汽轮机经济性（共9篇）
汽轮机经济性 篇1
随着国民经济的飞跃发展, 对能源需求呈指数增长趋势。据调查, 目前, 我国能源的利用效率较世界先进水平低12%左右, 其中火力发电厂的效率为33.8%, 比世界先进水平要低6%~8%。过去几年里, 我国的电力供应情况不容乐观:
1) 煤炭价格的提升, 经常出现煤炭供应紧张的现象;
2) 在一些省市, 出现一定的拉闸限电情况。从大范围提供我国能源的利用效率, 已成为我国经济持续稳定发展不可逾越的技术障碍。有效提高电厂发电效率与经济效益对我国电力系统具有重要意义。
1 汽轮机中的重热现象
1.1 汽轮机选择
电厂发电机组的工作效率主要由机组发电容量与机组的发电效率决定的。在单级汽轮机中, 由于其叶片与叶轮的强度的原因, 蒸汽在汽轮机中的焓降较小。在多级汽轮机中, 与单级汽轮机先比, 其单位功率成本与体积都有明显的降低, 同时其机组的发电容量大大提高, 可以有效降低经济成本。在汽轮机最佳转速下, 其多级汽轮机的单级焓降值越大, 其叶片转速越大, 同时, 在多级汽轮机中, 其蒸汽压力、温度等参数可以合理调整, 可以在大范围内调整蒸汽的初终压力、温度参数。进而是其获得较高的热循环效率。同时, 多级汽轮机具有良好的相对内效率。因而, 在电厂的建设初期, 应优先选用多级汽轮机组。
1.2 重热现象
1.2.1 汽轮机重热
如图1所示, 为多级汽轮机中的重热发生情况。图中等压线间的比焓降随比熵的增大呈单调递增趋势。在前一级的焓损失而形成的比熵的变大, 使后一级的比焓降将变大;即前一级的比焓损失在后面逐渐得到利用, 这就是重热现象。
图1中, 假设蒸汽为理想气体, 若第一级的比焓的损失为0, 第二级的压力与温度记为, P2, T1。因为多级汽轮机中的重热现象, 前一级的比焓损失在后面逐渐得到利用, 因而, 多级汽轮机的全局效率较各级平均效率要高。第一级的气体状态:, 在第一级比焓损失, 因而, 其相应的比熵有所提高, 则第二级气体状态:, 其中。
1.2.2 重热系数
重热系数, 即汽轮机的各级焓降与汽轮机整机焓降的差值与整机焓降的比值。其重热系数a为:。
其中Σ△ht-Σ△htmac为其重热量。
1.2.3 重热优化
从重热系数的表达式可以看出, 其值越大, 则汽轮机组的效率越高。因为重热系数的提高的前提是多级汽轮机存在热损失, 其各级的机械效率降低。多级汽轮机的效率的提高最为有效的路径为提高各级的内效率。相应的H-S图见图2。
从图2可知, 重热量只是汽轮机能量损失中占有一定比重, 对汽轮机重热量的有效利用, 可有效汽轮机的运营效率。
2 汽轮机的进排气阻力
2.1 蒸汽循环流程
多级汽轮机组外, 蒸汽的流通会产生一定的能量损失, 对机组的运营效率有一定的影响。其损失主要由两部分构成:
1) 汽轮机的进汽损失;
2) 汽轮机的排气损失。汽轮机进排气两部分的能量损失主要由3个因素构成:
a.蒸汽沿管道流动的沿程摩擦损失;
b.蒸汽流动转向能量损失;
c.蒸汽流动过程中涡流损失。其流程见图3:
2.2 进气压力损失
在多级汽轮机中, 蒸汽进气过程中的能量损失过程:蒸汽进入工作舱室需要经过三个设备:1) 主汽阀;2) 气体流量调节阀;3) 蒸汽室。蒸汽在通过这些设备时, 存在一定的压力损失, 其中蒸汽经过主汽阀与气体流量调节阀时, 其压降最为严重。其在流通过程中可忽略散热损失, 因为当蒸汽流过主汽阀与气体流量调节阀时, 属于节流过程, 其阀门前后压力降较大, 能量损失严重。其进气损失为蒸汽进入汽轮机工作舱室过程中的压力损失。压力损失可以用蒸汽流通过程中前后压差与蒸汽进入机组舱室前压力的比值来表示:
针对高压蒸汽的压力损失, 一般为△pr=13%~16%;而对于再热的蒸汽流通管道, 其压力损失为:△p0=3%~5%;而对于中低压蒸汽的进气压力损失为:△ps=2%~3%。汽轮机的蒸汽进气损失的大小, 主要由蒸汽流速与节流阀门的动态性能决定, 通常情况下, 管路中蒸汽流速为15m/s~55m/s, 采用带扩压汽室的阀门可以有效减低汽轮机的进气节流损失。
2.3 排气压力损失
在多级汽轮机中, 排气压力损失是指排出的蒸汽在排气管流动过程中的压力损失, 主要由3部分因素构成:1) 管道管理阻力;2) 蒸汽涡流;3) 蒸汽流动转向。其排气压力损失为:△pc=p'c-pc, 一般来说, △pc= (2%~6%) pc。其中, pc为多级汽轮机的末级蒸汽出口压力;p'c为多级汽轮机的凝汽器出口压力。而有效降低汽轮机的排气压力损失, 有效利用其排气做功, 通常采用扩压的方式, 将汽轮机的排气气体动能转为压力能源, 从而补偿排气管道中的沿程压力损失。
汽轮机排气过程中, 汽轮机的初始压力对其排气压力损失具有重要作用。值得注意的是, 汽轮机组中的再热机组, 其机组的初始压力变化只对比焓降有一定的影响, 对汽轮机机组整体运营功率无影响。
在蒸气的排汽过程中, 其压力损失主要由汽轮机的初终参数决定。在多级汽轮机中, 可由有效地利用热回收蒸汽发生器, 提供汽轮机连续作业效率。另外, 高效率的蒸汽循环, 可以有效降低冷却空气的需求量的同时, 保证压缩机降低的入口温度, 进而降低汽轮机的排气压力损失。
3 结论
通过对多级汽轮机重热现象的分析, 重热量在汽轮机能量损失占有较大的比重, 有效利用其重热量, 使电厂的经济效益得到提高。在电厂建设初期, 本文对比分析了选择多级汽轮机较单级汽轮机的优势, 通过对电厂多级汽轮机进气与排气压力损失的分析, 对电厂进一步的节能改造, 提供了有力的参考依据。
参考文献
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汽轮机经济性 篇2
汽轮机工作原理
汽轮机是将蒸汽的热能转换成机械能的蜗轮式机械。在汽轮机中，蒸汽在喷嘴中发生膨胀，压力降低，速度增加，热能转变为动能。如图1所示。高速汽流流经动叶片3时，由于汽流方向改变，产生了对叶片的冲动力，推动叶轮2旋转做功，将蒸汽的动能变成轴旋转的机械能。
冲动式汽轮机工作原理图
1-轴；2-叶轮；3-动叶片；4-喷嘴
汽轮机结构
汽轮机主要由转动部分(转子)和固定部分(静体或静子)组成。转动部分包括叶栅、叶轮或转子、主轴和联轴器及紧固件等旋转部件。固定部件包括气缸、蒸汽室、喷嘴室、隔板、隔板套(或静叶持环)、汽封、轴承、轴承座、机座、滑销系统以及有关紧固零件等。套装转子的结构如图2所示。套装转子的叶轮、轴封套、联轴器等部件和主轴是分别制造的，然后将它们热套(过盈配合)在主轴上，并用键传递力矩。
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套装转子结构
1-油封环 2-油封套 3-轴 4-动叶槽 5-叶轮 6-平衡槽
油动机、错油门：
油动机是调节汽阀的执行机构，它将由放大器或电液转换器输入的二次油信号转换成有足够作功能力的行程输出以操纵调节汽阀。
油动机是断流双作用往复式油动机，以汽轮机油为工作介质，动力油用0.7～0.9Mpa的调节油。油动机结构下图所示。
1.拉杆 2.调节螺栓 3.反馈板 4.活塞杆 5.油缸（缸盖）6.活塞 7.连接体 8.错油门（错油门壳体）9.反馈杠杆 10.调节螺钉 11.调节螺母 12.弯角杠杆 13.杆端关节轴承
1-2300-01-00 油动机
油动机主要由油缸、错油门、连接体和反馈机构组成。错油门（8）通过连接体（7）与油缸（5）连接在一起，错油门与油缸之间的油路由连接体沟通，油路接口处装有O形密封圈。连接体有铸造和锻件两种加工件，图示为锻件形式。油缸由底座、筒体、缸盖、活塞、活塞杆等构成。筒体与底座、缸盖之间装有O形密封圈，它们由4只长螺栓组装在一起。活塞配有填充聚四氟乙烯专用活塞环。活塞动作时在接近上死点处有～10mm的阻尼区，用以减小活塞的惯性力和载荷力并降低其动作速度。缸盖上装有活塞杆密封组件，顶部配装活塞杆导轨及弯角杠杆支座。油缸靠底座下部双耳环与托架上的关节轴承、销轴连接并支撑在托架上。在油缸活塞杆（4）上端有拉杆（1）和杆端关节关节轴承（13），通过（13）使油缸与调节汽阀杠杆相连。错油门结构下图所示。
套筒（25、26、27）装在错油门壳体（8）中，其中上套筒（25）及下套筒
14.错油门弹簧 15.推力球轴承 16.转动盘 17.滑阀体 18.泄油孔 19.调节阀 20.放油孔 21.调节阀 22.喷油进油孔 23螺塞 24.喷油孔 25.上套筒 26.中间套筒 27.下套筒
C 二次油 P 动力油 T 回油
（27）与壳体用隙缝螺钉固定，中间套筒（26）在装配时配作锥销与壳体定位固定。套筒与壳体中的腔室构成5档功用不同的油路，对照图1可看出，中间是动力油进油，相邻两个分别与油缸活塞上、下腔相通，靠外端的两个是油动机回油。油的流向由错油门滑阀控制，滑阀是滑阀体（17）和转动盘（16）的组合件，滑阀在套筒中作轴向、圆周向运动，在稳定工况，滑阀下端的二次油作用力与上端
1-2300-01-00 的弹簧（14）力相平衡，使滑阀处在中间位置，滑阀凸肩正好将中间套筒的油口封住，油缸的进、出油路均被阻断，因此油缸活塞不动作，汽阀开度亦保持不变。若工况发生变化，如瞬时由于机组运行转速降低等原因出现二次油压升高情况时，滑阀的力平衡改变使滑阀上移，于是，在动力油通往油缸活塞上腔的油口被打开的同时，活塞下腔与回油接通，由于油缸活塞上腔进油，下腔排油，因此活塞下行，使调节汽阀开度加大，进入汽轮机的蒸汽流量增加，使机组转速上升。与此同时，随着活塞下行，通过反馈板（3），弯角杠杆（12），反馈杠杆（9）等的相应动作，使错油门弹簧的工作负荷增大，当作用在滑阀上的二次油压力与弹簧力达到新的平衡时，滑阀又恢复到中间位置，相应汽阀开度保持在新的位置，机组也就在新工况下稳定运行。如出现二次油压降低的情况，则各环节动作与 上述过程相反，不再赘述。
抽气器和抽汽器
抽气器的功能是以保持凝汽器的真空和良好的传热。抽汽器在背压式汽轮机上是很重要的一件部套。主要功能是把汽封漏汽抽出，防止蒸汽进入汽轮机的前后轴承座内。蒸汽一旦进入前后轴承座内就凝结成水，是油中带水的主要成因。小型汽轮机就直接用抽汽器，2MW以上机组要增加汽封换热器，提高抽汽器的性能以及整个机组的经济性。速关阀（N）
速关阀也称为主汽门，它是主蒸汽管路与汽轮机之间的主要关闭机构，在紧急状态时能立即节断汽轮机的进汽，使机组快速停机。
速关阀水平装配在汽轮机进汽室侧面。按照汽轮机进汽容积流量的不同，一台汽轮机可配置一只或两只速关阀。
