排汽装置（共6篇）
排汽装置 篇1
1 项目背景
山东光明热电股份有限公司是新矿集团协庄煤矿的自备电厂, 共有3台机组, 总装机容量为24MW, 主要承担矿区供暖、供汽、供电的任务。4台低压旋膜式除氧器, 工作方式为热力除氧, 工作压力0.02MPa, 工作温度104℃, 为保证残留溶解氧在15μg/L以下, 排气阀必须保持一定开度, 当排气阀开度小时, 容易造成溶解氧超标, 排气阀开度大时, 汽量损失加大, 因此在排出废气过程中势必造成大量蒸汽排出, 导致能量、工质的损失, 同时造成了环境的热污染及噪声污染。为降低排汽率, 节水节汽减少污染, 该公司加装了表面式除氧排汽回收装置。
2 除氧器排汽回收工艺应用
2.1 除氧器型号及主要参数
安装机组时配套的除氧器有3台, 具体参数如表1所示。
2.2 排汽回收装置形式及材质的选择
常用的除氧排汽回收装置有表面式、射水抽汽式等。表面式除氧排汽回收装置具有设备简单、造价低等优点。射水抽汽式具有回收效果好、热效率高等优点, 但系统复杂、造价高, 混合水中的氧影响除氧器运行。综合考虑性价比选择表面式回收装置。
由于除氧排气中含有大量解析的溶解氧, 同时补给水中含有调节pH用的氨, 会造成换热铜管的脱锌腐蚀。虽然不锈钢管换热系数稍低, 但其耐腐蚀特别是耐氨能力强, 随着薄壁不锈钢管的出现, 整体换热效率大幅提高。因此, 选择不锈钢作为除氧排气回收装置的材质, 无论从腐蚀角度还是换热方面都是适宜的。该公司回收装置的改造选择青岛中兴热电设备有限公司的WQH系列产品, 主要技术参数如表2所示。
产品特点为:结构简单, 体积紧凑, 安装方便, 长期使用无需检修。换热管壁薄, 传热效果好, 无外加能耗, 节能效果明显。设备投资少, 运行安全可靠, 对机组安全运行无不利影响。
2.3 系统流程及改造 (见图1)
1) 分支管路采用DN50管道, 主管采用DN100的管道将各除氧器排汽连接至收能装置。
2) 在3台除氧器排气阀前各加装DN50截止阀, 停机时将排气阀关闭, 打开该阀门即进入运行状态。
注:图中虚线为原管线, 实线为新增管线。
3) 进汽采用高进低出, 进水自一侧水平进入, 采用叉流换热方式。
4) 进水由除氧进水电动门引入, 凝结水排入疏水箱后由疏水泵重新送至除氧。
3 节能与经济效益分析
3.1 除氧器除氧效果
通过对除氧器溶解氧进行连续监测, 增加除氧排汽回收装置对除氧效果无影响 (见表3) 。
3.2 回收蒸汽能量效益分析
由于条件有限, 不能在除氧器排气口加装流量计, 只能采用逆推法计算除氧器排汽率。已知除氧器排汽压力为0.02MPa (104℃) , 排汽焓值h1=2692.27kJ/kg。凝结水出水温度为45℃, 压力0.01MPa, 其焓值h2=1379.65kJ/kg。除盐水的进水温度为20℃, 进水压力为0.3MPa, 焓值h3=84.05kJ/kg, 出水温度平均在76℃, 压力为0.3MPa, 焓值为318.37kJ/kg。根据热力学第一定律, 设定除氧器排汽量为D, 进水量为d, 有:
D=d (h4-h3) / (h1-h2)
利用上述公式, 并实测进水流量和冷却器出水温度, 可测算出回收的乏汽回收量。计算结果如表4所示。
每小时回收的乏汽量实际平均为1.2t, 排气率为1.2/240=0.5%。按年平均运行5600h计, 每年回收的能量折合标煤为:1.2t/h×5600h× (2692.27-1379.65) / (7000×4.1816) =301.34t。
按市场价860元/吨标煤计算, 每年可以节约成本为301.34×860=25.88万元。
回收蒸汽凝结水节约成本为:0.6t/h×5600h×5元/t=1.68万元。
两项合计节约成本27.56万元。
3.3 环保效益
除氧排汽回收装置投入使用以后, 解决了除氧器排汽造成的热污染, 同时也解决因排汽产生的噪音问题, 它是除氧器排汽消音器的替代产品。
4 投资效益分析
该项目于2011年8月开始施工, 2011年10月投入运行。项目投资金额共计19.5万元, 其中换热器及附属管件仪表10.5万元, 管道及安装9万元, 投资回报期为8个月。
5 结语
除氧器排汽回收与利用是火力发电厂完成热力系统“零”排放的第一步。表面式除氧排汽回收装置结构简单, 运行可靠, 对电力系统全面实施节能降耗, 具有较高的推广价值。
摘要：通过加装表面式余热收能装置回收除氧器排汽进行节能挖潜, 在不影响除氧效果的前提下, 降低排汽率0.5%。在节水节汽的同时, 有效消除了由于蒸汽外排造成的环境热污染及噪声污染, 提高了机组整体热效率;换热管采用TP304不锈钢材质, 可避免收能装置的腐蚀。
关键词：除氧器排汽,回收利用,节能,效益
参考文献
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[7]代云修.汽轮机设备及运行[M].北京:中国电力出版社, 1997.
