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国产300MW汽轮发电机轴承振动分析和处理


全国火电 300MW 级机组能效对标及竞赛第四十一届年会论文集

汽机

国产 330MW 汽轮发电机轴承振动分析和处理
任秀勤 (北方联合电力海勃湾发电厂 程惠敏 内蒙古 乌海 016034)

【摘

要】本文针对北重发电公司 330MW 机组发电机振动问题进行分析,将振动处理的经过进行

论述,找出

造成振动的主要原因,供分析同类型机组问题时做为参考。

【关键词】转子 振动 热弯曲 振动 处理

0 前言
某厂扩建工程 5 号机组为为国产 330MW 汽轮发电机组。汽轮机为北京汽轮电机有限责任公司生 产的 N330-17.75/540/540 型亚临界一次中间再热、单轴、三缸双排汽、凝汽式汽轮机。与哈尔滨锅 炉厂生产的 1018T/H 亚临界一次中间再热、燃煤自然循环汽包锅炉及北京汽轮电机有限责任公司生 产 QFSN-330-2 型的水氢氢冷、机端自并励发电机配套,锅炉与汽轮机热力系统采用单元制布置。整 个轴系包括高压转子、中压转子、低压转子、发电机转子,转子之间用刚性联轴器连接,轴系共有 8 个轴承 ,1-8 瓦均为椭圆形轴承。高压转子#1、2 瓦,中压转子#3、4 瓦,低压转子#5、6 瓦,发电 机转子#,7、8 瓦。该发电机配备日本进口 Q60S4-5 转子,采取槽性结构,转轴由整体优质合金钢锻 件加工而成,转子槽楔由高强度镍铬硅铜材料做成,转子护环为悬挂式结构,引线由铬锆铜引线螺 钉引出。由于发电机转子制造缺陷,造成发电机转子在机组高负荷条件下 7、8 瓦轴振超标。通过对 机组启动、升负荷、返厂处理等过程振动频谱的监测分析,判断转子线圈受热轴向膨胀受阻和转子原 始弯曲。根据诊断结果确定处理方案,最终将转子的现场振动控制在合格范围内,彻底解决了振动异 常问题。该机组于 2005 年 12 月 168 小时试运结束,移交试生产。

1 问题的提出与分析
某厂整套启动初次冲转过程中,7 瓦轴承过临界转速时,转子振动达到 180μm。3000r/min 时振 动少量增加后趋于稳定,稳定在 100μm 左右徘徊,密封油、润滑油温、油压试验表明上述参数对振动 影响不大。停机过临界转速区时,7 瓦振动达到 240μm。2005 年 7 月 22 日,机组首次启动带高负荷, 在有功负荷 250MW、无功负荷 110Mvar 时,7、8 瓦轴振逐渐增大,7X:102μm,8Y:98μm。降低有 功负荷及无功负荷,振动并没有下将趋势,振动最大 8Y 达到 140μm,停机。机组到盘车转速后测 量各瓦处晃度均正常。 在 2005 年 7 月 22 日-7 月 26 日期间,分析认为发电机转子存在热弯曲,决定带负荷进行振动 试验, 试验结果为振动主要与励磁电流有关,当电流增大到 1600A 以上时, 无论增加有功或无功, 7、
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8 瓦轴振均增大,且降低有功或无功后,振动没有下降趋势。在启机过程进行交流阻抗测试,在带 负荷过程进行动态匝间短路测试,没有发现有匝间短路现象。在试验期间,负荷 300MW 时,振动最 大 8Y 达到 165μm(厂家提出试验期间振动控制值 165μm) 。现场讨论后一致认为,应抽转子进行检 查处理。

2 处理方法及结果
2.1 抽出后现场检查及试验 发电机转子抽出后,在现场进行通风试验,以排除因通风孔堵塞而导至转子热弯曲。在通风试 验期间检查发现风道内有灰尘及部分铜屑,制造厂认为这些导电杂质将会导致热态匝间短路,引起 发电机转子热弯曲,最终导致 7、 8 瓦轴振异常振动。因此,厂家要求现场进行风道清理后回装转子, 不需要返厂处理。按照厂家提供的吹扫方案清理风道后,复装转子。 2005 年 8 月 11 日-8 月 14 日期间,转子回装后再次启动#5 机组带负荷,振动现象与抽转子前 一致,并没有改善,主要表现 8Y 轴振在 250MW 负荷后迅速爬升。分析认为此次抽转子检查,根据厂 家方案处理,并没有解决问题。主要原因仍在发电机转子本身,因此,必须返厂处理。 2.2 发电机转子第一次返厂处理情况 2.2.1 第一次返厂检查结果及处理方案