汽轮机停机时速关阀是关闭的，在汽轮机起动和正常运行期间速关阀处于全开状态。
图1是用于N型汽轮机的速关阀，它主要由阀和油缸两部分构成。阀体部分有两种结构形式，图1是无单独阀壳的速关阀，在三系列汽轮机中，大多采用这种阀壳与汽缸进汽室为整体构件的结构形式。
1． 主阀碟 2． 卸载阀 3． 蒸汽滤网 4． 导向套筒
5． 阀盖 6． 汽封套筒
7． 阀杆 8． 专用螺栓
9． 螺母 10． 油缸
11． 压力表接口 13． 活塞 15． 弹簧座 17． 挡盘 12． 试验活塞 14． 弹簧
16． 活塞盘
18． 阀座D 蒸汽入口 E 速关油 F 启动油 H 试验油 K 漏汽 T1 回油 T2 漏油
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图1 速关阀
阀体部分主要由件1～8及18组成，阀盖（5）不仅用于进汽室端面的密封，而且也是阀与油缸间的连接件。
在速关阀末开启时新蒸汽经蒸汽滤网（3）通至主阀碟（1）前的腔室，阀碟在蒸汽力及油缸弹簧（14）关闭力作用下被紧压在阀座（18）上，新蒸汽进入汽轮机通流部分的通路被切断。主阀碟中装有卸载阀（2），由于在速关阀的开启过程中调节汽阀处于关闭状态，所以随着卸载阀的提升，主阀碟前后的压力很快趋于平衡，使得主阀碟开启的提升力大为减小。
在速关阀开启过程中或速关阀关闭后（隔离阀未关）有一部分蒸汽沿着阀杆（7）与导向套筒（4）及汽封套筒（6）之间的间隙向外泄漏，漏汽从接口K引出。而当速关阀全开后，主阀碟与导向套筒的密封面紧密贴合，阀杆漏汽被阻断。
速关阀中的蒸汽滤网大多是采用不锈钢波形钢带卷绕结构的滤网，也有一些汽轮机的滤网由带孔不锈钢板卷焊而成。
速关阀的油缸部分主要由油缸（10）、活塞（13）、弹簧（14）、活塞盘（16）及密封件等构成，油缸用螺栓固定在阀盖（5）上。基于油缸装、拆操作的安全性，在油缸端面装有3只专用长螺栓（8），在螺栓旋入处配有钢丝螺纹套。注意：油缸的装拆须借助螺栓（8）和螺母（9），以免发生人身伤害事故。
油缸部分是速关阀开启和关闭的执行机构。在通过启动调节器（1-1840-）的操作开启速关阀时，油缸部分相应如下动作：启动油F通至活塞（13）右端，活塞在油压作用下克服弹簧（14）力被压向活塞盘（16），使活塞与活塞盘的密封面相接触，之后速关油E通入活塞盘左侧，随着活塞盘后速关油压的建立，启动油开始有控制的泄放，于是活塞盘和活塞如同一个整体构件在两侧油压差作用下，持续向右移动直至被试验活塞（12）限位，由于阀杆右端是与活塞盘连接在一起，所以在活塞盘移动的同时速关阀也就随之开启。
速关阀的关闭由保安系统操纵，如果保安系统中任何一个环节发生速关动作，都会使速关油失压，在弹簧力作用下，活塞与活塞盘脱开，活塞盘左侧的速关油从T1排出，活塞盘连同阀杆、阀碟即刻被推至关闭位置。
油缸部分还装有试验活塞（12），如图2所示，由试验活塞，试验阀及压力表等构成速关阀试验机构，其作用是在机组运行期间检验速关阀动作的可靠性。试验阀是手动换向阀（或电动换向阀），它可装接在管路上，也可组装在速关组件（参见1-2001-）中，通过操作试验阀使压力油经节流孔进入试验活塞右端腔室，由于试验活塞面积大于活塞面积，因此当P2达到某一值后，在油压
力作用下试验活塞推动活塞、活塞盘、阀杆、阀碟同时向关闭方向移动，行程为h，这一行程不会影响机组的正常运行，所以试验可在包括额定工况在内的任意负荷下进行。当试验阀切换至图示位置时退出试验。
图2 速关阀试验机构
若速关阀状况良好，试验结果就是P2＜P1，P2是试验活塞开始位移时的试验油压，P1是许用试验压力。
P1≤A＋B（P4－1），其中A、B是与规格有关的特性值，见技术数据0-0300-T.Nr-00。
P4是机组运行时的速关油压值。
若试验测得P2≥P1，则表明阀杆上因有盐垢或活塞等可动件上因油垢沉积而产生了额外的运动阻力，致使速关阀动作不正常，为使速关阀能正常动作，在这种情况下试验应重复多次，如最终仍然是P2＞P1，那就要尽快安排检修，拆出速关阀，查出原因，消除故障。
根据需要速关阀可配装行程开关，用于在阀的关闭、全开位置发送相应的信号。
固定在阀杆上的档盘有多种功用：万一油缸密封件损坏速关油外泄时，它可阻挡油喷到高温部分；阻挡阀杆漏冒向油缸；兼作行程开关的触发器。
速关阀按新蒸汽进口通径有100、125、150、200、250及320六种规格，除320之外其它速关阀的结构是类同的。
320速关阀因阀碟尺寸较大为减小主阀碟开启的提升力，避免阀杆弯曲，阀碟、阀盖、阀座部分如图3所示，其它部分与图1是一样的。
图4是带有独立阀壳的速关阀，除阀壳外，它的结构和工作方式与上述相同,不再贅述。
图3
汽轮机经济性 篇3
1 影响汽轮机运行经济性的主要因素
汽轮机组实际运行的经济性与热力系统和设备的负荷率、能否在规定的设计条件下运行以及设备是否完善有关。机组试验热耗率能够反映其实际运行的经济性, 汽轮机本身的工况 (如汽缸实际运行参数、汽缸效率等) 、辅助设备状况 (如凝汽器、回热加热设备、给水除氧等) 以及热力系统内外泄漏量造成的。为了详细分析机组煤耗偏高的原因, 根据本文案例机组的现场数据, 对各种影响因素分别进行定量分析和计算。
1.1 负荷率
按照汽轮机的热力特性, 负荷降低时, 汽轮机的热耗率呈明显上升趋势。对于600MW的超临界机组, 半负荷运行时煤耗量要比额定负荷行时增加约29g/k。
1.2 汽轮机运行参数
表1为1号机组运行参数对机组经济性的影响。从表中可以看出, 由于汽轮机主蒸汽参数 (压力、温度) 、再热蒸汽参数以及排汽压力等实际运行工况偏离设计值, 使得汽轮机气缸效率低于设计值, 从而对机组经济性产生影响, 其中排汽压力对机组热耗影响最大。
1.3 机组通流部分效率
仍然以1号机组为试验对象, 1号机组低压缸试验效率比设计值低5.01%, 低压缸效率降低1%, 增加机组热耗率约35.73k J/k Wh;中压缸试验效率比设计值低0.99%, 中压缸效率每降低1%, 增加机组热耗率约12.81k J/k Wh;高压缸试验效率比设计值低2.27%, 高压缸效率每降低1%, 增加机组热耗率约14.7k J/k Wh。因此总的来说, 1号机组由于汽缸效率总体较设计值偏低, 所以共增加机组热耗率约为225.14k J/k Wh, 折合煤耗升高共约8.6g/k Wh。
1.4 系统泄漏
相比于系统外漏, 蒸汽管路上的阀门以及部分疏水阀门的内漏量大是影响机组经济性的重要因素。蒸汽管道中高品位的蒸汽直接漏入凝汽器, 不仅会使机组功率降低, 同时也增加了凝汽器的热负荷使得真空度降低, 从而进一步降低了机组的经济性;系统部分疏水阀门由于阀门前后压差较大, 机组启停时阀门因蒸汽冲刷等原因会出现不同程度的内漏。
2 节能优化改造的探讨及措施
从上面的分析可以知道, 影响该汽轮机煤耗的主要因素有负荷率、通流部分效率、汽轮机运行情况管理以及系统阀门泄露等。
2.1 提高汽轮机通流部分的效率
通流部分汽封间隙过大, 通流部分结垢等均会影响汽轮机汽缸效率, 从而相应的增加煤耗。对于本文中这样已经投产的机组, 其制造与加工偏差对汽缸效率的影响已经无法消除, 于是要提高汽缸效率只能从调整汽封间隙和提高叶片清洁度两个方面入手。
2.2 加强机组运行参数的实时监控
机组运行参数应保持稳定, 主汽压力、主汽温度、再热汽温、排汽压力等参数要尽量接近设计值。
2.3 消除系统阀门内漏
两台600k W机组阀门外漏量很少, 而阀门内漏, 尤其是高温高压管道上的疏水阀门的泄露对系统经济性的影响很大。系统的部分疏水阀门由于阀门前后差压大、工作条件恶劣、机组启停时阀门因蒸汽冲刷等容易出现不同程度的内漏。因此, 在实际中应该定期对各类疏、放水阀门进行检查, 及时利用大小修的机会对泄漏阀门进行修理或更换。其中, 像主蒸汽、再热汽、抽汽系统等的管道和阀门疏水等处存在内漏对机组经济性影响较大, 在检修中应作为重点。此外, 减少疏水阀数量或者增加疏水管路上的阀门个数, 采用多个阀门串联的方式也是是有效减少系统内漏的改造措施。因此检修时除了修复部分疏水阀阀体外, 也建议取消个别设置不合理的疏水阀。
摘要：本文从火电厂热力系统节能角度出发, 以某电厂600MW机组的热力系统为研究对象, 分析了影响汽轮机经济性的主要因素。然后, 针对这些影响因素并通过借鉴国内同类型机组的检修和优化经验, 从热力系统的参数、设备等方面着手, 提出了系统的优化改造方案。
关键词：汽轮机,热力系统,经济性分析
参考文献
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汽轮机运行讲解 篇4
258．什么是汽轮机额定参数启动和滑参数启动？
答：额定参数启动时，电动主汽门前的新蒸汽参数在整个启动过程中始终保持在额定参数。这种启动方式为定参数启动。滑参数启动时，电动主汽门前的蒸汽参数随转速、负荷的升高而滑升，汽轮机定速并网后，调节门处于全开状态。这种启动方式为滑参数启动。259．什么是汽轮机的冷态启动和热态启动？
答：按汽轮机启动前的金属温度高低，可分为冷态启动和热态启动，一般以汽轮机冷态启动维持汽轮机空转时，调节汽室处汽缸的温度水平（约150℃）来划分这两种启动。如果启动时汽轮机金属的温度低于此温度称为冷态启动，高于这个温度称为热态启动。260．汽轮机启动前为什么要进行暖管？
答：一次暖管是指从电动主汽门前新蒸汽管道和暖管；二次暖管是指电动主闸门后至自动主汽门前管道的暖管。
机组启动时，如果不预先暖管并充分排放疏水，由于管道的吸热，这就保证不了汽轮机的冲动参数达到规定值，同时管道的疏水进入汽轮机造成水击事故，这是不允许的。261．汽缸为什么要进行疏水？
答：因为汽轮机启动时，汽缸内会有蒸汽凝结成水。如果不疏水，将会造成叶片冲蚀。另外，停机情况下造成汽缸内部有凝结水，腐蚀汽缸内部。有时在运行中锅炉操作不当，发生蒸汽带水或水冲击现象，也使汽缸过水。因此必须从汽缸内把这部分疏水放掉，保证设备安全。262．汽轮机电动主闸门后暖管为什么要先开旁路门？
答：由于主蒸汽管道内的压力很高，而在暖管前电动主闸门后没有压力。因此，电动主闸门前、后压差很大，使电动主闸门不易开启；先开旁路门，一方面能减小电动主闸门前后压力差，使电动主闸门开启容易；另一方面，用旁路门便于控制蒸汽流量和升温、升压速度，对减少管道、阀门、法兰等的热应力有利。263．汽轮机启动前为什么要疏水？