排汽装置 篇2
1 安全阀排汽管道的水力计算
1.1 确定安全阀的排放参数
安全阀排放参数就是安全阀开始起跳进行泄放时的蒸汽参数, 包括排放压力pd, 排放温度td, 排放比容υd等。
安全阀的排放参数可以按《蒸汽锅炉安全技术监察规程》 (以下简称《蒸规》) 或《压力容器安全技术监察规程》 (以下简称《容规》) 进行确定。
蒸汽系统或装置的额定的工作压力为pw, 安全阀的整定压力ps, 应按《蒸规》上的第143条进行确定, 一般情况ps=1.03pw～1.1pw, 安全阀的排放压力pd=1.03ps+0.1MPa (绝压) , 排放温度则可取安全阀前蒸汽工作温度td=tw, 根据pd及td, 可以计算或查表求得排放比容υd。
1.2 安全阀泄放能力计算 (排放量计算)
在DL/T5054-1996《火力发电厂汽水管道设计技术规定》 (以下简称《管规》) 的附录C.8, 《容规》中的附件五, 《蒸规》中的第134条均有安全阀泄放能力的计算公式。若有安全阀生产厂的计算资料, 可以按1.2安全阀生产厂家的资料计算。
1.3 确定安全阀进口的质量流速及流速
式中, ω为介质流速, m/s;m为质量流速, kg/ (m2.s) ;G为安全阀的泄放能力, kg/s;A为安全阀进口的截面积, m2;υ为蒸汽安全阀进口的比容, m3/kg;Di为安全阀进口的管内径, m。
1.4 计算排汽管道的总阻力系数
根据《管规》中式 (6.1.4) 计算:
式中, ξt为管道总阻力系数;λ为管道摩擦系数;L为管道总展开长度, m;∑ξ1为管道总局部阻力系数。需要说明的是, 管道摩擦系数λ需要根据管道中排汽的雷诺数Re及管壁的相对粗糙度ε/Di从《管规》中的图6.1.3查取。
雷诺数Re由《管规》中式 (6.1.3) 计算:
式中, Re为雷诺数;ω为介质流速, m/s;Di为安全阀进口的管内径, m;γ为介质运动黏度, m2/s;η为介质动力黏度, Pa·s;ν为介质的比容, m3/kg。
对于安全阀排汽管道内蒸汽的流动, 大都处于粗糙管内的湍流区。从《管规》中图6.1.3 (见图1) 可以看出, 在第二临界值以上区域, 管子的摩擦系数λ近似水平, 随管壁的相对粗糙度ε/Di不同而明显变化, 雷诺数Re对其影响很小。因而, 在没有计算出排汽管道出入口的参数时, 可以按安全阀入口处的参数计算排汽管道的雷诺数。
水和水蒸汽的动力黏度可以由《管规》附录E中的表E.1.1查取。
在《管规》附录E.2中的表E.2.1-1～表E.2.1-3中, 列出了前苏联、美国和德国推荐的各种管子等值粗糙度ε。对于国内生产的管材, 一般可以按前苏联的推荐值选取;对于进口的管材, 可以根据出产地及其执行的标准, 参照其给出的粗糙度值或美国、德国推荐的值选取。管道附件的局部阻力系数ξ1同样可以参照《管规》附录E.2.2中相应内容查算而得。
1.5 计算管道内的临界压力或临界比容比
管道内临界压力可以按《管规》中式 (6.3.3-1) 计算:
式中, Pc为临界压力, Pa;P0为始端滞止压力, Pa;υ0为始端滞止比容, m3/kg。
对于安全阀排汽管道, 始端的滞止参数可以按安全阀入口处的排放参数, 用下式计算:
式中, k为蒸汽的绝热 (等熵) 指数, 对于过热蒸汽, k取1.3, 对于饱和温度为225℃的饱和蒸汽, k取1.135, 对于饱和温度为310℃的饱和蒸汽, k取1.08, 对于其它温度下饱和蒸汽的k值可按《管规》中图6.3.2查取。
临界比容比可以按《管规》中式 (6.3.3-3) 计算:
式中, βc为介质的临界比容与始端比容之比,
1.6 计算排汽管道终端和始端的介质参数
计算排汽管道终端和始端的介质参数, 首先要根据临界压力Pc (或临界比容比βc) 及排汽管道末端的空间压力P′, 判别管道内介质的流动特性———是临界流动还是亚临界流动, 采用不同的计算方法。
1.6.1 临界流动的计算
如果Pc≥P′, 则为临界流动, 按下式计算管道终端参数:
介质临界压力比αc按《管规》中式 (6.3.4-8) 计算:
式中, αc为临界压力比,
管道始端参数按下式计算:
1.6.2 亚临界流动的计算
如果pc<p′, 则为亚临界流动, 按下式计算管道终端参数:
介质比容比β按下式计算:
式中, Pd2为管道终端介质的动压力, Pa。
管道始端参数按下式计算:
2 安全阀排汽管道的排汽反力及力矩计算
2.1 排汽反力计算
在稳态流动的条件下, 安全阀开启时, 排汽反力包括介质流动的动量效应和内压所产生的应力效应两部分。
与管道轴线垂直的排汽口或管段进出口断面处的反力可按下式计算:
式中, Fi为断面i处的反力, N;Gi为断面i处的蒸汽流量, kg/s;ωi为断面i处的介质流速, m/s;Pi为断面i处的介质压力, Pa;Pa为当地的大气压, Pa;Ai为断面i处的通流面积, m2。
对于排汽反力的计算, 在《小型热电站实用设计手册》 (以下简称《小热电手册》) 、《中小型热电联产工程设计手册》 (以下简称《热电联产手册》) 和《管规》均有该类型的计算公式, 其中《热电联产手册》与《管规》的计算公式相同, 却因为单位换算的错误, 而使公式错误。其表达式如下:
式中, Fi为断面i处的反力, kN;Gi为断面i处的蒸汽流量, kg/h;ωi为断面i处的介质流速, m/s;Pi为断面i处的介质压力, kPa;Pa为当地的大气压, kPa;Ai为断面i处的通流面积, m2。
只要通过简单的量纲分析, 就可以知道上式的第一项是错误的:
因而, 按原公式中物理量的单位, 《热电联产手册》与《管规》中的公式应改为下式:
同样, 《管规》中的式 (7.3.5-2) ～式 (7.3.5-8) , 也应把系数改为才对。
对于斜切口、T型、Y型排汽口的排汽反力可按《管规》中的式 (7.3.5-2) ～式 (7.3.5-8) , 把系数纠正后计算, 这里不再赘述。
为了考虑瞬态流动的影响, 排汽反力的计算结果应乘以动载系数1.1～1.2, 一般可取1.2。
2.2 排汽反力矩计算
由安全阀排汽管所受排汽反力引起的弯矩可按下式计算:
式中, Mi为排汽管根部所受弯矩, N·m;k为动载系数, 可取1.2;Fi为垂直管线的排汽口所受的排汽反力, N;R为排汽管轴线到安全阀轴线的距离, m。
以上是按排汽管道与安全阀出口管同一直径、直接联接 (见图1) 进行计算的。如果安全阀的排汽管道由出口管道外加放空管 (见图2) 或排汽管加消音器 (见图3) , 也可以按以上步骤进行计算, 但是应把不同管径的管段阻力系数折算到计算管径Di1下的阻力系数, 再计算总阻力系数, 先计算出排入大气端的参数, 再分段计算出各变截面处的参数, 再通过受力分析计算各段受力情况。不同管径的阻力系数按下式进行折算:
式中, ξt1为计算管径下的阻力系数;ξt2为需折算的管径Di2段阻力系数;Di1为计算管内径, m;Di2为需折算的管内径, m;G1为Di1管径中的质量流量, t/h;G2为Di2管径中的质量流量, t/h.