2005 年 8 月 17 日-9 月 4 日期间,发电机转子第一次返厂处理。通过现场检查发现,转子汽励 端中心环与钢环间隙基本为 0, 设计间隙为 3mm。 初步分析认为造成在实际运行中随着负荷的增长 (有 功、无功) ,导致转子电流增加,转子线圈受热轴向膨胀受阻,膨胀力直接传递给护环,导致护环偏 斜,造成转子热不平衡,从而引起振动,并造成护环绝缘瓦上的滑移层明显损坏。 根据分析原因进行了以下处理方案: 1)汽端绝缘槽未动,钢环车薄 4.5mm,出厂最后一次检查汽端中心环与钢环间隙约 4mm。 2) 将励端绝缘槽车薄 2.5mm, 钢环车薄 2mm; 出厂最后一次检查励端中心环与钢环间隙约 3.7mm。 3)汽励端槽楔各退 3 根,更换滑移层; 4)将护环绝缘瓦全部更新; 5)更换中心环支撑弹簧、修配端部垫块,对有裂纹的进行更换; 6)转子轴颈砂光处理、检查端部拐角匝间垫条、用直流法检查两极线圈电阻的对称性。 2.2.2 第一次返厂后出厂试验结果

按新机出厂标准进行各项全部出厂检查试验,各项电气试验结果正常,为了保证发电机正常运 行状态下 7、8 瓦轴振达到正常标准值,此次发电机转子出厂前对转子增加了热态下的动平衡试验, 配重后转子轴承振动和相对轴振动试验结果见表(1) 。

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表(1)转子轴承振动和相对轴振动试验结果
轴承振动(单峰值μm) 振动数据 汽端 3000rpm 常温 3300rpm 3000rpm 热态 3300rpm 3000rpm 常温 3300rpm 5.9 6.7 5.7 18.4 26.8 19.8 5.8 3.1 4.9 3.9 8.0 6.5 17.6 32 35 11.3 32.4 19.8 1.2 4.0 3.7 5.3 7.2 7.2 9.2 32.6 27 12.4 30.3 32.1 2.3 励端 1.3 汽1 6.2 汽2 20 励1 14.3 励2 23 相对轴振动(峰-峰值μm)

同时按出厂标准对发电机转子进行了常温-热态-常温等 3 个阶段的转子动平衡试验,转子动平 衡后,两轴承的振动符合法国 ALSTHOM 公司 IBF R26252《EQUILIBRAGE ET SURVITESSE DES ROTORS DE TURBO-ALTERNATEURS》 标准的规定: 所有转速下可容许轴承最大双峰值 20μm。 超速试验 3300rpm、 2min 正常。 2.2.3 第一次返厂后的效果

2005 年 9 月 9 日,第一次转子返厂处理后回装后再次启动,在负荷增至 250MW 后,8Y 轴振仍然 增大到 120μm,升降有功(无功)试验,振动基本不变,停机后检查 9 瓦处小轴晃度,最大 100μm, 并且瓦口处有碰磨痕迹。拆除小轴再次启动后,振动没有改善,负荷 185MW 时,8Y 轴振最大达 145 μm。根据测试 7、8 瓦轴振及瓦振的相位情况,决定进行现场高速动平衡试验。9 月 14 日-9 月 22 日期间,在现场进行了三次高速动平衡试验。第一次在发电机外部两侧对轮处加重,7 瓦侧加重 200g/90°,8 瓦侧加重 450g/90°;第二次在发电机外部两侧对轮处加重,7 瓦侧加重 400g/330°, 8 瓦侧加重 700g/150°;两次加重后启动,在空负荷及低负荷期间,7、8 瓦轴振均很小,在高负荷 (250MW 以上)时,8Y 轴振明显增大,最大升至 150μm,并且不能稳定,振幅最大时相位基本稳定 在 270-290°。西安热工研究院的振动专家到现场后,通过对振动数据进行分析,也认为导致 7、8 瓦轴振异常的原因是发电机转子热弯曲。根据测试数据,建议在发电机内部加重进行动平衡。7 瓦 侧加重 450g/150°,8 瓦侧加重 450g/330°;机组启动后,空负荷:7Y:104μm、8Y:55μm;在 低负荷时 8 瓦轴振较小,随负荷增大,7、8 瓦轴振相应增大,8Y 增长幅度较快。在带 330MW 负荷稳 定一段时间后,7Y 稳定在 135-140μm,8Y 稳定在 145-150μm,相位也相对稳定在 280°左右,但 无功不能超过 30Mvar。 针对存在的问题,分析认为导致 7、8 瓦轴振异常增大的原因是发电机转子存在热弯曲,但产生 热弯曲的原因有多种,现场难以逐个排除确定根本原因。由于热弯曲量较大,通过现场平衡很难彻 底解决,因为若现场加重,需要重量较大, 将导致 7Y 振动增大, 同时也会破坏发电机转子一阶平衡,
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机组过临界振动将增大,机组可能无法正常启动。因此决定对转子第二次返厂以彻底解决发电机异 常振动问题。 2.3 发电机转子第二次返厂处理情况 2.3.1 发电机转子第二次返厂检查结果及处理方案