答：启动时，暖管、暖机时蒸汽遇冷马上凝结成水，凝结水如不及时排出，高速流动的蒸汽就会把水夹带汽缸内造成水冲击，严重时引起汽轮机的振动。因此启机前，必须开疏水门。264．汽轮机启动前为什么要先抽真空？
答：汽轮机启动前，汽轮机内部已存在空气，机内压力相当于大气压力，如果不先抽真空，空气无法凝结，因而排汽压力很大。在这种情况下启机时，必须要有很大的蒸汽量来克服汽轮机及发电机，各轴承中的磨擦阻力和惯性力，才能冲动转子，这样就使叶片受到的蒸汽冲击力增大。此外，转子冲动后，由于凝汽器内存在空气，使排汽与冷却水中间的热交换效果降低，结果排汽温度升高，使汽轮机后汽缸内部零件变形。凝汽器内背压增高，也会使凝汽器安全门动作。所以凝汽式汽轮机在启动前必须先抽真空。265．汽轮机启动时为什么不需要过高真空？
答：机组启动时的真空，不是越高越好。这是因为如果真空过高，则蒸汽进汽量较少，起不到良好的暖机效果。同时蒸汽的焓降增大。冲动转子时，会使汽轮机的转速发生较大的变化，转速不易控制。
通常冲动前真空维持在60～67kPa比较适宜。266．汽轮机冷态启动时为什么要先抽真空后投轴封？
答：机组的抽真空时，汽缸内的真空逐渐增加，压力就逐渐降低。若此时向轴封供汽，则大量的蒸汽通过轴封进入汽缸内部，蒸汽的热量就传导给转子及汽缸，由于热汽上升的原理，无论是转子还是汽缸，静止时上部比下部温度要高。因此转子就渐渐地向上部产生弯曲，被抽真空的时间越长则弯曲就越大。当转子弯曲后再转动起来，转子弯曲最大的部分就与汽封的梳齿发生磨擦，从而引起振动，因此转子在未转动前，禁止向轴封送汽。
以上是无盘车装置的情况。有盘车装置时，应在投入盘车装置后，冲动前投入轴封供汽。如投入过早，胀差不容易控制。
267．汽轮机启动过程中为什么要低速暖机？
答：汽轮机启动过时要求有一个相当长的时间进行低速暖机。低速暖机的转速一般为额定转速的10～15%。机组冷态启动时低速暖机的目的是使机组各部件受热膨胀均匀，避免发生变形和松弛现象，以使转子由于停机造成的微量弯曲等到缓缓伸直，不致在启动中发生磨擦、振动。
268．为什么规定在300～500转/分暖机？
答：这是因为如果转速太低，则轴承油膜建立不起来，油膜形成不好，容易造成轴承磨损，转速太高，则造成暖机速度太快。
269．汽轮机启动暖机及升速、加负荷时间是依据哪些因素决定的？
答：汽轮机的整个启动过程，实际上就是蒸汽进入汽缸内部的加热过程，所以汽轮机的暖机及升速加负荷时间主要是受汽轮机各金属部件的温升速度限制，一般以调节级处下缸温度来作监视。另外，汽缸的总膨胀也是暖机及升速加负荷的一个重要依据，有时虽然温升达到要求，但汽缸膨胀有滞后现象，因此还要依据汽缸的膨胀情况和高、中、低压胀差等因素，来决定是否继续暖机或升速加负荷。在升速加负荷时调节级汽缸上、下温差和各部件金属温差均应在规定范围之内，并且汽缸内应无磨擦声，各轴承振动均正常。270．汽轮机冲转时为什么真空会下降？
答：汽轮机冲转时，真空一般维持较低，还有部分空气在汽缸及管道内没能抽出。在冲转时残留在汽缸和管道内的空气随汽流冲向凝汽器；另外，在冲转的瞬间蒸汽还未立即与凝汽器发生热交换，故冲转时真空会暂量下降。271．机组空负荷时排汽温度为什么会升高？ 答：由于空负荷时运行，进入汽轮机的蒸汽量较少，少量蒸汽被高速转动的叶轮撞击和挠动形成一种鼓风作用。这种机械撞击和鼓风作用象磨擦生热一样，使排汽温度升高。272．冲转时，有时转子冲不动是什么原因？ 答：冲转时，转子冲不动有如下原因：（1）调速油压过低。
（2）操作不当，应开启的阀门未开。如自动主汽门，调速汽门等。（3）蒸汽参数过低。（4）凝汽器真空过低。（5）机械部分发生摩擦。
273.汽轮机启动时，调速油泵什么时间停止？
答；在汽轮机启动时，停止调速油泵的时间不一样，都有具体规定。停止调速油泵时，应特别注意主油泵能否建立正常油压，以满足汽轮机调速系统及润滑系统之用，因此，停止时应检查主油泵入口压力、调速油泵电流明显下降，主油泵出口油压正常后，停止调速油泵。274．汽轮机启动时，什么时候全开调速汽门？不全开有何危害？
答:汽轮机启动时，在调速系统起作用后，就可以全开调速汽门，使汽轮机由调速器来维持转数。如此时不能及时全开调速汽门，则会在汽轮机并网后不能使汽轮机满负荷，并产生很大的节流损失。
275．汽轮机最低负荷的暖机是如何确定的？
答：为了减少零件金属温度差，在低负荷下要进行一段时间的暖机，暖机最低负荷的确定要使通流部分有足够的蒸汽量通过，把转子旋转时磨擦鼓风损失产生的热量带走，不致使末级叶片温度和排汽温度升高。对于中压机组一般暖机负荷为额定负荷的10～15%，高压机组的暖机负荷为额定负荷的5～8%，进退高压机组一般为额定负荷的2.5～3%，低负荷暖机的时间长短因机组不同而各有差别，一般以高压段汽缸与法兰温差来决定。276．压力法滑参数启动方式是什么？
答：压力法滑参数启动的方式是：锅炉点火、升压和汽轮机暖管疏水同时进行。当主汽门具有一定压力达到冲动条件时，开启高压和中压自动主汽门，控制调节汽门冲转。升速过程中，保持汽压、汽温不变。从冲转至定速均控制调速汽门开度，并网后逐渐将调速汽门全开，加至一定的负荷后，按滑参数启动曲线升温、升压、加负荷。277．汽轮机滑参数启动、停止有哪些优点？ 答：滑参数启动的优点是：
1）缩短启动时间。
2）减少锅炉对空排汽，节省了蒸汽及热量损失。3）低参数蒸汽可对汽轮机叶片起到清冼作用。
4）各金属部件加热均匀，可减少启动过程中热应力及热变形。
因此，只要条件允许，应尽可能采用滑参数启动方式启动机组。滑参数停机的优点是：
1）加速各金属部件冷却，对机组大修提前开工有利。2）减少汽缸上下缸温差，使金属各部件热应力、热变形小。3）能充分利用余热发电。4）对叶片有较好的清洗作用。
5）由于停机后汽缸温度较低，可相应缩短盘车时间、节约厂用电。278．为什么汽缸内要有疏水孔？
答：因为汽轮机在启动或停止时，汽缸内就会因为余汽和少量蒸汽的情况下，汽对汽缸放热后凝结成水，这些疏水必须排掉，否则将造成设备损坏，容易发生振动，同时会腐蚀汽缸内部。另外汽轮机过水时也需通过疏水孔将水排掉，以保证设备安全。279．为什么汽轮机启动时一般上缸温度比下缸温度高？
答：1）下缸比上缸金属重量大，并且下缸带有抽汽管道，散热面积也大。
2）在启动过程中经汽缸壁冷却后的蒸汽凝结成的水都流到了下缸，从下缸的疏水管排出，下缸较厚，水膜使下缸的受热条件恶化，使上下缸温差增大。
3）空负荷或低负荷运行时，进汽量小，容易增大上下缸温差。
4）下缸保温不如上缸，且由于运行中机组振动，造成下缸保温脱开，空气存在于汽缸与保温之间，造成通风冷却，使下缸散热比上缸快。
5）停机后至启动期间，汽缸内有空气对流，汽缸上部是温度较高的空气，下部是温度较低的空气，使上下缸的冷却条件有差别，增大了上下缸温差。280．汽轮机冲动转子时蒸汽参数的选择依据是什么？ 答：总的原则是选择蒸汽参数要防热冲击。具体讲有三点：
1）蒸汽温度与金属温度相匹配，要求放热系数小些。2）蒸汽过热度不小于50℃。
3）再热蒸汽参数的选择依据为：过热度不低于50℃；如高中压缸合缸布置，再热汽温与主汽温度相差不大于30℃。
281．汽轮机启动过程中为什么要控制管道和阀门的温升速度？
答：温升速度过小，拖长了启动时间，造成浪费；温升速度过大，会造成管道、阀门热应力增大，同时造成强烈的水击，使管道、阀门振动，以致损坏管道、阀门。所以一定要根据要求严格控制其温升率。
282．汽轮机采用压力法滑参数启动、暖管时有哪些注意事项？ 答：因锅炉点火、升压和汽轮机暖管是同时进行的，所以：
1)在锅炉点火前要将锅炉至汽轮机电动主闸门之间主蒸汽管道上的所有截门开启，关闭电动主闸门及旁路门。2)暖管应和疏水操作密切配合。
3)因主蒸汽、再热蒸汽冷、热段的疏水通过疏水扩容器排至凝汽器，所以要保证循环水泵、凝结水泵、射水泵的正常运行。
4)旁路系统投入后，应开启排汽缸减温水门，将排汽室温度调至正常范围内，最高不超过120℃。
5)暖管的同时法兰与螺栓加热装置和轴封供汽系统也应暖管。6)应考虑对主汽门和调速汽门的预热。283．机组启动时上、下缸温差大的原因是什么？ 答：在机组启动时造成上下缸温差大的主要原因有：
1)机组保温不好（保存温材料选择不当，下缸保温层脱落以及较薄等）。2)启动方式不合理。
3)热态启动时间过长或暖机时间不当。4)未抽真空就向轴封送汽。5)低转速真空过高。6)汽缸疏水不畅。7)法兰加热装置投入不当。8)暖机时间不充分。
284．汽轮机启动时，汽缸、转子上的热应力如何变化？
答：汽轮机冷态启动时，对汽缸、转子等零件是加热过程。汽缸被加热时，内壁温度高于外壁温度，内壁的热膨胀受到外壁的制约，因而内壁受到压缩，产生压缩热应力，而外壁受内壁膨胀的拉伸，产生热拉应力。同样，转子被加热时，转子外表面温度高于转子中心孔温度，转子外表面产生压缩热应力，而转子中心孔产生热拉应力。
285．汽轮机启动防止金属部件产生过大的热应力、热变形要控制好哪几个主要指标？ 答：应控制好下列指标：
1）蒸汽温升速度。2）金属温升速度。3）上、下缸温差。
4）汽缸内外壁、法兰内外壁的温差。5）法兰与螺栓的温差。6）汽缸与转子的相对胀差。
286．高压汽轮机滑参数启动时，什么时候金属加热比较剧烈？
答：在冲转及并网后的加负荷过程中，金属加热比较剧烈，特别是低负荷阶段更是如此。287．为什么汽轮机启动时加强高、中速暖机，而低速暖机可适当缩短？
答：实践证明低速暖机往往达不到预期效果，因为低速暖机时汽缸的温度与正常工作温度相差很远，升速和并列后，汽轮机各金属部件温度还要大幅度升高，仍然会产生过大的热应力和热变形。此外，由于低速暖机速度也慢。因此低速暖机时间过长意义不大，所以目前多数电厂采用分段暖机。把低速暖机时间缩短，仅作为运行人员对汽轮机冲转后的全面检查和判断运行情况有无异常的阶段。
288．汽轮机打闸后为什么不立即关闭轴封供汽门，而要待转子静止真空到零时才关闭？ 答：如果转子静止前且有一定真空数值时就关闭轴封供汽门，将会有部分冷空气漏入轴封，使轴封受冷变形。停机后若过早关闭轴封供汽门，也会使轴封套、汽缸局部变形。待真空逐渐降至零时，关闭轴封供汽门可以避免冷空气从轴封漏入汽缸，但若过迟关闭轴封供汽门将可能使凝汽器造成正压，所以停机时要在转子静止真空至零时关闭轴封供汽门。289．为什么在转子静止时严禁向轴封送汽？