通过水力计算, 确定了安全阀排汽管中蒸汽流动的状态参数, 并以此计算出排汽反力和力矩, 就可以对安全阀的排汽管道进行动、静荷载分析和进行支吊架设计, 以保障安全阀和蒸汽管道系统安全、正常的工作。
摘要：介绍了蒸汽安全阀排汽管道的水力计算及排汽反力计算的一般步骤, 并指出《中小型热电联产工程设计手册》及现行规范DL/T5054-1996《火力发电厂汽水管道设计技术规定》中, 计算安全阀排汽管道的排汽反力公式错误, 并给予纠正, 对于工程设计具有一定指导意义。
关键词：安全阀排汽管道,临界流动,滞止参数,排汽反力
参考文献
【1】中华人民共和国劳动部.蒸汽锅炉安全技术监察规程[Z].北京:中国劳动出版社, 1996.
【2】国家质量技术监督局.压力容器安全技术监察规程[Z].北京:中国劳动社会保障出版社, 1999.
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热电厂除氧器排汽回收利用 篇3
某单位热力公司目前3炉3机并列运行, 除氧系统设有2台出力为263t/h的高压除氧器, 1台出力为400t/h的低压除氧器, 除氧系统为高、低压除氧器窜级系统。除氧器工作过程中需随时将水中析出的其他气体连续不断地排到系统外的大气中, 势必会携带部分高温水蒸气一起排入大气, 会浪费热能及工质, 而且对环境产生一定的热污染和较大的噪音污染。
针对这种状况, 分析了目前热电厂除氧器排汽的回收情况, 发现目前热电厂普遍采用外置混合式换热器加汽水分离器或表面式换热器, 再辅以回收水泵达到回收热量和工质、降低环境污染的目的。这样的回收系统能够回收绝大部分热量和工质, 但在使用过程中也存在一定问题, 如在高、低压除氧器窜级系统中, 由于排汽压力不同, 回收系统需要分别设置回收装置, 且为了能达到满意的回收率, 回收装置通常至少设置需要两级, 使得工艺系统变得复杂, 给操作人员增加了额外的工作量, 尤其是在除氧系统出现异常情况时, 会影响到异常情况的快速处理, 运行中调整不当也会影响到除氧器的除氧效果。此外, 由于增加了部分设备, 也增加了维护维修人员额外的工作量。
2 改造措施
2.1 高压除氧器排汽回收改造
经过分析, 对该公司热电厂的2台高压除氧器进行了排汽回收节能技术更新改造 (见图1) 。
将高压除氧器的排汽通过ϕ108管道直接接入低压除氧器, 作为低压除氧器加热蒸汽的一部分。由于高压除氧器排汽量相比低压除氧器的加热蒸汽需求量来说所占份额比较小, 对低压除氧器运行压力以及温度的控制影响较小, 因此这部分蒸汽不需要经过调节阀控制流量的大小, 直接接到了低压除氧器加热蒸汽二次阀后端。该项改造利用现有的设备 (即低压除氧器) 作为高压除氧器排汽回收装置, 既达到了回收排汽热量和工质的目的, 又简化了回收系统, 在除氧器正常或异常运行以及启停情况下, 几乎不会带来额外的操作, 回收系统对除氧系统也不会产生不利的影响。
2.2 低压除氧器排汽回收改造
对于低压除氧器的排汽, 增设1台排汽回收装置进行回收, 具体工作原理如下。
低压除氧器排汽通过ϕ159进入排汽回收装置, 通过回收装置内的不锈钢换热管将热量传递给低温除盐水。蒸汽放热后冷凝成水, 吸收热量的除盐水进入低压除氧器, 作为低压除氧器补充水的一部分。蒸汽冷凝水汇集起来通过ϕ57管道输送到发电厂设置的疏水箱, 通过疏水箱回收到除氧器, 从而使排汽携带的热量以及工质均得以回收。不凝结的气体通过排汽回收装置顶部排气口排入大气, 此气体基本不含有水蒸气, 且气体压力接近大气压, 所以排气时基本不产生噪音;而且排气温度可通过调节进入回收装置的除氧水量控制, 通常排气温度约在40℃或更低, 所以基本不会对环境产生热污染。
为了保证系统在异常情况下不会对原有系统产生影响, 在两路排汽回收管路上均设置有逆止阀, 这样即使在异常情况下, 仍可维持系统正常运行, 不需要对回收系统进行相应的操作调整, 不会增加异常情况下额外的工作量, 完全能够保证除氧设备的安全和正常运行。
该项技术改造是利用现有的疏水箱收集回收装置的凝结水, 利用疏水泵输送到低压除氧器, 不需要设置额外的凝结水回收泵或出水输送泵, 降低了运行和设备维护费用, 减轻了操作工人的劳动强度。
3 运行状况
该热电厂除氧系统经过排汽综合回收系统改造后, 自2005年10月投入使用以来, 系统一直保持连续稳定地运行。该项节能改造只增加了1台回收装置, 在系统投入运行后不需要人工值守, 系统的维护工作量也基本接近于零。根据现场安装仪表的监测和DCS的传送数据, 对综合回收系统进行了测试分析, 现场测试数据如表1和图2～图4所示。
注:数据摘录自2005年12月18日《热力公司汽轮机运行日志》, 测试期间3台除氧器均投入运行。
注:源数据为2006年全年月低压除氧器出水含氧量, 原始数据摘自2006年度《热力公司汽轮机运行日志》
注:源数据为2009年全年月高压除氧器出水含氧量, 原始数据摘自2009年度《热力公司汽轮机运行日志》。
注:源数据为2011年全年月高压除氧器出水含氧量, 原始数据摘自2011年度《热力公司汽轮机运行日志》。