2005 年 9 月 29 日-11 月 25 日期间,发电机转子第二次返厂处理。通过现场检查发现部分槽楔 有损伤痕迹,未发现引起转子热不平衡的异常点及转子匝间短路、线圈风路堵塞等现象。初步分析 认为发电机转子虽在第一次返厂处理了转子汽励端中心环与钢环间隙不满足设计要求的缺陷外,转 子仍然存在着热弯曲, 是引起运行过程中转子 7、 8 瓦振动超标的另一因素。 确定转子如下返修方案: 1)更换整台转子线圈; 2)更换槽绝缘和部分端部绝缘垫块; 3)更换转子部分大齿阻尼槽楔; 4)对大齿烧损部位进行钳工修磨,并进行探伤检查; 6)更换护环、中心环,对风扇环等结构件进行探伤检查; 7)其它出厂前的检查试验按原工艺方案进行; 8)对发电机定子端部固定结构、定转子磁力中心、扬度等进行检查。 2.3.2 发电机转子第二次返厂后出厂试验结果

2005 年 11 月 10 日,5 号机组转子通过更换绕组、护环及套装件后,各项电气试验结果正常, 但转子在装配后的动平衡试验过程中,经多次冷热动平衡试验结果比较,转子存在冷热态振动相位 变化大,相位在 180°范围变化的情况。转子 3000rpm 时,冷态汽励侧振幅(瓦振,单幅)为 19μm 和 11μm,热态汽励侧振幅(瓦振,单幅)为 35μm 和 44μm。针对多次配重仍不能达到 ALSTHOM 公 司 IBF R26252 标准的现状,最后经讨论决定采取如下折中方案: 1)在此基础上继续调整配重,首先保证在热态下的振幅值接近出厂标准(<10μm) ,以解决在 电厂现场出现过的大负荷下的振动超标问题,同时考虑冷态下的振幅值保证冲车过程中过临界转速 时不超国家标准。 2)适当提高加热温度到 105℃,在 3000rpm 持续 15min 观察变化情况,在超速状态 3300rpm 进 行相关试验。 3)检查冷热转子本体外圆变化情况,对轴径,轴承档进行超声波探伤。 4)动平衡数据要考虑与现场实际情况相对应,并做标记,为现场微量调整做准备。 出厂前加配重调整后试验结果为冷态汽励侧振幅(瓦振,单幅)为 14μm 和 14μm,热态汽励 侧振幅 (瓦振, 单幅) 为 13μm 和 19μm。 调整后的振幅值仍高于出厂标准 (出厂标准为单峰 10μm) 。

3 改造效果
2005 年 11 月 26 日转子返厂, 11 月 30 日 16: 345 号机组冲车并网, 机组过一阶临界 900rpm 时, 仅 7Y 最高为 101μm,随后下降。并网后 7、8 瓦轴振分别为:7X:35μm,7Y:57μm ,8X:33μm,
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8Y:62μm 。随发电机有功和无功的增减,上述振动值基本保持不变,完全满足现场要求。