答：当转子在静止状态下向轴封送汽，会使转子局部受热，造成大轴弯曲。因轴封齿间隙很小，大轴稍有弯曲，就会使动静部分隙间隙减小甚至消失，转子转动时会将轴封齿磨损。同理，汽缸内有部分蒸汽漏入时，也会造成同样后果，所以，在送轴封供汽前，一定要先将盘车装置启动，如果发现已有蒸汽漏入汽缸时，也应将盘车投入连续运行，以消除大轴局部受热弯曲因素。
290．汽轮机并列后，为什么要规定带一定负荷暖机？
答：汽轮机并列后规定带一定负荷的目的是为了能有足够的蒸汽流量，能将汽轮机在启动时因鼓风作用产生的热量迅速带走，负荷过低时对节流调节的汽轮机，节流损失大，不经济，同时使汽轮机排汽温度升高。因此，要求不要在过低负荷下运行，如加负荷过多又会使汽缸温升率过大，对机组热应力，热变形有较大影响。291．为什么冷态机组盘车前要将润滑油预热？
答：据有关资料介绍，当油温在18℃左右，启动盘车时转矩为正常运行转矩2.4～2.5倍，当油温在48℃左右，启动盘车转矩约为正常运行时转矩的1.1～1.2倍。因此在冷态机组盘车前最好将油预热，以减少盘车启动时转矩。
292．停机时为什么转子静止后油泵尚须运行一段时间？
答：因为停机时转子虽然已经静止，但轴承和轴颈受转子高温传导作用，温度仍然上升很快，这样会使局部油质恶化，损坏轴承钨金，为了防止这种现象发生，停机后油泵尚须运行一段时间。
293．为什么汽轮机打闸后转速下降很快，而低转速时却下降很慢？
答：汽轮机惰走时间及惰走曲线的形状与汽轮机转子的惯性矩、转子鼓风损失及机组的磨擦损失有关：
转子的鼓风损失与转速平方成正比，即转速降低1/2时鼓风损失将减少四倍，因此在低转速时（500转/分以下时），转子鼓风损失极小；其它各轴承转动齿轮，调速器及主油泵等的磨擦损失，也是随着转速的降低而急剧减少的，即在低转速时上述各项损失急剧下降，所以在打闸后高转速时，转速下降快；而低转速时，转速下降慢。294．什么是转子的惰走时间？惰走时间长短说明什么问题？
答：汽轮机的惰走时间是从发电机解列，自动主汽门和调速汽门关闭到转子完全静止的这段时间，称为转子的惰走时间，表示转子惰走时间与转速下降关系的曲线称为惰走曲线。惰走时间变化说明如下问题：
1)高转速下惰走时间变长说明主汽门及调速汽门或抽汽管道逆止门不严有漏泄现象。2)若惰走时间较前次缩短，说明真空保持不当，油温变化及机械部分有磨擦。可能是由于轴承工作恶化或汽轮机动静部分发生磨擦。295．汽轮机转子静止后，哪一段弯曲最大？为什么？
答：停机后，汽轮机冷却时，由于对流作用，使热气体积聚在汽缸上部，所以汽缸和转子上部冷却慢，造成上下缸温差，使转子向上弯曲，弯曲的大小，与时间关系随各种汽轮机的构造而不同。
停机开始时，上下汽缸温差逐渐增加。到一定时间时，温差达到最大值这时转子弯曲达到最大，转子弯曲最大部位是温度最高点，一般在调速级，以后随时间的进一步增加，温差减少，转子也渐渐伸直。
296．停机后为什么循环水泵要运行一段时间才能停下来？
答：停机后，热力系统仍有余汽和疏水排入凝汽器，为了防止凝汽器内温度过高，造成铜管变形影响胀口严密性及排汽缸温度回升。循环水泵应继续运行。一般在排汽缸温度回升到最大值下降或降至50℃以下时，才停止循环水泵。297．汽轮机停机减负荷应注意什么？
答：减负荷过程中应严格控制汽缸和法兰金属温度和胀差的变化。停机过程中，汽缸和法兰温度变化率及温差的控制比启机过程更加严格，这是因为停机过程中，汽缸、法兰内壁的热应力是拉应力，该应力与工作蒸汽的拉应力是叠加的，容易超过材料的屈服极限。因此一般机组减负荷过程中金属的温降速度不应超过1.5℃/分，为保证这个温降速度，每减少一定负荷后，就必须停留一段时间使汽缸转子的温度缓慢均匀下降。298．汽轮机停机减负荷时，机组胀差负值增大时应注意什么？
答：停机减负荷时由于转子收缩快，而汽缸收缩慢。使胀差出现负值增大，应注意，减负荷时高压缸前轴封漏汽量减小，温度降低，前轴封段转子冷却收缩，使汽轮机前几级的轴向间隙减小，容易发生动、静部分磨擦事故。因此停机过程中，要注意机组胀差的变化，保证轴封供汽温度，有高温轴封备用汽源的应投入高温汽源。当胀差负值急剧增大时，应停止减负荷，待温差和胀差减小时，再适当减负荷。299．冷态启动时如何控制胀差? 答：冷态启动时胀差正值增加，防止其过大可采取以下措施: 1）缩短冲转前轴封供汽时间，最好能控制在20～30min 以内。采用温度适合的轴封汽 源，高压机采用汽平衡供汽，超高压机采用临机除氧器或轴封备用汽源供汽。
2）配有DEH系统机组，冲动时采用单阀控制方式。3）控制好升温、升压和加负荷速度，使机组均匀受热。
4）200MW机组尽量开大轴封一、二漏。100MW机组尽量开大高压缸前轴封漏汽至七抽截门。
5）为防止低压缸胀差过大，可适当提高排汽温度。
6）必要时可采用关小调速汽门或降低主汽温度，延长暖机时间。7）发电机并网后，应缓慢开大调速汽门。8）200MW机组合理使用、调整加热装置。300．影响机组启动时间的因素有哪些? 答：1）机炉电互相配合不协调，拖延了机组的正常启动。
2）在启机前的准备工作不充分，启动时对各操作步骤方法掌握不当。3）润滑油温上升缓慢，长时间达不到冲转前的要求。
4）真空系统不严密，造成真空建立不起来或真空不稳定，长时间达不到冲转前条件和带负荷的要求。
5）凝结水长时间不合格（100MW机组表现比较明显），不能及时回收凝结水，造成除氧器水位下降，限制了机组带负荷时间。
6）高压、超高压机组的汽缸内、外壁温差，法兰内、外温差，法兰与螺栓之间的膨胀，汽缸与转子的胀差达不到启动要求，往往是限制机组启动速度的主要矛盾（100MW、200MW机组均存在此情况）。
7）主汽管道疏水或旁路系统投入不及时，造成机、炉侧汽温温差过大。301．停机时如何控制胀差? 答：停机时主要控制高压(中压)缸胀差负值和低压缸胀差的正值，在运行操作中可采用以下措施: 1）投入轴封高温汽源，防止转子收缩过多过快。
2）调峰停机，当缸温达到要求时，采用快速减负荷至零停机方式，可控制转子的收缩量。
3）考虑到打闸停机时低压胀差正值增大,为此在打闸前应先将低压胀差调整至较小数值，可采用降低真空，停止汽缸喷水，提高排汽温度来实现。
4）控制好降温、降压速度，防止汽温、汽压大幅度波动。
5）在滑停过程中200MW机组尽量关小高前轴封一漏，100MW机组尽量关小高前轴封一漏至七抽截门。
6）必要时可投入高前新蒸汽至轴封供汽。7）200MW机组及时投入并调整好加热装置。302．机组在热态启动时如何控制胀差? 答：热态启动前胀差往往处于较小或负值，启动时胀差负值往往还要进一步增大。所以在启动的前一阶段(包括启动前)主要是防止胀差负值过大，而在后阶段，即并列或达到对应汽缸温度水平的工况点后，则应注意胀差朝正值方向的变化，在运行操作中可采用以下措施: 1）轴封供汽应采用高温汽源且轴封供汽投入前应充分暖管、疏水。
2）冲转前应保持汽温(包括再热汽温)高于汽缸金属温度50～100 ℃，以防冲转时转子受到冷却。
3）真空维持高一些。
4）按热态启机冲动、升速时间进行冲动、升速，避免在低转速下长时间停留而导致机组冷却过快，防止胀差负值增大。
5）200MW机组合理调整轴封一、二漏，在前一阶段尽量关小，在负荷加至缸温对应点，胀差正值发展时，尽量开大或全开一漏，二漏门根据真空情况尽量开大。100MW机组合理调整高压缸前轴封漏汽至七抽截门，在前一阶段尽量关小，在负荷加至缸温对应点，胀差正值发展时，根据真空情况尽量开大高前轴封漏汽至七抽截门。
6）200MW机组合理使用、调整加热装置。7）定速后，应尽快并列、带负荷。
8）负荷加至缸温对应点，胀差正值发展后，将轴封供汽导至除氧器供汽。303．机组在甩负荷时如何控制胀差? 答：甩负荷时机组的胀差向负值剧增，特别是大幅度甩负荷，对大机组是很危险的，因此尽可能避免这种工况的出现。若出现了甩负荷时，应尽量作到以下几点：
1）尽可能维持汽温稳定。2）及时投入轴封高温汽源。
3）200MW机组及时关小轴封一、二漏；100MW机组及时关小高前轴封漏汽至七抽截门。甩负荷时如采用上述措施后仍不能控制胀差负值，当胀差负值达极限值时,应立即停机。304．打闸停机后低压胀差突增的原因有哪些？如何防止胀差过大？
答：机组正常运行时转子处在高速转下，叶片、叶轮都产生巨大的离心力并作用在转子上，该离心力和转速的平方成正比。打闸后，当转速下降时，离心力减少，这时作用在转子上的径向离心力减少，而使转子沿轴向伸长，转子伸长从相对膨胀指示上看就是正值增大。这种现象叫波桑效应。所以在打闸时，一定要考虑到转子的伸长量，免得出现汽轮机通流部分轴向动静间隙消失而发生摩损。
除上述原因外，在打闸停机的情况下，汽轮机通流部分的蒸汽被截断，这样，由于摩擦鼓风耗功所转化出来的热量就没有蒸汽机冷却，这部分热量就会使转子受热比汽缸明显，因此可以认为鼓风作用也是使低压胀差增大的一个原因。为了不使低压胀差过大，打闸停机时，可采取如下措施：
1）可减少凝汽器的冷却水量及凝结水再循环水量，使排汽温度维持在所允许的较高温度下运行，使排汽缸受热膨胀，来降低低压胀差。
2）在打闸前可用开启真空破坏门的方法来降低凝汽器真空，使低压汽缸较低压转子多膨胀些。
305．汽轮机滑参数下的热态启动与冷态启动的主要区别是什么？
答：汽轮机热态滑参数启动与冷态滑参数启动的主要区别之一是：在盘车连续运行的前提下，冲转前应先向轴封供汽，后抽真空。因为汽轮机在热态下，高压转子的前后轴封和中压转子的的前轴封的金属温度比较高。如果不先向轴封供汽就开始抽真空，则大量的冷空气将从轴封段被吸进汽缸内造成轴封段的转子收缩，胀差负值增大，甚至超过允许值。使前几级进汽侧动静部分间隙减少甚至消失，此外还会使轴封套内壁冷却产生松动变形。306．汽轮机冲转时，为什么规定要有一定数值的真空？
答：汽轮机冲转前必须有一定的真空，一般为60～70kPa左右，若真空过低，转子转动就需要较多的新蒸汽，而过多的乏汽突然排到凝汽器，凝汽器汽侧压力瞬间升高较多，可能使凝汽器汽侧形成正压，造成排大气安全薄膜损坏，同时也会给汽缸和转子造成较大的热冲击。
冲动转子时，真空也不能过高，真空过高不仅要延长建立真空的时间，同时进入汽轮机的蒸汽量较少，放热系数小，使得汽轮机加热缓慢。转速也不易控制，从而会延长启动时间。307．汽轮机启动和停机时,为什么要加强汽轮机本体及主、再热蒸汽管道的疏水? 答：汽轮机在启动过程中，汽缸金属温度较低，进入汽轮机内的主蒸汽温度及再热蒸汽温度虽然选择得较低，但均超过汽缸内壁温度较多。暖机的最初阶段，蒸汽对汽缸进行凝结放热，产生大量的凝结水，直至汽缸和蒸汽管道内壁温度达到该压力下的饱和温度时，凝结放热过程结束，凝结疏水量才大大减少。