在上述测试数据的基础上, 分析了该系统投运后近6年的运行记录, 分析结果表明:在正常运行工况下, 该企业热电厂的低压除氧器除氧水含氧量一直低于10μg/L, 高压除氧器除氧水含氧量一直低于5μg/L, 其中2007年4月由于全厂停车检修, 2008年6月由于集团公司电解装置频繁跳闸的原因, 造成除氧系统频繁启停和大幅度调整负荷, 从而使除氧器出水含氧量月平均值超过5μg/L, 其他正常情况下, 指标远远优于原电力部门颁布的标准 (低压除氧器除氧水含氧量低于15μg/L, 高压除氧器除氧水含氧量低于7μg/L) , 而且指标完全符合该企业内部标准的要求。锅炉给水含氧量合格率一直保持在100%, 除氧器排汽回收率100%, 能够完全满足电厂工艺系统的各项要求。
4 效益分析
4.1 经济效益分析
要保证除氧器出水含氧量达标, 其排汽量损失一般在0.3%～0.5%额定出力。经过现场热平衡测试和分析估算, 在正常工况运行情况下, 每台高压除氧器排汽携带蒸汽量约为1.5t/h, 低压除氧器排汽携带蒸汽量约为2t/h, 除机组大修、维修及其他不正常运行工况的情况, 按正常工况下年运行8000h计算, 该综合回收系统每年可回收高压除氧器排汽携带蒸汽量约24000t, 蒸汽压力约为0.6MPa, 温度约为160℃;每年可回收低压除氧器排汽携带蒸汽量约16000t, 蒸汽压力约为0.02MPa, 温度约为110℃ (其他气体由于量比较少, 忽略不计) 。
1) 热量回收部分产生的效益。
依据热力发电厂相关公式计算, 生成等量的高压除氧器排汽携带蒸汽量需消耗标准煤的量为[1]:
B1=D1× (hc1-h补水) / (Qnet×ηb)
式中:B1—高压除氧器排汽等同于消耗的标准煤量;
D1—高压除氧器排汽携带蒸汽量;
hc1—高压除氧器排汽携带蒸汽的焓值;
h补水—电厂热力系统补充除盐水的焓值;
Qnet—标准原煤低位发热量;
ηb—锅炉效率。
生产等量的低压除氧器排汽携带蒸汽量需消耗标准煤量为[1]:
B2=D2× (hc2-h补水) / (Qnet×ηb)
式中:B2—低压除氧器排汽等同于消耗的标准煤量;
D2—低压除氧器排汽携带蒸汽量;
hc2—低压除氧器排汽携带蒸汽的焓值。
运行工况参数如表2所示。
注:补水取全年平均温度15℃, 锅炉效率以中小型锅炉为例取值。
根据表2数据, 可计算出:B1=1985.7t;B2=1287.1t。
由上述计算可知, 生产同样量的蒸汽需要消耗的标准煤总量约为3272.8t/a, 按目前山东地区标煤价格约680元/t计算, 每年可节约标准煤折合成本约为222.55万元。
2) 工质回收部分产生的效益。
按年运行8000h计算, 每小时回收纯净水约5t, 年可回收纯净水约40000t, 这部分回收冷凝水不需要进行二次处理, 可直接作为除盐水使用, 按该热电厂除盐水成本约为6.5元/t (该厂自来水成本约3.7元/t, 水处理成本约2.8元/t) 计算, 年可节约生产等量除盐水费用约为26万元。
综合上述两项经济效益, 年回收热量和工质可为企业节约费用约248.55万元。
4.2 环境和社会效益分析
改造前每年排放热蒸汽约40000t, 对热电厂周围环境产生巨大的热污染。据现场测算, 160℃ 、0.6MPa的蒸汽直接排入大气, 将会产生110dB以上的噪音, 远远高于国家规定的50～ 60dB允许值, 对热电厂的职工和电厂周边居民生活产生较大的影响[2,3]。
以该电厂燃烧电煤的平均发热量16720kJ/kg计算, 改造后每年可节约3272.8吨标准煤, 相当于节约燃烧电厂原煤约5736.7t, 将少产生CO2约10513t, 少产生SO2约80t, 少产生灰渣约1100t。改造少产生飞灰约100t。改造不仅可有效降低电厂锅炉除尘和脱硫装置的负荷压力, 而且可有效减轻对环境的污染。
在当前国内外能源紧张的严峻形势下, 特别是提倡可持续发展、低碳生活的背景下, 节约原煤能源的消耗, 具有十分重要的意义。
5 项目投资额及回收期
该项目被列为年度技术改造项目, 于2005年2月立项, 2005年8月开始实施, 2005年9月利用停车大修期间实现了系统的接口, 项目施工期共计2个月。该项目投资情况如表3所示。
经过上述效益分析, 该项改造投入为24.94万元运行后年回收热量和工质可为企业节约费用约248.55万元, 折算投资回收期为36天。
6 结语
实践证明, 该项改造投入使用后, 系统运行十分平稳, 无需人工值守, 系统维护工作量几乎接近为零。在项目改造期间, 存在的主要问题有:工艺管线的支吊问题;回收系统与除氧器的接口问题;施工过程如何确保原有系统的安全问题。针对上述问题, 比较妥当的解决措施是在热电厂项目设计时应同步设计回收系统并进行同步施工。对于已经投入运行的热电厂, 以保证不对原有系统产生任何影响为前提, 从设计、施工等方面做好全程安全管理, 利用全厂检修或做好备用设备切换后, 再进行回收系统与除氧系统的接口。
该项改造在某企业热力公司投入运行后, 创造了显著的经济效益和环境效益, 具有改造和施工简单, 投资费用低, 投入产出比较大, 运行中不需要人员值守等显著的优点。该回收系统在某企业热力公司已安全稳定运行多年, 实践证明是一种比较简单而且先进的电厂节能技术, 适合于具有高温排汽 (排气) 装置进行热量或工质的回收。
参考文献
[1]郑体宽.热力发电厂[M].北京:中国电力出版社, 2008.