4 结束语
针对进口转子制造过程中存在的缺陷,笔者认为发电机转子今后在出厂时应从以下几个方面做 工作: 1)发电机转子出厂时应增加热态动平衡试验。 2)通过冷态和热态动平衡试验数据进行比较,首先保证在热态下的振幅值接近出厂标准,以解 决在现场出现过的大负荷下的振动超标问题,同时考虑冷态下的振幅值保证冲车过程中过临界转速 时不超国家标准。

作者简介:
姓名:任秀勤 职称:电气高级工程师 从事专业:电气 工作单位:北方联合电力有限责任公司海勃湾发电厂 单位地址:内蒙古乌海市海南区拉僧庙镇 邮政编码:016034

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运行调整降低轴瓦振动浅析
宋玉森 (河南华润电力古城有限公司 河南 驻马店 463000)

【摘

要】运用精益管理方法指导运行操作,结合先进统计分析工具 minitab,收集、归纳、整理、提炼,

指导运行调整,收到明显效果,#1 发电机盖振由 75μm 下降到 65μm 且较稳定。

【关键词】发电机 盖振 变异 概率

0 引言
某 厂 #1 汽 轮 发 电 机 组 分 别 由 东 方 汽 轮 机 厂 和 东 方 电 机 厂 生 产 , 汽 轮 机 型 号 为 N300-16.7/537/537-8 型 、 亚 临 界 一 次 中 间 再 热 单 轴 双 缸 双 排 汽 凝 汽 式 , 发 电 机 型 号 为 QFSN300-2-20B 三相同步交流发电机。2012 年 4 月 15 日 23:44′,#5 轴瓦振动逐渐升至 75μm, 是进入今年来第一次出现。

1 #5 轴瓦振动趋势:
1、今年初以来#5 轴瓦振动趋势图(图 1) 4 月 15 日 23:44, 75μ 4 月 11 日 19:59, 72μ

上图所示为前 4 个月的#5 瓦振趋势。自 4 月 9 日起,瓦振持续上升,峰值时间出现在 4 月 11 日 19:59′,15 日 23:44′,对相关数据进行收集,利用统计工具检测有关输入输出量变化趋势, 寻找关联因子,确定影响要因。 2、在#5 瓦振动增大时,#6 瓦振动同步升降变化,变化趋势、 幅度时间段高度一致,故对发电

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机#5、6 轴瓦振动可一并分析原因。

2 成立 SGA 小组,收集数据
今年 2 月成立的《降低发电机盖振》SGA 小组,收集了相关数据。包括:#5、6 瓦振、负荷、真 空、润滑油温、氢压、发电机冷热风温、氢气冷却器进回水温度、定子冷却水进回水温度、各瓦盖 振、高中压缸胀差、低压缸胀差、轴向位移、励磁电压、励磁电流、三相定子电压、定子电流、各 瓦金属温度、轴封供汽温度、左右热膨胀、主汽流量、主汽温、主汽压、再热汽温、再热汽压、高 排压力、高排温度、中排压力、中排温度。测取时间以 1 月份为例,间隔时间 5 分钟。

3 项目筛查情况

1 瓦盖振 的单值控制图
16
1 1

14 12 单独值 10 8 6 4 2 1

超出置信区间的个别 突变数据,认为其他 变异影响,不考虑?
1 1 1

UCL=9.31

_ X =5.85

LCL=2.39 30 59 88 117 146 观测值 175 204 233 262

?

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2 瓦盖振 的单值控制图
11
1

10 9 单独值 8 7 6 5 LCL=4.450 4 1 30
1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1

1 11 1 1 1

UCL=7.488

_ X =5.969

59

88

117

146 观测值

175

204

233

262

3瓦盖振 的单值控制图
11

大量数据部分时间
10 9 单独值 8 7 6 5
1 111 11 11 1 1 11 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 111 1 1 1 1 1 1 11 1 1 11 1 1 11 1 1 1 11 1 1 11 1

超出合理区间,有 变异存在?