在停机过程中，蒸汽参数逐渐降低，特别是滑参数停机，蒸汽在前几级做功后，蒸汽内含有湿蒸汽，在离心力的作用下甩向汽缸四周，负荷越低，蒸汽含水量越大。另外，汽机打闸后，汽缸及蒸汽管道内仍有较多的余汽凝结成水。
由于疏水的存在，会造成汽轮机叶片水蚀，机组振动，上、下缸产生温差及腐蚀汽缸内部，因此，汽轮机启动或停机时，必须加强汽轮机本体及蒸汽管道疏水。308．轴向位移保护为什么要在冲转前投入? 答：冲转时，蒸汽流量瞬间较大，蒸汽必先经过高压缸，而中、低压缸几乎不进汽，轴向推力较大，完全由推力盘来平衡，若此时的轴向位移超限，也会引起动、静摩擦，故冲转前就应将轴向位移保护投入。
309．机组停机后，汽轮机因盘车装置故障，应遵循什么原则？
答：因盘车装置故障或其他原因必须停止盘车装置时，应遵循以下原则：盘车停止后，在转子上的相应位置做好标记并记录停止盘车时间，每隔30分钟手动盘车180度，当上、下缸温差较大时，应加强盘车。重新投入盘车时，先将转子旋转180度且停留同样时间后再投入连续盘车。并检查转子偏心度及盘车电流、机内声音应正常。310．机组启动至并列，应重点注意哪些? 答：1）冷态启动先抽真空、后投轴封；热态启动先投轴封后抽真空；投轴封时应选择温度适合的轴封汽源。冲动前必须经过充分暖管、疏水。
2）冲动前各保护必须投入。已配有DEH的机组必须处于“自动”状态，DEH、DCS系统各画面及参数正常。冲动时，各项参数应符合冲动条件。
3）盘车期间，对机组各部听音及测量大轴幌动应正常。4）机组冲动后盘车应自动退出，否则应立即打闸停机。
5）冲动过程中应注意听音、测振动。过临界转速时应迅速平稳通过，严禁在临界转速下停留。
6）升速过程中应注意密封油压的变化并及时调整。
7）升速过程中，应特别注意机组的润滑油温、油压，保持油温油压在正常范围内。8）升速过程中，应注意监视排汽温度的变化情况，及时投入减温水。
9）定速后停调速油泵之前，应检查主油泵入、出口油压及调速油压应正常，调速油泵电流有明显下降后方可停止调速油泵，调速油泵停止后，应检查调速油压应正常。未进行DEH改造机组，停调速油泵时应注意主汽门是否关闭，如关闭应及时启动调速油泵。
10）根据胀差的变化情况及时进行调整。注意监视、调整好凝汽器、除氧器水位。注意机组振动及热膨胀变化。
11）热态启动应尽快升速、并列。注意上、下缸温差的变化。311．启动前向轴封送汽要注意什么问题? 答：1）轴封供汽投入前应先对送汽管道进行暖管，使疏水排尽。
2）必须在连续盘车状态下向轴封送汽。热态启动应先送轴封供汽，后抽真空。3）向轴封供汽时间必须恰当，冲转前过早地向轴封供汽，会使上、下缸温差增大，或使胀差正值增大。4）要注意轴封供汽的温度与金属温度的匹配。热态启动选用适当温度的备用汽源，有利于胀差的控制；而冷态启动轴封供汽最好选用低温汽源。
5）在高、低温轴封汽源切换时必须谨慎，切换太快不仅引起胀差的显著变化，而且可能产生轴封处不均匀的热变形，从而导致摩擦、振动。
312．为什么在启动、停机时要规定温升率和温降率在一定范围内？
答：汽轮机在启动、停机时，汽轮机的汽缸、转子是一个加热和冷却过程。启、停时，内、外缸存在一定的温差。启动时由于内缸膨胀较快，受到热压应力，外缸膨胀较慢则受热拉应力；停机时，应力形式则相反。当汽缸金属应力超过材料的屈服应力极限时，汽缸可能产生塑性变形或裂纹，而应力的大小与内外缸温差成正比，内、外缸温差的大小与金属的温度变化率成正比。因此，温升、温降率过大，往往造成内外缸温差增大，热应力增大，使机组受到不同程度损坏。
313．为什么负荷卸不完不能进行发电机解列？
汽轮机经济性 篇5
该电厂#1汽轮机为东方汽轮机厂生产的600mW超临界、一次中间再热、单轴、三缸四排汽凝汽式汽轮机。高、中压缸采用合缸结构, 两个低压缸为对称分流式, 机组型号为N600-24.2/566/566。机组热力系统采用单元制方式, 共设有八段抽汽分别供给三台高压加热器、一台除氧器和四台低压加热器。给水泵驱动方式:2×50%B-MCR汽动给水泵, 小汽机用汽由四抽供给;其备用泵为1×30%B-MCR电动调速给水泵。目前机组的供电煤耗与设计值存在差距, 为查明机组能耗偏高的原因, 以便于采取针对性的措施, 切实提高电厂的生产效益, 该电厂进行了汽轮机热力性能试验, 对影响机组供电煤耗的诸多因素进行定量分析, 为电厂开展节能降耗工作提供科学指导。
1 试验情况
试验结果表明:600mW工况试验修正后热耗率为7 894.38kJ/k W·h, 比设计热耗率7 512.00kJ/kW·h高382.38kJ/kW·h;600mW工况试验高压缸效率为81.21%, 比设计值86.20%低4.99%。中压缸效率为89.30%, 比设计值92.52%低3.22%;修正后供电煤耗率为312.21g/kW·h。与#2机供电煤耗305g/kW·h相比差距还不小, 比设计值289.95g/kW·h (按照THA工况下的设计汽轮机热耗、设计锅炉效率、设计厂用电率、管道效率取98%计算) 也高了很多, 还有比较大的节能潜力。
2 节能降耗的措施
2.1 系统泄漏
试验期间检查发现机侧汽水系统阀门存在泄漏现象, 具体情况如下表1, 热力系统泄露影响使机组热耗升高大概91kJ/kW·h, 煤耗升高3.43g/kW·h。可以利用停机检修机会对热力系统存在的漏点进行处理。
2.2 高、中压缸效率偏低
目前机组存在高、中压缸效率偏低问题, 额定工况时, 高压缸效率设计值为86.20%, 中压缸效率设计值为92.52%。而600mW试验工况时, 高压缸效率为81.21%, 中压缸效率为89.30%。高压缸效率比设计值低4.99%, 中压缸效率比设计值低3.22%。高、中压缸效率偏低, 不仅降低了汽轮机本体的性能, 对机组经济性也有较大的影响 (经计算, 高压缸效率偏低导致热耗率升高约62.89kJ/kW·h, 煤耗率升高约2.37g/kW·h;中压缸效率偏低导致热耗率升高约48.85kJ/kW·h, 煤耗率升高约1.84g/kW·h) 。可以利用揭缸检修机会, 从以下方面改善通流部分效率:对隔板汽封、叶顶汽封以及缸内可能存在漏汽的部位进行重点检查, 通流间隙不要超标;平时运行期间加强对蒸汽品质的监督, 防止动、静叶积垢。
2.3 A、B低压旁路漏流
试验期间发现机组A、B低旁后温度达150℃。A、B低压旁路均存在漏流现象。低旁内漏使机组热耗率增加, 对机组经济性影响较大 (经计算, 低旁每漏汽1t/h, 将导致热耗率升高约4.45kJ/kW·h, 煤耗率升高约0.17g/kW·h) , 同时也会造成凝汽器温度过高, 对机组安全性也有一定的影响, 可以利用停机检修机会对低旁进行处理, 提高机组运行经济性, 消除安全隐患。
2.4 高压加热器系统
从表2可以看出, #1、#2高加上、下端差以及#3高加下端差均存在不同程度的偏大现象。端差偏大降低了加热器系统的回热经济性, 使机组热耗率增高 (高加系统端差合计影响热耗率升高约22.68kJ/kW·h, 影响煤耗率升高约0.85g/kW·h) 。造成高加端差偏大的原因主要有以下几种可能性:
1) 检查高加水室隔板变形和泄漏情况;
2) 如水室隔板无重大缺陷, 利用检修机会检查加热器内部各冷却段, 特别是蒸汽冷却区和疏水冷却区的管板;
3) 在600mW试验工况期间发现, 当#3高加正常疏水调门全开的情况下, 还要再使危急疏水调门开至34.2%才能维持#3高加壳侧水位稳定, 可以利用检修机会对#3高加正常疏水调门和正常疏水管道进行检查;
4) 高加换热管结垢、脏污情况, 会影响换热效果, 可以在检修时进行检查;
5) 运行时保证高加水位正常和高加连续排空气系统通畅, 防止高加内聚集不凝结气体较多, 影响换热效果, 检修时检查抽空气至除氧器管路和孔板是否通畅;
6) #1、#2、#3高加下端差均偏大, 说明疏水冷却段可能存在问题, 应该在检修时检查。
2.5一抽、五抽、六抽温度偏高
从表3可以看出, 600mW试验工况时, 一抽温度比设计值偏高17℃, 五抽温度比设计值偏高44.0℃, 六抽温度比设计值偏高43.6℃。这可能与汽缸通流效率偏低或缸内蒸汽泄漏有关, 对机组经济性有一定的影响。可以利用检修机会重点检查通流部分损伤和结垢情况, 并对可能存在泄漏的部位进行排查, 如高压缸前汽封和中压缸前汽封的对接面、隔板与汽缸联结处的环形间隙、各静叶持环上下半的水平结合面 (尤其是各段抽汽口附近的持环水平结合面) 以及隔板和叶顶的汽封间隙。
2.6 过热器减温水流量偏大
试验期间发现过热器减温水流量偏大。600mW试验工况时, 过热器减温水流量达到91.915t/h, 机组正常运行过程中锅炉应注意调整燃烧, 少投或不投减温水。
2.7#3高加危急疏水调门频繁开启
试验期间发现, #3高加危急疏水调门经常处于开启状态, 在600mW试验工况时, 危急疏水调门开度在34.2%, 这就造成一部分工质所带热量未完全利用而直接进入凝汽器, 降低了回热系统效率, 对机组经济性有较大的影响 (经计算, 如果#3高加疏水有34%走危急疏水, 将导致热耗率升高约52.01 kJ/kW·h, 煤耗率升高约1.96g/kW·h) 。应利用检修机会对#3高加正常疏水调门和正常疏水管道进行检查, 消除#3高加的缺陷。
2.8 A、B汽泵再循环调门内漏及小机耗汽量偏大
试验期间发现, A、B汽泵再循环调节阀内漏, 漏量大约为100t/h, 不但造成介质的大量损失而影响机组的热经济性, 同时由于再循环调节阀所处的系统前后压差较大, 还造成阀体及阀后管路的急剧冲蚀、减薄, 严重威胁着人身和设备的安全。汽泵再循环调节阀内漏严重时甚至无法满负荷运行, 对机组的经济运行产生较大的影响;由于汽泵再循环阀内漏, 增加了泵的出力, 无形中抬高了汽泵转速, 影响机组带高负荷。额外增加小机的蒸汽量, 降低机组的热经济性 (经计算小机耗汽量增加影响热耗率增加27.72 kJ/kW·h, 煤耗率增加1.04 g/kW·h) 。应该利用检修机会对汽泵再循环调节阀进行处理的同时, 还要利用大修机会对影响小机效率的通流部分汽封、轴封、隔板、叶顶汽封等间隙进行检查维修, 使小机达到设计经济性。
3 结论