[2]范文锋, 荣庆善, 官民健.670t/h高压除氧器乏汽的回收再利用[J].节能, 2007, (9) :30.
排汽装置 篇4
1 排汽管道模型
直冷排汽管道结构复杂, 包含管道、膨胀节、导流片、拉杆、支吊架等局部结构, 如图1图、2所示。本分析采用solidworks和hypermesh共同建立排汽管道的有限元模型然后导入ansys当中添加边界条件并求解计算, 在建立有限元模型时, 排汽管道和支座均采用壳单元来建立;膨胀节采用弹簧单元模拟, 其中膨胀节质量通过建立质量单元添加。另外, 由于压力平衡肘拉杆主要承受拉压, 同时在有些位置要受到弯曲的作用, 所以采用梁单元建立。考虑到腐蚀裕度和钢板厚度负偏差, 管子和零件的壳体厚度在进行强度校核计算时要相应的减小;同时考虑到管子自身的实际重量, 减小厚度的壳体的密度要相应增加, 所以在计算时材料的密度采用折算后的密度。采用的单元类型如表1所示, 有限元模型如图2、图3所示。
由图1、图3可见, 在排汽管道和汽轮机排汽装置接口位置添加了一个密封圆板, 此板为刚性体, 但可以在温度载荷的作用下发生变形, 故不会限制排汽管道热变形, 从而避免此处在计算中产生极大的热应力。排汽管道和空冷岛接口位置同样如此处理。这样整个排汽管道成为一个密闭容器, 根据经典力学理论, 一个封闭容器在内压作用下应该是自平衡的。因此, 对其进行压力平衡测试, 求解后它的约束端的各反力分量和为零, 表明该有限元分析模型是压力自平衡的, 以此来证明管道模型的正确性。
2 边界条件
2.1 约束
排汽管道受到排汽装置和蒸汽分配管对其平移和旋转方向的约束, 安装工况下相当于固定, 在有温度载荷工况下会对排汽管道产生一个热位移。压力平衡肘各安装位置施加各对应的约束。为方便提取约束位置支反力, 约束施加均为在约束面中心建立主节点, 主节点与约束面上节点通过刚性杆连接, 然后在主节点上施加对应的约束。弹簧支撑和吊架处施加对应的支吊架载荷。详细约束位置及约束方式如图4及表2所示。
施加约束采用的坐标系:
x-轴:与蒸汽流动方向相反;
y-轴:竖直向上;
z-轴:Z轴与X、Y轴构成右手坐标系。
2.2载荷及工况组合
在进行应力分析时应考虑以下荷载:管道自身重力、温度载荷、压力载荷、风载荷、地震载荷、基础沉降。其中支吊架载荷采用ansys根据冷态吊零计算得出, 并以该载荷进行支吊架选型。本分析中所考虑的载荷及工况组合如表3、表4所示 (此处只列出较危险工况) 。
3. 计算结果
3.1. 应力计算结果
表5列出了各工况载荷作用下, 主管道的最大应力强度值。
由表5力计算结果可以看出, 应力最大的工况为工况7, 下面给出工况7载荷作用下, 排汽管道各部分应力云图, 如图5至图7所示。
4 结果校核及优化
4.1 强度校核的标准和规范
本文根据JB4732钢制压力容器分析设计标准对a nsys分析所得结果进行校核。分析设计法要求对容器各部位的各种应力进行详细计算, 并根据应力在容器上的分布、产生的原因以及对失效所起的作用将应力进行分类。根据其应力校核准则, 在管道应力校核中, 根据产生应力的载荷不同, 将应力划分为一次应力和二次应力两大类。
一次应力 (P) , 是指由于压力、重力与其他外力载荷的作用所产生的应力;二次应力 (Q) 是指由于热胀、冷缩、端点位移等位移载荷的作用所产生的应力, 它不直接与外力平衡, 而是为满足位移约束条件或管道自身变形的连续要求所必须的应力。
按照JB4732《钢制压力容器—分析设计标准》规定, 强度校核的判据有以下4个:
(1) 一次总体薄膜应力强度SΙ应不超过设计应力强度值, 即:; ;
(2) 一次局部薄膜应力强度许用极限为1.5, 即:; ;
(3) 一次局部薄膜应力加一次弯曲应力的应力强度的许用极限为
其中K为载荷组合系数, 在JB4732-95中有详细描述, 结合标准, 本分析中K=1.2。
4.2 强度校核
强度校核严格按照上述强度校核的标准和规范进行。下表中列出了一次局部薄膜应力加一次弯曲应力以及二次应力的应力强度校核结果 (以下简称一次加二次应力) , 校核判据为:a nsys计算结果壳的上、下表面应力强度之大值属于一次加二次应力, 应小于或等于3Sm, 即3×14 4.2=432.6MPa, 中面应力强度属于一次局部薄膜应力, 应小于或等于1.5k Sm, 即1.5×1.2×144.2=259.56MPa。结合表5应力计算结果, 一次应力, 二次应力均满足强度要求。
4.3 优化减重
由4.2节可见在各工况载荷作用下, 排汽管道强度均满足要求。对照4.1节中排汽管道各部分应力结果云图, 主垂直管道、主弯头、盖板、歧管均有较大安全裕度。以盖板为例, 其中面应力强度为133.08Mpa, 远小于一次许用应力259.56Mpa;盖板上圆板厚度原为30mm厚, 考虑是否可以采用25mm厚钢板。在工况7载荷作用下经计算得到修改厚度后盖板中面应力强度为156.22Mpa, 计算结果依然满足一次许用应力要求。修改厚度前后盖板轴向变形由2.77mm增加到5.01mm刚度依然满足要求, 考虑到盖板要有足够的刚度, 此处圆板厚度采用25mm厚钢板, 不可再减薄。其它部位排汽管道同样采用该方法, 根据优化方案重新建立排汽管道的有限元模型并进行有限元分析验证优化方案是否可行, 对排汽管道进行基于CAD和CAE的闭环设计。优化前后排汽管道重量分别为933t和884t, 共减重49t。
