷介质相似, 在某种状态时, 压力越低其所对应的沸点温度就越低, 蒸汽喷射制冷正是利用了水的这种特性。蒸汽喷射制冷机借助主喷射器使得蒸发器中产生一定的真空, 需冷却的水被送至蒸发器, 在真空条件下, 一部分水瞬间沸腾蒸发, 带走大量汽化潜热, 使得另一部分还未蒸发的水由于失热而冷却, 最终达到蒸发器中真空压力所对应的沸点温度, 从而实现了制冷效果。
1.2 主要部件
蒸汽喷射制冷机主要有2种喷射器:主喷射器、辅助喷射器。
主喷射器的主要作用是在蒸汽喷射制冷时充当压缩机, 以实现冷循环的过程。主要过程如下:蒸发器中所蒸发出来的冷媒蒸汽通过主喷射器压缩, 压力得以升高至冷凝压力, 再通过主冷凝器进行冷凝, 并达到在蒸发器中实现制冷的效果。
辅助喷射器的主要作用即排除制冷装置中的连续空气, 以确保各设备中所需真空度得以维持。此外, 制冷装置启动抽真空也是通过辅助喷射器得以实现的。因此, 一旦辅助喷射器无法正常工作并达到预期效果, 就会导致各设备中真空度无法得到保障, 那么整个制冷循环也会遭到破坏。
主喷射器、辅助喷射器均为蒸汽喷射制冷机中相当关键的装置。蒸汽喷射器的设计是否良好, 将对制冷设备的整体效果和经济性能造成直接影响。
2 汽轮机抽汽驱动喷射制冷机的运行
2.1 汽轮机抽汽驱动喷射制冷机的开、停机步骤
2.1.1 开机的主要步骤
(1) 先打开分汽缸的凝水阀, 将分汽缸及蒸汽管内所积聚的凝水排除, 待排净之后关闭。 (2) 将5台水泵启动, 并将2个冷却水的进水阀打开, 其中, 冷却水阀1打开2～3圈, 水阀2开至指针为刻度5即可。 (3) 打开第2辅助喷射器蒸汽阀门, 使其进行抽真空。 (4) 大致3 min之后, 待辅助冷凝器真空表指针指在-0.08～-0.084MPa之间时, 即开启第1辅助喷射器的蒸汽阀门。 (5) 大约3 min之后, 即主冷凝器真空表读数于-0.09～-0.094 MPa之间时, 打开主喷射器蒸汽阀门, 使其进行制冷。注意开启蒸汽阀门时动作应迅速。
2.1.2 停机的主要步骤
(1) 将主喷射器的工作蒸汽阀门关闭。 (2) 按次序分别将第1和第2辅助喷射器的工作蒸汽阀门关闭。 (3) 将2冷却水阀关闭。 (4) 关闭5台水泵, 使其停止运转。
2.2 运行过程中的管理内容
为确保蒸汽喷射制冷机能够安全可靠地运转, 防止不必要故障的发生, 应从日常运行入手, 对其进行管理。主要的管理内容应包括如下方面: (1) 对工作蒸汽压力进行调整。应随时注意蒸汽管网压力的变化状况, 对压力进行及时调整, 确保喷嘴前的压力维持在0.36～0.4 MPa这一稳定区间内。 (2) 对制冷机系统中各个部分的真空度进行调节, 确保蒸喷制冷系统中所有的设备都能在真空条件下工作, 并通过辅助喷射器来维持系统中所需真空度, 保证制冷机能够连续工作。如果系统中各个设备的真空度发生了下降, 应当对设备连接进行及时检查, 看其严密与否, 或检查喷嘴工作是否正常, 并及时进行处理。 (3) 对冷凝器的进、出口水温予以重视, 及时进行冷却水量的调节, 并确保冷凝的温度维持在规定范围之内。 (4) 注意蒸发器进、出口水温的变化状况, 并根据用户耗冷量的变化对冷媒水的用量及设备的制冷量进行及时调节, 确保合适的蒸发温度得以维持, 避免出水温度出现迅速下降的现象。若用户的耗冷量下降导致冷媒水温度发生下降时, 可将主喷射器的蒸汽压力适当降低, 以维持合适的制冷量。 (5) 确保蒸发器及冷凝器正常液面的维持。 (6) 注意观察设备中是否有不正常的声响出现。 (7) 对制冷机的温度、压力等数据进行定时记录, 同时还应记录其故障及不正常现象的具体情况, 以便进行及时的处理。
3 制冷机运行过程中的外部影响因素
3.1 用户耗冷量变化
通常来说, 蒸汽喷射制冷机所作用的对象包括以下几个方面: (1) 为工艺设备提供的冷冻水; (2) 为空调提供的冷冻水。设备所需耗冷量会随工艺及空调设备生产量改变而改变, 在蒸汽压力及冷凝温度保持不变的情况下, 用户的耗冷量升高会引起冷冻水温的升高, 制冷量也就随之增加。反之, 耗冷量降低, 冷冻水温降低, 制冷量便随之减小。
3.2 气温