经计算, 该机组600mW修正后的供电煤耗率为312.21g/kW·h, 如果按照上述措施进行检修, 机组的供电煤耗可以降低2g/kW·h, 如果按照机组每天满负荷运行10h, 机组在网时间按300d进行计算, 一年可以节约标准煤3 600t, 以每吨标煤600元计算可节约成本约216万元, 既达到了节能降耗的目的, 又提高了经济效益。
参考文献
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汽轮机经济性 篇6
关键词：给水加热器,加热器端差,优化运行,热经济性
一、引言
回热加热器是热力系统的重要设备之一。它对整个机组的热经济性影响较大, 主要表现在加热器端差、抽汽管道压损和散热损失等对热经济性的影响。加热器端差是指加热器内压力所对应的饱和温度与加热器出口水温之差。端差的存在和变化, 虽没有发生直接的明显热损失, 但却增加了热交换的不可逆性, 产生了额外的冷源损失, 降低了装置的热经济性。
目前, 通常以加热器的端差来确定加热器的热经济性, 但是加热器的端差还受到负荷变换和运行状况的影响。如加热器给水的入口温度、加热器的水位控制、不凝结气体、管道的堵漏等情况。文献[1]中提出了采用加热器的有效度 ε作为评估加热器的热经济指标。文献[2]中提出了对于加热器热经济性判断的计算方法。文献[3]考虑到加热器出现堵管、管子结垢等情况对加热器端差有较大的影响。然而在实际的加热器性能监测中, 传统的加热器各个段的传热系数的计算会受加热器给水管泄露、结垢等情况的影响, 造成计算数据的偏差[4]。
针对以上问题本文提出了一种用最初的加热器实际测量参数, 如加热器上端差 ( terminal temperature difference, TTD) 、加热器下端差 ( drain cooler approach, DCA) 等参数来对加热蒸汽量进行修正计算的方法, 最终通过修正后的端差与设计值的比较从而了解加热器的热经济性, 同时为确定加热器热经济性和提高机组的运行水平提供了可靠的依据。
二、加热器的特征参数
本文针对三段式加热器的计算, 考虑到蒸汽在进入到凝结段时没有测控点, 无法准确知道此时的蒸汽温度, 从而把蒸汽冷却段和凝结段划归到一起来计算。
( 一) 加热器特征值的计算。在工业中常用测量加热器壳程的压力、疏水出口温度、给水的进出口温度来确定加热器的端差:
式中: TTD为上端差, ℃ ; DCA为下端差, ℃ ; Tsat ( p) 为加热器壳程压下的饱和水温度, ℃ ; Tfwi, Tfwo分别为给水加热器的给水进出口温度, ℃ 。
( 二) 根据能量守恒原则。加热蒸汽的放热量和上级疏水的放热量之和等于加热器给水的吸热量, 可以得出加热给水的蒸汽流量如下:
式中: mss为加热蒸汽流量, kg/h; Hfwi, Hfwo分别为加热器给水的进出口焓值, k J/kg; mc为加热器的给水流量, kg/h; Hss为蒸汽的进口焓值, k J/kg; Hdo为加热器疏水的焓值, k J/kg mdi为加热器上级疏水流量, kg/h; Hdi为加热器上级疏水的焓值, k J/kg。
( 三) 加热器的疏水总流量。
式中: mdo为加热器总疏水流量, kg/h。
( 四) 假设。水位控制使蒸汽 ( mss) 能充分进入冷凝状态, 并且凝结段到疏水冷却段的过渡点温度为加热器内压力下的饱和水温。
根据能量守恒原则, 加热器凝结段的给水吸热量为蒸汽在凝结段的放热量及上级疏水的放热量之和。因此蒸汽在加热器凝结段的放热量Qinc为:
式中: Hsat, l为加热器内压力下的饱和水焓。
( 五) 同凝结段相同, 在疏水冷却段的放热量 ( Qin, dc) 。
( 六) 根据疏水冷却段的能量守恒原则。
可以得到给水温度的情况, 则加热器给水在疏水冷却段出口的焓 ( Hdc - ex) 可以得到。
( 七) 根据加热器凝结段的能量守恒公式。
加热器凝结段的给水出口焓值 ( Hc - ex) 可根据公式 ( 8) 计算得到或查表可得。
加热器的给水为饱和条件, 在这种情况下, 水温和焓值一一对应。给水在加热器疏水冷却段出口温度 ( Tco, ex) 可以通过水蒸气图表直接得到:
式中: P为加热器给水进口压力, MPa。
完成上述计算, 加热器的特征值温度, 流量都已知道, 如此可以计算加热器的传热系数。
三、计算加热器凝结段及疏水冷却段的传热系数
传热系数 ( heat transfer coefficients, HTC) 是表示换热设备性能极为重要的参数, 是进行传热计算的依据。HTC的大小取决于流体的物性、传热过程的操作条件及换热器的类型等, HTC值通常可以由实验测定, 或取实际生产的经验数据, 也可以通过分析计算求得。针对假如换热管束产生堵塞、泄漏将对换热系数影响不大的问题, 本文将分析计算求得凝结段和疏水冷却段的传热系数, 避免传统算法中由于给水管泄漏、堵塞等造成的传热系数的不准确。
本文根据努赛尔传热单元数法 ( number of transfer units, NTU法) 即传热有效度- 传热单元数法 ( - NTU法) , 来确定加热器各段的传热情况。传热有效度是指实际传热量与最大可能传热量Qmax之比, 常用 ε 表示。
( 一) 确定凝结段的换热系数 ( HTGC) 。首先计算凝结段的换热面AC:
式中: D为换热管的直径, mm; LC为凝结段换热管的有效长度, m; N为凝结段的换热管数; f ( level) 为凝结段面积损失系数 ( 加热器低水位控制) 。
下面用凝结段的传热有效度来计算加热热器凝结段的换热系数 ( HTCC) :
式中: ε 为凝结段的传热效率; NTU = HTCC·AC/ k ( mfwi·cpfwi) = 为传热单元数; mfwi·cpfwi为给水的热容量流率。
( 二) 确定疏水冷却段的传热系数 ( HTCdc) 。首先确定疏水冷却段的换热面积Adc:
式中: Ldc为疏水冷却段换热管的有效长度, m; D为换热管的直径, mm; fdc ( level) 为加热器疏水冷却段面积损失系数 ( 加热器水位控制) ; N为疏水冷却段的换热管数。
通过公式 ( 13) 用疏水冷却段传热有效度来计算疏水冷却段的传热系数 ( HTCdc) :
式中: ε 为疏水冷却段的传热有效度; cmax= mc·cp为给水的热容量流率; cmin= mdo·cp为疏水的热容量流率。
四、理想情况下的TTD/DCA
本文计算方法通过换热面积的变换和给水为设计温度的情况下, 进而改变加热器传热有效度, 对加热蒸汽量进行修订, 由于加热蒸汽量的改变导致疏水流量和换热面积的变化, 及疏水温度的变化, 如此计算过程将重新修订计算。此计算为迭代过程, 直至整个加热器的疏水流量的改变量小于一定值时, 该计算过程将结束。此时得到的加热器特征数值是进行修订计算后的数据, 由上可以得到加热器的新端差等参数。新参数和设计值的比较可以达到准确评价加热器热经济性的目的。
更换方程 ( 10) 和 ( 12) 中的热传递面积Ac、Adc ( 即全部的管数并且消除低水位控制的面积损失系数) , 进而对方程 ( 11) 和 ( 13) 重新计算。方程 ( 13) 中假定的Tsat, l和系统流量 ( mdo, mc) 与最初的计算值相同。方程中T'fwi ( 设计的给水温度) 及其焓用理想值而不是测量值。通过方程 ( 13) 计算预期的Tdo', HdoT' ( 为加热器疏水的预期温度和焓值) 。
根据能量平衡方程加热器的疏水冷却段理想给水出口焓 ( Hdc - ex') 和温度 ( Tco - ex') 由式 ( 6) 和式 ( 7) 联立可以得到:
Hdc - ex'= f ( P, Hdc - ex') ( 水蒸气图表)
计算结果取代方程 ( 11) 中的Tco, dc, 重新计算方程 ( 11) 在无堵塞和正常的水位情况下, 理想的给水出口温度Tfwo', 以及焓值 ( 水蒸气图表可查) 。
加热器蒸汽凝结段理想吸热量计算得:
理想和实际监测的热量的差值, 即需要增加的抽汽热量ΔQin, c'为:
这些热量相对应的蒸汽抽汽量 ( Δm ss) 可计算得到:
在增加抽汽的情况下加热器疏水冷却段新的疏水流量mdo'可计算得:
此过程为迭代过程直到疏水流量的变化接近于零, 此时修正后的TTD'和DCA'可以得到:
五、实例分析
为了进一步验证本文所论述的给水加热器热经济性能判别方法的有效性。以某300MW汽轮机机组为例进行验证计算。计算采用本文提出的计算方法和传统计算方法进行计算, 并和设计值进行比较。以机组额定负荷运行的状况下进行数据测试计算。最终的计算结果见表1。
由表1 可见, 对加热器热经济性评价两种计算方法的结果比较而言, 本文所提出的计算方法对以上加热器端差计算的误差分别为1. 57% 、0. 331% 、0. 455% , 而传统计算方法的误差分别为1. 874% 、1. 358% 、1. 065% 。本文计算方法的平均误差为0. 785% , 而传统计算方法的平均误差为1. 432% , 由此可见本文提出的计算方法有较高的准确性。
六、结语
本文综合考虑了加热器给水温度和疏水温度以及加热器管道的泄漏、堵塞等对加热器热经济性判断的影响, 使本文的加热器热经济性评价计算方法更适合实际运行的现场要求。通过计算结果的比较可以准确评价出各个给水加热器的热经济性, 并且根据比较的结果可以判断出是否本级加热器对相邻加热器产生影响。文中结合某机组进行了实例计算分析, 对本文计算方法进行了验证。结果说明, 该方法易于理解, 使用方便, 便于计算机采用迭代算法, 收敛速度快, 得到的数值也更精确。
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汽轮机经济性 篇7
抽凝式汽轮机是由汽轮机中间级抽出一部分蒸汽供给用户, 即在发电的同时还供热的汽轮机。近年来, 受热用户用汽量影响, 热电联产企业中抽凝式汽轮机不再进行单抽或者双抽发电, 而是采用纯凝工况发电。
随着近几年煤炭价格的上涨, 抽凝式汽轮机纯凝工况发电运行成本也在不断上涨, 销售电价却跟不上这个节奏, 出现了纯凝发电亏损的情况, 所以热电联产企业如何能够分析并掌握抽凝机组发电规律, 减少亏损, 成为该类企业探索追求扭亏, 产生经济效益的强烈愿望。本文对各种因素进行分析并建立计算模型, 企业只要根据自身情况分填数据, 就可直接指导抽凝发电机组开台并产生效益。