5 结论
排汽装置 篇5
关键词：CFB锅炉,对空排汽,启停,压火,过热器
某热电企业是2个国家级环保示范工业区的重要配套基础设施, 拥有2台6 M W抽凝式汽轮发电机组和1台6 M W背压式汽轮发电机组, 配套2台3 5 t/h循环流化床锅炉C F B) 和2台7 5 t/h C F B锅炉, 采用集中供热和热电联产的方式, 通过3条热力管网将0.6 M Pa/1 9 0℃的过热蒸汽供给2个工业区内众多漂染、染整、水洗、电镀等企业。
为确保供热机组异常或热负荷增大时的供热压力正常, 企业设有1台W Y 5 0-3.9 2/4 5 0-0.7 8/2 8 0型减温减压器和1台W Y 1 0 0-3.8 2/4 5 0-0.9/3 0 0型减温减压器, 其中1台长期处于热备用状态。
该企业4台锅炉的主蒸汽额定压力为3.82MPa、主蒸汽温度为450℃, 3台供热机组的进汽参数为3.43MPa/435℃。主蒸汽采用母管分段制。
1 CFB锅炉启停时存在的问题
1.1过热器超温的安全隐患
在集散控制系统 (DCS) 上, 锅炉出口过热蒸汽的测温热电偶有2个, 其中1个安装在对空排汽管道与主蒸汽电动隔离阀之间的集汽集箱上, 另1个安装在主蒸汽电动隔离阀和手动隔离阀之间的管道上。主蒸汽系统采取母管制运行, CFB锅炉启动过程中, 蒸汽的压力和温度低, 必须关闭锅炉与蒸汽母管的隔离阀;只有在出口蒸汽压力和温度接近额定参数时, 才能开启隔离阀并汽, 通过蒸汽母管向汽轮机输送蒸汽。在此之前, 必须将参数或品质达不到要求的蒸汽排掉。由于主蒸汽管道疏水管径为DN20, 虽可起到暖管的作用, 但通过的汽量很小, 主蒸汽管壁升温较慢;而对空排汽管道的管径为DN80, 其通流截面积约为疏水管的1 6倍, 锅炉启动过程中产生的蒸汽主要通过向空排汽阀排向大气。蒸汽测温装置在对空排汽管后的集汽集箱和主蒸汽管道上, 锅炉启动时测出的汽温不能正确的反映过热器出口蒸汽的真实温度。
测试结果表明, 当DC S显示蒸汽温度为420℃时, 实际蒸汽温度在450~46 0℃之间, 二者温差达到30~40℃。运行人员根据DCS显示的蒸汽温度进行并汽操作时, 待并锅炉的实际蒸汽温度可能达到460~480℃, 超出或接近了过热器允许的最高工作温度, 过热器可能处于过烧状态, 具有一定的安全隐患。
1.2排汽噪音影响周边环境
该企业每台锅炉集汽集箱上安装2台J 941 A-100型对空排汽阀 (1个手动, 1个自动) , 并在排汽管道的末端安装PPM型消音器, 总消声量可达32d B, 削弱了排汽噪声。但是, 由于对空排汽消音器的安装位置较高 (35 t/h锅炉消音器中心标高34.8 m、75t/h锅炉消音器中心标高48.6 m) , 以及排汽参数偏离消音器设计值等原因, 导致排汽噪声高于《工业企业厂界环境噪声排放标准》规定值, 对周边环境影响较大, 尤其在夜间启停炉时, 排汽噪音在夜深人静的衬托下显得特别刺耳, 周边居民反映较强烈。
1.3浪费能源和介质
由于锅炉采用主蒸汽母管制运行, 汽轮机启动采用定压启动方式, CFB锅炉点火启动和压火启动时, 要等到蒸汽参数接近额定参数时才能将并入母管运行。CFB锅炉停炉降压与压火备用期间, 要关闭主蒸汽手动隔离阀和电动隔离阀。以上启停炉过程和压火及压火启动期间, 均需打开对空排汽阀, 锅炉产生的蒸汽通过向空排汽阀排向大气并持续较长时间, 浪费了大量的热能, 损失了大量的介质。
2回收利用CFB锅炉启停过程排汽的改造措施
根据系统现状和实际运行情况, 该企业决定对锅炉主蒸汽系统进行改造, 回收利用C FB锅炉启停过程的排汽。改造方案是在锅炉主蒸汽手动隔离阀前引出1根DN80管道, 加装2个DN80隔离阀, 将锅炉启停过程及压火期间产生的蒸汽通过减温减压器引入热网。
2.1改造措施
根据现场实际, 结合Ⅰ段蒸汽母管改造 (1号机组抽凝式汽轮机计划改造为背压式汽轮机) , 在每台锅炉主蒸汽手动隔离阀前引出1根2 0 G/G B5 3 1 0材质、D N 8 0管径的管道, 加装2个Z 4 1 Y-1 0 0 I D N 8 0型手动闸阀, 新增一段D N 8 0连接管道, 将1号、2号锅炉启停过程及压火期间产生的蒸汽经过1号减温减压器引入热网, 将3号、4号锅炉启停排汽通过2号减温减压器引入热网, 供热用户使用。这样改造, 充分利用了现有减温减压器等设备, 投资较少, 并且基本没有增加运行人员的操作强度, 不仅回收利用了排汽的热能和介质, 提高了供热能力, 减少了能源浪费, 而且消减了排汽噪音污染和热污染, 消除了过热器超温的安全隐患。
2.2材料选用
连接管道应选用与主蒸汽管道相同的20G/GB5310材质, 尽量避免异种钢焊接。
手动隔离阀应选用优质阀门, 防止阀门内漏和外漏, 避免锅炉正常运行期间主蒸汽漏到减温减压器, 经过节流到热网, 白白损失有效的高位热能;同时, 防止在锅炉停运期间, 热网蒸汽倒流回锅炉主蒸汽管道, 不仅损失热量和介质, 还对锅炉蒸汽系统检修工作造成不利的影响。对此, 该企业选用Z41Y-100IDN80型铬钼钢闸阀。
3 改造后的运行方式及注意事项
3.1改造后的运行方式