气温对于用户的耗冷量影响相当大, 尤其对于空调设备来说, 影响更大。通常夏季的耗冷量是最大的, 春、秋季则相对较小, 而冬季最小。不仅如此, 一天中气温的不断变化也会对空调耗冷量的变化造成影响。因此, 制冷机的冷负荷变化是相当大的, 其通常会随着气温的改变而改变, 所以制冷机满负荷运行的时间是相当少的。
3.3 冷却水温
工作蒸汽压力一定的情况下, 冷却水温的改变会对冷凝温度造成一定影响, 导致蒸发温度发生改变, 从而导致制冷量的改变。若想蒸发温度保持一定, 应将工作蒸汽压力进行相应的增加或降低。
3.4 工作蒸汽压力
实际生产过程中工作蒸汽压力不是恒定的, 而是不断波动的。若冷凝温度保持一定, 则工作蒸汽压力的改变将会导致蒸发温度发生相应的改变。而若蒸发温度保持一定, 则会造成冷凝温度发生改变。
4 常见故障及其排除措施
虽然蒸汽喷射制冷机通常运转较为可靠, 操作也很安全, 不容易出现故障, 但是如果操作人员出现了严重的失职或是操作失误时, 还是有可能发生故障甚至导致事故的。常见的故障及其排除方法如下: (1) 开车过程中无法达到所需的真空度。排除方式较简单, 可先停车, 重新试压, 检查不严密的地方在哪里并将其消除。 (2) 蒸发器冷却水的温度迅速降低。排除方式:增加冷冻水的循环量或降低蒸汽压力。 (3) 辅助冷凝器满水。排除方法:可能是排水管堵塞, 清除其中的污物即可。 (4) 设备出现不正常的声响。可能是蒸发器中的淋水板发生了堵塞, 因此应对其进行清洗。
5 经济运行的方法
5.1 调节制冷量
改变制冷机台数及主喷射器个数来实现对制冷机生产能力的调节, 是确保制冷量同负荷变化相适应的一个主要方法。当用户的耗冷量改变程度相对较大时, 例如过渡季或冬季, 可少运行一至数台制冷机, 使得运行中的制冷机能够满负荷或接近满负荷运转。不过, 这种情况就需要增加制冷机台数, 因而势必导致冷冻站基建费用及相关管理人员的增加, 所以, 设计时应尽量采用一套主喷射器。
此外, 根据制冷机特点改变制冷工况也可实现对制冷量的调节。如用户的耗冷量降低, 会使得制冷机负荷下降, 此时, 降低蒸发温度即可使工作蒸汽压力下降, 使得制冷量相应减小;而耗冷量增大的时候, 可适当升高蒸发温度, 使冷冻水的循环量增大, 即可实现制冷量的提高。不过, 应当注意的是, 该方法对制冷量的调节幅度相当有限, 仅适合负荷变化程度不太大时采用。
5.2 调节制冷工况
制冷机运行过程中, 若负荷发生变化, 则会导致蒸发温度也发生改变;冷却水的温度发生变化时, 冷凝温度也会发生改变;另外, 蒸汽压力也会有所变化。因此, 三者之间是相互影响的。对这3种参数进行调节, 其总目标即通过充分利用外界条件使制冷机获得最大制冷量, 并确保单位制冷量下汽、水及电的消耗量最小。 (1) 蒸发温度尽量高。通常来说, 蒸发温度越高, 制冷量就越高, 则单位工作蒸汽的消耗量就越低。蒸发温度对制冷量的影响相当大, 工作蒸汽压力及冷凝温度保持一定的情况下, 蒸发温度升高会使制冷量升高, 进而造成单位制冷量所消耗的蒸汽量降低。因此, 制冷机蒸发温度应尽量地高。 (2) 冷凝温度的选择应合理。降低冷凝温度可以有效减少蒸汽的消耗量, 冷凝温度每降低5℃, 蒸汽的消耗量即可降低1/4。不过, 冷凝温度的降低受冷却水进水温度限制, 冷凝温度应较冷却水进水温度高。
工作蒸汽压力保持恒定时, 降低冷凝温度会使得蒸发温度下降, 从而导致制冷量减少, 此时, 单位制冷量所消耗的蒸汽量会明显增加, 因此这样运行相当不合理。从降低耗气量角度来看, 冷凝温度应尽量较低, 但是冷凝温度多取决于外部情况, 人为调节范围相当有限。因此, 降低冷凝温度的主要方法为增加冷却水的用量, 降低进、出水之间的温度差及冷却水出水的温度, 不过, 此情况会导致水、电费增加。因此, 需综合比较考虑汽、水及电3方面的价格, 选择最经济的冷却水进、出水温差及冷凝温度。
6 结语
本文对汽轮机抽汽驱动喷射式制冷系统的原理、主要部件、运行及其影响因素、常见故障及其排除措施、经济运行的方法进行了分析和探讨, 旨在为此方面的研究提供一些理论和实践依据。
摘要：介绍了蒸汽喷射制冷原理及制冷机主要部件, 分析了汽轮机抽气驱动喷射式制冷系统的运行过程及其影响因素, 阐述了系统常见故障及排除措施, 并提出了经济运行方法。
关键词：汽轮机,抽气驱动,喷射式制冷
参考文献
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