文中案例是由青岛捷能汽轮机股份有限公司生产的双抽式汽轮机, 机组型号为CC12-3.43/0.98/0.49, 进汽温435℃, 进汽压力3.43M Pa, 第一级抽汽温度330℃, 抽汽压力0.98MPa, 第二级抽汽温度260℃, 抽汽压力0.49MPa。
影响抽凝式汽轮发电机纯凝工况发电的主要关键因素归结到临界煤价是否能够抵消发电变动成本, 只要抵消变动成本, 纯凝发电就可产生边际贡献, 就会分摊固定成本, 产生经济效益。
分析影响抽凝式发电机组纯凝工况发电的经济性, 需先寻求经济性临界煤价。在这种条件下, 分析得出影响纯凝发电临界煤价的因素包括发电机负荷、汽轮机的发电蒸汽消耗量、发电厂用电耗量、发电工业水耗量、发电除垢剂等药剂耗量等方面, 细分发电蒸汽消耗到蒸汽消耗影响因素为蒸汽耗量、蒸汽煤耗、蒸汽电耗、蒸汽除盐水耗等关键因素上。以上影响因素称为纯凝发电变动成本。另销售电价 (区分含税和无税) 、除盐水单价、工业水单价、自用电单价、药剂单价等也是影响抽凝机组发电临界煤价的基础性因素。
1 纯凝发电变动成本测算临界煤价计算模型建立条件
模型建立依据的理论基础是会计学量-本-利分析理论。
1.1 第一应用公式—度电单位变动成本
式中:Bue—度电单位变动成本;
Cs—产汽煤耗;
Pc—煤单价;
Es—产汽电耗;
Pe—自用电单价;
Qsw—除盐水耗;
Psw—除盐水单价;
Ee—发电电耗;
Me—发电药剂耗量;
Pm—药剂单价;
Qiw—工业水耗;
Piw—工业水单价;
Ge—发电量。
1.2 第二应用公式—保本点煤炭无税价格
式中:BPc—保本点煤炭无税价格;
Ge—发电量;
Pse—销售电价;
Es—产汽电耗;
Pe—自用电单价;
Qsw—除盐水耗;
Psw—除盐水单价;
Ee—发电电耗;
Pe—自用电电价;
Me—发电药剂耗量;
Pm—药剂单价;
Qiw—工业水耗;
Piw—工业水单价;
Cus—吨产汽煤耗;
Qs—蒸汽消耗量。
1.3 第三应用公式—保本点煤炭含税价格
保本点煤炭含税价格=保本点煤炭无税价格+保本点煤炭无税价格× (0.24×0.07+0.76×0.17) 。
保本点煤炭价格指的是此煤炭价格的发电收入刚好抵消变动成本。
2 纯凝发电临界煤价计算模型建立过程
基于量-本-利理论和电子表格工具建立的纯凝发电变动成本测算临界煤价计算模型如表1所示。
注:表中数据为模拟数据, 与企业的真实数据无关。
3 纯凝发电临界煤价计算模型应用
1) 纯凝发电变动成本测算临界煤价计算模型的计算工具是Excel电子表格, 其要与建立条件互相配合使用, 才互为一体, 相辅相成;
2) 临界煤价影响关键因素:产汽煤单耗、产汽电耗、发电量、销售电价等;
3) 如表1设定在4500k J/kg时, 锅炉煤耗为0.190t/t, 则4#汽机纯凝工况下满负荷的发电临界煤价为428.55元/t (无税) ;
4) 利用基于量-本-利理论和电子表格工具建立的纯凝发电变动成本测算临界煤价计算模型, 由于只需要发电效益抵消变动成本就可产生边际贡献, 在此即为效益, 所以固定成本在此分析中可以不作考虑。
已知基本参数如表1所述共11项, 测算不同汽轮机负荷和不同产汽煤耗情况下的保本点煤炭无税及含税价格。
根据量-本-利原理分析, 绘制不同负荷段煤炭保本含税和无税价格关系图如图1~图5所示 (图中数据为模拟数据, 与企业的真实数据无关) 。枯水期指的是1~4月和12月, 平水期是5月和11月, 丰水期是6~10月。
利用该模型和工具, 可以计算在任意参数变化情况下的保本点煤炭无税价格和含税价格, 图中表示了无税价格, 含税价格利用关系公式计算就可得到:保本点煤炭含税价格=保本点煤炭无税价格+保本点煤炭无税价格× (0.24×0.07+0.76×0.17) 。
4 结论
1) 抽凝式汽轮机纯凝工况运行影响发电经济性的正向主要因素有:发电机负荷、销售电价 (区分含税和无税) 等。即发电负荷越高、销售电价越高, 纯凝发电就越经济, 这两个因素单个影响程度低于两个同时影响程度, 且根据以上数据测算应用得知, 这两个影响因素均为敏感性正向因素。
2) 影响抽凝式汽轮机纯凝工况运行经济性的负向主要因素有:汽轮机的发电蒸汽消耗量、蒸汽煤耗、蒸汽电耗、蒸汽除盐水耗、发电电耗量、发电工业水耗量、发电除垢剂等药剂耗量、煤炭单价、除盐水单价、工业水单价、自用电单价、药剂单价等等。即以上影响因素数据越低, 纯凝发电就越经济, 这些因素的单个影响程度远低于同时影响程度。其中发电蒸汽消耗量、蒸汽煤耗、蒸汽电耗、发电电耗量、煤炭单价、自用电单价等为敏感性负向影响因素。
3) 从分析表格得出, 假设其他参数不变的情况下, 随着发电负荷的不断上升, 枯水、平水、丰水期煤炭保本价格也在上升, 且枯水期煤炭保本价格高于平水期、丰水期, 也就是说, 不同阶段, 不同时期, 发电负荷越高越好, 如枯水期测算发电负荷达到11000k Wh, 保本煤炭无税价格为428.55元/t, 如果执行的煤炭无税价格低于此价格, 那么需保持发电负荷在11000k Wh, 纯凝工况发电将产生经济效益, 负荷越高, 执行煤价越低, 经济效益越好。
4) 其他分析表也可以得出结论, 就如同发电负荷与保本煤炭价格一样, 一个因素的影响是线性关系, 两个影响因素是两维关系, 三个影响因素将是三维关系, 多个因素将是多重影响关系, 都可以在计算模型中输入数据, 得出保本煤炭价格的结论, 成为企业对比参考的依据。总之, 多个影响因素的分析, 只要执行煤价低于此测算保本煤炭价格, 正向因素在基础数据基础上越高越好, 负向因素在基础数据基础上越低越好, 纯凝发电将克服变动成本, 经济效益显现。
有了利用基于量-本-利理论和电子表格工具建立的纯凝发电变动成本测算临界煤价计算模型, 企业就可以根据自身情况, 输入或者调整基础参数, 即可得出抽汽式汽轮机纯凝工况发电的保本点煤炭无税和含税价格, 再将此价格与企业的煤炭当期购买价格进行对比, 只要企业的煤炭购买价格低于此保本价格, 即可以纯凝工况发电, 就可以有效益产生。期间如果有基础参数变化, 尽可进行输入调整, 再计算、再比较, 进行决策, 形成动态监管决策系统。
参考文献
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汽轮机的经济运行浅析 篇8
一、维持额定的蒸汽初参数和再热蒸汽参数
新蒸汽压力和温度不仅与汽轮机的安全运行关系很大,而且也直接影响运行的经济性。新蒸汽压力变动一般不超过额定值的±5%。新蒸汽压力降低,装置的效率就会降低,通常中压机组初压每降低0.1M pa,热耗将平均增加0.5%~0.6%。新蒸汽温度变动不应超过规定的范围。汽温降低,汽轮机效率也会降低,一般中压机组的新蒸汽温度每降低10o C,蒸汽量将增加1.3%~1.5%,热耗增加0.5%。为了实现经济运行,应监视新蒸汽参数值,经常与锅炉密切联系,使新蒸汽参数不超过规定的波动范围。
采用中间再热不仅减少了汽轮机的排汽湿度,改善了汽轮机末几级工作叶片的工作条件,提高了汽轮机的相对内效率,同时使每1Kg工质的焓降增大了。此外中间再热的应用,使机组能够采用更高的蒸汽初压,增大单机容量,所有这些都会使发电厂的热经济性提高。
汽轮机低负荷运行、再热汽温偏低时,采用滑压运行是一条行之有效的措施,因为滑压运行时高压缸排汽温度高,每公斤蒸汽在锅炉再热器中所吸收的热量也随之减少。由于再热器中所需吸收的热量减少,可在较大负荷变化范围内,维持再热蒸汽温度不变。定压运行时,由于蒸汽在再热器中所吸收的热量多,再热汽温较难保证,往往在负荷低时就降低较多。
二、保持最有利的真空
凝汽器中的压力,在理想情况下应为蒸汽的饱和压力,由排汽温度来决定,而影响凝汽器真空的因素有以下几项:
(一)冷却水入口温度
如果凝汽器冷却水入口温度降低,排气温度必然降低,因此在相同负荷和冷却水量下冬季凝汽器的真空比夏季高。进入凝汽器的冷却水温度,在直流供水系统中完全由自然条件所决定,即随着气候、季节而变化,人力难以控制。若采用循环供水方式,冷却水温度仍然主要由环境温度和相对湿度来决定,但冷却设备运行维护的好坏也有很大影响。循环水在冷水塔中的散热主要是蒸发和对流传热,但由于季节气温不同还有所区别。例如,在冬季因为大气压力较高、空气温度低、水塔中空气流动速度快,所以水塔冷却效果主要靠空气对流传热。如果对水塔运行维护不当,冷水塔的周围严重结冰,将妨碍空气进入,使水塔冷却效率显著下降。在夏季,大气压力较低、空气温度高、循环水在水塔中大量蒸发,使空气温度降低。没有蒸发的循环水就将热量传给空气,使循环水得到冷却。在这种情况下对流传热就是次要的地位,所以在夏季冷却方式主要是循环水在冷水塔中的蒸发散热。当然无论冬季或夏季,对冷水塔的水量、淋水密度等都要适当调整。
(二)冷却水的温升
冷却水的温升与冷却水量有很大关系。在汽轮机运行时,排汽量由外界负荷决定,降低排汽压力或降低温升,主要依靠增加冷却水量来实现。但增加冷却水量必然增加循环水泵所消耗的功率,所以只有当增加冷却水量使汽轮机的得益大于循环水泵由此而多消耗的功率时,增加冷却水量才是合理的。当蒸汽在汽轮机末级动叶斜切部分已达膨胀极限时,汽轮机功率不会因再提高真空而增加。进一步说,即使汽轮机末级尚未达膨胀极限,但由于随着背压的降低,排汽比容不断增大,而末级排汽面积是一定的,于是末级排汽余速损失将不断增加。当由于背压降低而增加的有效热降等于余速损失的增量时,所达到的真空称为极限真空。如果冷却水进口温度不是很低时,要达到极限真空,就需要消耗大量的冷却水。因此在达到极限真空前,水泵耗功增量就可能超过了汽轮机功率的增量。若再继续增加冷却水量、提高真空,反而使机组出力减少。
当排入凝汽器的蒸汽量一定时,若凝汽器中冷却水的温升增加,则说明冷却水量不足,从而引起冷却水出口温度升高,真空下降。冷却水量不足的原因主要是循环水泵出力不足或水阻增加。而水阻增加主要是由铜管堵塞、循环水泵出口或凝汽器进口水门开度不足以及虹吸破坏等原因造成的。
(三)凝汽器的端差
凝汽器端差增大,同样会使排汽温度升高、真空降低。端差δt与冷却水温度tw1、凝汽器每单位冷却面积的蒸汽负荷Dc/Ac、铜管表面的清洁程度及蒸汽器内积聚的空气量等因素有关。换句话说,对于一定的凝汽器,在相同的负荷和冷却水流量条件下,端差的大小表明了铜管表面的脏污程度和凝汽器内积聚的空气量的多少。凝汽器铜管表面结垢或脏污均会妨碍传热,使端差增大。对中压机组,端差每降低1℃,真空可提高0.3%,汽耗率约降低0.27%。当凝汽器汽侧积聚较多的空气时,由于空气附着在铜管表面形成空气膜,妨碍了传热而使传热端差增大。空气漏入凝汽器的原因,一般是真空系统管道阀门不严或汽封供汽压力不足甚至中断。有时也由于射水抽气器效率降低,不能将漏入凝汽器的空气全部抽出所造成。此外凝汽器水位升高,使部分冷却铜管淹没而减少冷却面积也会影响真空。