某台CFB锅炉点火启动或压火启动过程中, 在启动初期应关闭该炉主蒸汽手动隔离阀, 通过调整对空排汽阀开度来控制升压速率, 开启过热器联箱疏水阀、集汽集箱疏水阀使过热器得到冷却, 同时开启主蒸汽电动隔离阀和手动隔离阀前疏水阀进行暖管, 并将相应的减温减压器转为热备用状态 (对管道暖管后开启减温减压器至热网隔离阀) 。当汽包压力达到1.2 MPa左右时 (远高于热网压力0.6 MPa) , 打开相应的锅炉启停蒸汽至双减隔离一、二次阀, 投运减温减压器, 关闭对空排汽阀和有关疏水阀, 将排汽引入热网, 供给热用户。当启动锅炉的蒸汽参数和蒸汽品质达到并汽条件时, 按照CFB锅炉运行规程进行并汽操作, 并关闭锅炉启停蒸汽至双减隔离一、二次阀, 将减温减压器转为备用状态。
某台C F B锅炉停运或压火时, 立即关闭该炉主蒸汽手动隔离阀, 同时打开锅炉启停蒸汽至双减隔离一、二次阀, 将停运锅炉产生的蒸汽经过减温减压器导入热网, 供用户使用。当停运锅炉的余汽压力低于1.0 M P a时 (仍高于热网压力) , 关闭该锅炉启停蒸汽至双减隔离一、二次阀, 停运减温减压器, 并根据情况开启有关疏水阀。
3.2注意事项
(1) 投运和切除时机。从理论上讲, 只要启动锅炉的蒸汽压力等于热网压力, 即可开启相应的锅炉启停蒸汽至双减隔离阀, 投运减温减压器, 将蒸汽引入热网, 供热用户使用。同样, 当停运锅炉的蒸汽余压等于热网压力时, 才关闭锅炉启停蒸汽至双减隔离阀, 停运减温减压器。但是, 在实际运行中, 由于减温减压器具有一定的压差, 加上阀门、弯头及管道系统阻力, 并考虑维持合理的升、降压速率, 必须把握好投运和切除时机。该企业通过实践摸索, 确定蒸汽压力在1.0~1.2 M P a之间方将锅炉启停过程及压火期间产生的蒸汽通过减温减压器引入热网, 供热用户使用。而锅炉汽包压力小于1.0MPa时, 仍通过向空排汽阀和有关疏水阀排掉。
(2) 控制好升、降压速率。改造前, 在锅炉启停过程或压火期间, 运行人员通过调整对空排汽阀开度来控制升、降压速率。改造后, 当锅炉汽包压力小于1.0 M P a时, 仍通过向空排汽阀控制升、降压速率;在汽包压力大于1.0 M P a后, 对空排汽阀处于“关闭”状态, 锅炉产生的蒸汽通过减温减压器引入热网, 供热用户使用。这时, 需要调整减温减压器的电动减压阀开度控制升、降压速率, 并将减温减压器的减温装置投入自动运行。这就要求运行人员之间具有默契的配合, 在保持减温减压器出口蒸汽参数合格的同时控制好锅炉的升、降压速率。
4应用效果
4.1节能效益
统计10年来该企业4台锅炉运行情况, 取每年每台35 t/hCFB锅炉启停8次、压火7次, 75 t/h CFB锅炉启停6次、压火2。根据运行半年多的实践和比对, 取每台35 t/h CFB锅炉每次启停回收蒸汽70 t、每次压火及压火启动回收蒸汽5 2 t, 每台75 t/h CFB炉每次启停回收蒸汽150 t、每次压火及压火启动回收蒸汽112 t。则4台锅炉每年可回收蒸汽2048t, 多供蒸汽2310.1t, 并回收二级除盐水2048 t。根据2009年度平均价格计算, 则每年可多缴税金109435元, 增加企业利润220194元。
4.2消除了安全隐患
在锅炉启动升压过程的中后阶段, 绝大多数蒸汽通过主蒸汽管道和新增管道进入热网, 保证通过主蒸汽管的蒸汽温度接近过热器出口的蒸汽温度, 确保蒸汽测温点能真实反映过热器的实际温度, 即防止水冲击事故的发生, 又保证过热器不被过烧, 消除了过热器存在的安全隐患。
同时, 改造后能保证锅炉主蒸汽管道得到充分的暖管, 减少了主蒸汽管道在启动过程中产生过大的热应力。
4.3环保效益
改造后, 虽然仍有少量蒸汽通过对空排汽阀及其消音器, 但其压力较低, 排汽噪音较小。绝大多数高压蒸汽通过主蒸汽管道和新增管道, 经过减温减压器进入热网, 大大减少了噪音污染, 还周边居民一个良好的生活环境。同时, 回收利用大量热量, 避免了这些热量排入大气所造成的热污染, 还回收利用了2048t水资源。
每年回收利用的6402.3GJ热量可折算成267.7t标煤, 可减少S O 2排放5077 kg, 减少NOX排放2749 kg, 减少粉尘排放1164 k g, 减少CO2排放457.13t, 环保效益和社会效益均十分显著。
5结束语
由于锅炉采用母管制运行和汽轮机采用定压启动方式, 在C FB锅炉启停过程及压火期间, 锅炉产生的蒸汽主要通过向空排汽阀排入大气, 并需持续较长时间, 不仅浪费了大量的热能, 损失了大量的介质, 还存在过热器超温的安全隐患, 排汽噪音影响周边环境。
根据现场实际情况进行技术改造, 在每台锅炉主蒸汽手动隔离阀前引出1根管道, 加装2个闸阀, 通过新增管道将锅炉启停过程及压火期间产生的蒸汽经过减温减压器引入热网, 供热用户使用。
排汽装置 篇6
关键词：小汽轮机,发电机组,小汽轮机,整改方案
1 排汽管道系统总体布置方案
对于排汽管道系统的配管设计要首先考虑管道能够承受的载荷, 以及许用的安全应力应变范围之类。尤其是对于小汽轮机这样的配管设备, 管道口与发电机组相连接, 因此管子承受较大的反向力和力矩, 这些由于重力、热膨胀以及预紧力产生的反向力和力矩必须在允许的范围之类, 否则将会引起管道连接部分的法兰盘失效。进而导致管道设备的整体变形以及安装位置的改变, 降低设备的使用寿命。因此在排汽管道系统总体布置方案中, 要考虑到管道自身的应力应变是否满足要求, 对于管道相连的部分也要考虑其最大允许载荷。