三、保持最小的凝结水过冷度
凝汽器中的蒸汽理论上是在饱和状态下凝结的,其凝结水温度应等于该压力下的饱和温度。但实际上由于凝汽器构造和运行维护中存在问题,凝结水温度总是低于排汽压力下的饱和温度,这种现象称为凝结水的过冷却。排汽压力下的饱和温度与凝结水温度之差即为过冷度。
凝结水的过冷却,对发电厂的安全性和经济性都是不利的。凝结水过冷度代表着被冷却水直接带走的热损失。一般过冷度每增加1℃,燃料消耗量约增加0.1%~0.15%。另一方面凝结水的过冷却液会造成含氧量增加,使系统管道、低压加热器等设备受到氧腐蚀。因此减少凝结水过冷度不仅对经济性有利,同时对设备的安全运行也有好处。
运行中凝结水过冷度增大的主要原因有以下两点:
1)凝汽器水位过高。在运行中凝汽器水位过高会使凝汽器下面部分铜管淹没,这样冷却水带走了凝结水的部分热量,使凝结水过冷却。为防止这种现象,运行中应经常保持凝汽器水位在正常范围内。2)凝汽器内积存空气。在运行中由于真空系统不严、空气漏入凝汽器中,凝汽器的汽侧充满蒸汽和空气的混合气体。在这种混合气体中空气的成分越多,空气的分压力就增加,蒸汽分压力就降低。而蒸汽的凝结温度是蒸汽分压力下对应的饱和温度,它比排汽总压力对应的饱和温度要低,这样就使得凝结水温度低于排汽温度,于是产生了冷却现象。因此,蒸汽器中漏入的空气越多,过冷却现象就越严重。所以在运行中要保证真空系统的严密性,并要维护好抽气设备,这样才能既维持了凝汽器的高度真空,也防止了凝结水的过冷却。
四、充分利用加热设备,提高给水温度
利用汽轮机抽汽加热凝结水和给水,使这部分蒸汽不排入凝汽器,因而可减少被循环水带走的热量,即减少冷源损失。同时,由于给水温度提高,每公斤蒸汽在锅炉中的吸热量降低,从而提高了发电厂的热经济性。从试验得知,中压机组给水温度每提高1℃,燃料消耗可降低0.05%。因此,运行中应充分利用各回热加热设备,尽量提高给水温度,尽可能地使进入各热交换器的加热蒸汽的饱和温度与加热器给水出口温度的差值(即加热器端差)达到最小,一般不超过5~6℃。
为使高低压加热器能全部投入运行,最大限度地提高给水温度,应采取以下措施:1)调高加热器的检修质量,消除泄露现象。2)清扫加热器管子,经常保持加热面清洁,降低加热器的端差。3)消除加热器旁路阀和隔板的泄露现象,防止给水短路。4)改进加热器空气管的安装位置,防止加热器内部积存空气。5)消除低压加热器不严密处,防止空气的漏入等。
五、保持汽轮机的最佳效率
反映汽轮机完善程度的主要指标是汽轮机的相对内效率。它表明蒸汽热能在汽轮机内被利用的程度。相对内效率降低,说明蒸汽在汽轮机内的损失增加。
提高汽轮机相对内效率,可以采用以下措施:1)在保证汽轮机满负荷且不发生摩擦的前提下,缩小各级通流部分的轴向间隙,减小轴封和隔板汽封间隙,采取加装汽片的办法减小叶片顶部与气缸之间的径向间隙,以降低漏气损失。2)根据监视段压力判断通流槽道结垢情况,并视结垢严重程度和结垢性质采取合适的清洗方法及时清洗,以保持通流部分的清洁。3)加强凝结水质的监督,根据水质恶化程度,判断凝汽器泄露情况,并及时堵漏及检修,提高补充水的品质。4)尽量回收各项疏水,消除漏水漏气,减少凝结水损失。
六、降低各种损失
在选用燃油锅炉时,不应使锅炉容量大于实际需要负荷过多。否则,长期低负荷运行的锅炉效率低,能源浪费。对一炉多用要科学安排,合理调整峰谷,使锅炉连续满负荷运行,降低设备能力造成的能源浪费。蒸汽管道上1mm2的小孔,每年损失蒸汽量高达27t。对本体附件、管网要加强检修,防止跑、冒、滴、漏,减少热能损失。对蒸汽管道、热水管道采取保温措施,减少管道表面散热损失。
七、结语
汽轮机运行的经济性,是与诸多方面有关的综合性问题,但其中很多方面与变工况特性密切相关。从变工况的角度可以得到更深入的理解。只有掌握运行的基本原理,才能在运行实践中充分发挥机组的经济效益。
摘要：在能源短缺、厂网分家的大环境下,提高锅炉和汽轮机的经济运行水平,越来越受到电厂的重视。良好的燃烧状态和热传导性能,都能减少锅炉的各种热损失,使其保持高效率的经济运行;同时采取保温措施,也可有效降低燃油锅炉的运行成本。而汽轮机运行的经济性是与诸多方面有关的综合性问题。本文从多个方面探讨了锅炉和汽轮机经济运行的影响因素。
关键词：汽轮机,经济运行,锅炉,效率
参考文献
[1]宋淑英,傅龙泉.汽轮发电机机组间经济调度分析及实施方法[J].上海电力学院学报,1997.
[2]夏燕萍,吕泽华等.热电厂锅炉-汽轮机的优化调度[J].清华大学学报,2000.
汽轮机经济性 篇9
1 概述
1.1 公司概况及项目背景
太仓港协鑫发电有限公司系中外合资企业, 成立于2002年5月10日。公司主营燃煤发电、生产销售电热及其附属产品, 并提供相应的管理和技术服务。公司占地2000亩, 建有六台发电机组, 其中两台135MW、两台320MW、两台330MW机组, 总装机容量1570MW。公司地处苏州地区负荷中心地段, 该地区是华东地区电力负荷最紧张地区之一, 近年来, 该地区随着500千伏网架建设较多, 而220千伏网架相对薄弱, 因此, 220千伏系统电力供应十分紧张, 该公司135供热机组属于220千伏系统, 负荷率一直较高, 2008年该机组计划利用小时在5500小时以上, 所以增加机组上网电量, 对缓解华东地区电力紧张状况起重要作用。
1.2 项目必要性
一期两台机组电动给水泵组改造成汽动给水泵组汽动给水泵可以利用锅炉、汽轮机高压缸和中压缸的富裕容量, 不再耗用大量的高品质电能, 转而使用低品质热能, 减少凝汽器中的冷源损失, 避免了液力偶合器的转差损失, 从而大大降低了厂用电消耗, 增加了上网电量, 使机组供电量增加, 相当于主机增容, 又因为汽动给水泵运行稳定性较好, 调节性能良好, 因此可替代电动给水泵。
一期两台机组向220千伏系统供电, 该系统电力供应十分紧张, 负荷率一直较高, 因此, 汽动给水泵替代电动给水泵能部分缓解该系统电力紧张状况。
2 主要技术原则
本可行性研究报告贯彻执行以下主要技术原则:
1) 遵照执行国家有关规程规范。
2) 本次技改工程应不影响电厂总体格局, 充分利用公司现有条件, 尽量节省投资, 提高经济效益。
3) 成分利用先进的、相对成熟的技术条件和措施, 提高技改后机组运行的可靠性。
3 设备运行状态分析
一期两台机组汽轮机的型号为C135-13.24/0.981/535/535, 锅炉的型号为SG-440/13.7-M771, 分别由上海汽轮发电机有限公司、上海锅炉厂有限公司制造。每台机各配置两台100%全容量电动给水泵组, 一用一备。泵组的前置泵由电机的一端直接驱动, 给水泵由电机另一端能通过液力偶合器来驱动。给水泵型号为FK5G32, 设计进口流量505m3/h, 出口流量483m 3/h, 扬程1750m, 转速4640rpm, 轴功率2730k W, 效率大于80%, 上海电力修造总厂制造。前置泵型号为QG500-80, 设计流量513m 3/h, 扬程80m, 转速2985rpm, 轴功率138k W, 效率80.5%, 由上海电力修造总厂制造。液力偶合器型号为CO46, 额定传递功率2777k W, 输入转速2985rpm, 输出转速4640rpm, 调速范围20~100%, 额定滑差≤3%, 总效率95%, 由上海电力修造总厂配套。电机型号为YKOS3400-2, 额定功率3400KW, 电流374A, 电压6KV, 转速2983rpm, 由上海电机厂制造。
4 技术改造方案
4.1 主设备
保留#1、#2电动给水泵, 拆除#3电动给水泵, 增装全容量汽动给水泵, 根据现场特点, 小汽轮机选取单缸凝汽式汽轮机, 汽动给水泵选为下供排水结构, 配有功率为230k W的电动前置泵。小汽轮机由主机四抽供汽, 额定功率为4.49MW, 转速变化范围为3000~6000r/m in, 排汽采取下排汽结构。
4.2 小汽轮机汽源及其系统
主机四级抽汽原有2只DN200mm抽汽口, 1只投用1只备用, 安装小汽轮机后将原四抽备用汽孔启用以解决小汽轮机的供汽量, 小汽轮机的汽系统为从主机二并一的四级抽汽管经气控抽汽逆止阀、电动抽汽阀进入小汽轮机电动主汽阀。自动主汽阀, 经调节汽阀进入汽缸内作功。乏汽通过方圆排汽管分别进入主机的3台凝汽器。另考虑小汽轮机运行的安全可靠性, 小汽轮机汽源还与厂四抽母管汽源相连。
4.3 控制油系统及润滑油系统
由于主机的调速及保安系统已改造为抗燃油系统, 主机润滑油系统在额定工况不变的情况下可减少500L/min而汽动给水泵组的润滑用油为400~450L/min, 主机抗燃油系统通过计算仍有一定的裕量, 为使系统更加简化, 汽动给水泵组的控制用油和润滑用油分别与主机控制用油和润滑用油各共用一个动力油源。
5 技术方案分析
5.1 主要计算依据
1) 原机组设计计算书;
2) 原给水泵性能参数与性能曲线;
3) 原机组运行数据与指标统计;
4) 机组性能试验报告;
5) 小汽机主要技术参数。
5.2 主要计算方法
1) 利用汽轮机通流部分变工况计算、机组热力系统热平衡计算、给水泵变速性能计算等等, 计算出不同发电负荷下原方案 (采用电泵) 、技改方案 (采用汽动泵) 下的机组供电功率、锅炉煤耗量、供电煤耗率、原方案电泵功率等技术指标。比较两种方案的相对差别, 进一步用机组实际运行指标统计结果, 计算出技改方案的经济性。
2) 汽轮机通流部分变工况计算、机组热力系统热平衡计算时考虑机组采用滑压运行, 汽包、除氧器压力由运行数据拟合;给水系统管路特性由运行数据拟合;给水泵轴功率由原方案 (采用电泵) 电机运行功率乘以电机效率 (95%) 、联轴器传动效率 (98%) 、液偶传动效率 (输出输入转速比) 计算得出, 拟合相应曲线。
6 结语
根据分析可知, 一期两台机组电动给水泵改汽动给水泵后节能效益为每年可节约7413.3吨标煤。
摘要：本文主要对发电企业135MW机组电力驱动给水泵改蒸汽驱动给水泵后的经济性状况进行分析、论述, 从而实现热力系统有效节能减排。