1.1 初始条件及NEMA设计准则
在设计排汽管道系统总体布置方案时候, 首先要进行初始条件的设定。因为初始条件的不同, 代表的工作环境也不同, 对于排汽管道系统的要求也不同。对于常规的工作环境参数要进行设定, 包括环境的温度范围、汽轮机工作的压力、排汽口的排汽量、凝汽器的相对摆放位置、管道的初始安装偏移以及排汽管道型号规格等工况参数进行设定, 对于这些参数要列出表格进行统计。
N EM A是美国电汽制造商协会标准的英文缩写, 它对于管道管嘴部分受到应力的规定是最严格的标准。N EM A在标准91版本规定, 作用于任何一个管嘴上的力和力矩不得超过以下条件:3FR+MR≤500De,
公式中的FR为管嘴上受到的外力总和;MR为管嘴上受到的外力合力矩总和;
De为管子的当量直径, 单位为英寸。当管嘴公称直径不大于8英寸时, De= 管嘴的公称直径:嘴子公称直径大于8英寸时, De= (嘴子的公称直径十16) /3
尽管N EM A在汽轮机进汽口、排汽口等方面的力和力矩都有着严格的规定, 但是由于这些数据一般情况下是很难获得的, 因此上述公式是目前普遍采用的管嘴校核方式。
1.2 排汽管道系统的柔性设计
由于管道需要与其他设备连接, 然而在管道采用机械嘴子连接会出现位移丢失的情况, 而且这种丢失的位移无法得到自然补偿。因此在管道的安装过程中采用柔性设计, 这种柔性设计可以作为补偿器补偿因为连接过程中出现的位移丢失, 柔性系统中的膨胀节可以吸收因为管道错位而产生的巨大反方向的作用力和作用力矩。柔性设计可以避免管道产生的轴向力作用到汽轮机的连接头上, 避免弯头受到高频率的冲击载荷而发生失效。
1.3 总体布置方案
小汽轮机排汽管道的总体布置主要在以下几个方面来体现:
1) 管路系统。一般情况下, 管道的长度都超过10米, 从小汽轮机排汽管道排汽口到冷凝器入口这段范围内分布着大量的元器件。管路依次由矩形法兰接口、矩形管道、方圆节、曲管压力平衡式波纹膨胀节、弯管、真空蝶阀、凝汽器入口管道组成, 附件包括弹簧支吊架、人孔、安全膜板通过管路串接。2) 支撑系统。在三通管附近设立辅助支架, 承接曲管压力平衡式波纹膨胀节到三通管之间的构建重量。同时为了减小因为放置支而带来的静力平衡失效, 一般需要将辅助支架向三通管的封头侧方向偏移。3) 热位移补偿方式。为了平衡由于热应力带来的管道热位移, 需要将压力平衡膨胀计设置在排汽口的中下端。同时为了平衡这种类型的热位移补偿器, 需要将附近的管道改成三通管, 而不是两通弯管。
2 排汽管道系统实体建模
2.1 有限元分析技术
有限元分析是工程设计的计算机辅助工程, 指的是利用计算机辅助分析解决复杂工程结构和产品的力学性能, 从而达到优化结构属性的目的。有限元分析可用于静态结构分析、动态分析、线性和非线性问题的研究, 可以分析分析结构 (固体) 、流体、电磁等方面的力学问题。小汽轮机的排汽管道系统管路众多, 结构复杂, 需要使用有限元分析技术来对管路进行分析, 从而达到提高管路的设计水平的目的。
2.2 实体分析模型的建立
通过建立有限元分析模型对于小汽轮机的排汽管道进行模型简化, 针对排汽管道的几种几何模型, 包括管道及钢板面、拉杆、弹簧支吊架等元器件进行简化分析。
1) SH ELL93单元结构。SH ELL93单元结构主要用于模拟管道、板焊结构件、平封头及其加强板。“工”字钢和波纹管的近似模拟, 是典型的八节点四边形壳单元, 因此能够较好地模拟曲线边界。2) B EA M 4单元。B EA M 4单元用于模拟管嘴的约束杆件, 可以很方便地对接口作用力进行分析。是单轴向2节点单元, 能承受拉压、剪切、屈曲变形, 因此具有稳定的单元结构。3) M A SS21单元。M A SS21单元是具有六自由度的单元结构, 能够对实际几何实体简化后造成的质量缺少部分进行填补, 进而提高整体分析结构的稳定性。
3 小汽轮机排汽管道系统的工程实施
小汽轮机排汽管道系统的工程实施初步实施过程中, 首先运用C A ESA R II软件对于相关的技术参数进行计算分析, 进而确定管件的几何形体尺寸。在保证波纹管的弹性刚度的基础上, 确定整个管件结构的整体分布。进而根据小汽轮机的排汽管的相关设计理论对于排汽管路的安放、定位以及限位等方式进行确定, 保证整个管体结构的稳定性。
在上面的工程实施完成后, 在原来的基础之上, 在三通管中部增加小三角钢片来增强三通管的弹性刚度以及导流能力;在管件中部以及方圆节的上半段增加隔板来隔断外界温度变化对于管件的影响;对于管件接头以及弯头部分进行加强, 保证这些部分的可靠性。
在工程实施之后, 得到加强后的结构设计能够完全满足管嘴的受力要求以及接头部分应力应变的安全值, 整个排汽管系统耐外压的能力得到显著提高。
4 结语
本文通过对小汽轮机排汽管道系统设计的研究, 在排汽管路进行合理的总体设计, 保证设计系统的稳定性与可靠性。使用有限元分析技术对于小汽轮机排汽管道系统设计的实体建模模型进行分析, 能够比较真实地接近于排汽管件在实际环境中产生的各种变形以及应力应变情况, 因此对于火电厂小汽轮机排汽管道系统的设计精确度较高, 可信度也较强。
参考文献
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