11 11 1 1

1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 11 111 1 1 11 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 11 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 11 11 1

UCL=8.879 _ X =7.600

LCL=6.321

1

30

59

88

117

146 175 观测值

204

233

262

8

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4 瓦盖振 的单值控制图
15 14 13
1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1

1

1

12 单独值 11 10 9 8 7 6 1 30 59 88

UCL=12.137 _ X =10.197

LCL=8.257
1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1

117

146 观测值

175

204

233

262

5瓦盖振 的单值控制图
66 64 62 60 单独值 58 56 54 52 50 1 30 59 88 117 146 观测值 175 204 233 262
1 1 11 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 11 11 1 1 1 11 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 11 1 1 1 11 1 1 1 11 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 11 11 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 11 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 111 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 11 1 11 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 11 1 11 1 11 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 111 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 111 1 1 11 1 1

UCL=59.74 _ X =58.52 LCL=57.31

数据全部超出合理 区间,有严重变异 存在,应分析

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6 瓦盖振 的单值控制图
52 51 50 49 单独值 48 47 46 45 44 43
1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 11 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 11111 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 11 1 1 1 1 1 11 1 11 1 1 11 1 11 1 11 1 11 11 1 1 1 1 1 1 1 11 1 1 1 11 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 11 11 1 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 11 1 11 1

11 1 1 1 1 11 1 1 1 1 1 1 11 11 1 1 1 11 1 1 1 1 11 1 11 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 111 1 11 1 1 11 1 1 1 1 1

UCL=48.399 _ X =47.329 LCL=46.259

1

30

59

88

117

146 175 观测值

204

233

262

分析 1:#5、6 瓦盖振单值控制图在值域中心区域之外,不具有常态特性,变异较大。需分析变 异原因。其余各瓦盖振符合常态特性。

4瓦盖振 的概率图
正态
99.9 99 95 90 80 70 60 50 40 30 20 10 5 1 0.1

均值 10.20 标准差 1.456 N 288 AD 4.228 P 值 <0.005

百分比

5.0

7.5

10.0 4 瓦盖振

12.5

15.0

10

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5瓦盖振 的概率图
正态
99.9 99 95 90 80 70 60 50 40 30 20 10 5 1 0.1

均值 58.52 标准差 4.274 N 288 AD 9.815 P 值 <0.005

百分比

检验点,距离中心 线超过 3.00 个标 准差。

45

50

55

60 5 瓦盖振

65

70

75

6瓦盖振 的概率图
正态
99.9 99 95 90 80 70 60 50 40 30 20 10 5 1 0.1

均值 47.33 标准差 2.148 N 288 AD 10.522 P 值 <0.005

百分比

40

42

44

46

48 6 瓦盖振

50

52

54

分析 2:#5、6 瓦盖振概率正态分布异于#4 瓦(其余各瓦相近,略) 。

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5 瓦盖振 与 机组负荷 的散点图
66 64 62 60 5 瓦盖振 58 56 54 52 50 150 175 200 225 250 机组负荷 275 300 325

5瓦盖振 与 机组真空 的散点图
66 64 62 60 5 瓦盖振 58 56 54 52 50 -99 -98 -97 机组真空 -96 -95 -94

依然没有显著关 联。

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5瓦盖振, A 相定子电流, B 相定子电流, C相定子电流 的概率图
正态 - 95% 置信区间
99.9 99 95 90 80 70 60 50 40 30 20 10 5 1 0.1
均值 58.52 7.558 7.709 7.499

变量 5瓦盖振 A相定子电流 B相定子电流 C相定子电流
标准差 4.274 1.910 1.924 1.860 N AD 288 9.815 288 18.580 288 18.508 288 18.458 P <0.005 <0.005 <0.005 <0.005

百分比

相关性检验。标
0 10 20 30 40 数据 50 60 70 80

准差变化大。此 项不考虑。

5瓦盖振 与 励磁电流 的散点图
66 64 62 60 5 瓦盖振 58 56 54 52 50 1000 1100 1200 1300 1400 1500 励磁电流 1600 1700 1800 1900

?

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拟合线图
5瓦盖振 = 66 64 62 60 5 瓦盖振 58 56 - 173.3 + 5.354 润滑油温
S R-Sq R-Sq(调整) 3.22777 43.2% 43.0%

R-Sq值小于70%,
54 52 50 42.5 43.0 43.5 润滑油温 44.0 44.5

无相关性。

拟合线图
5瓦盖振 = 66 64 62 60 5 瓦盖振 58 38.91 + 0.5750 5瓦轴振X
S R-Sq R-Sq(调整) 0.684267 97.4% 97.4%

R-Sq值大于70%,高
56 54 52 50 25 30 35 5 瓦轴振X 40 45

度相关性。 盖振与轴 振有强关联。

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?

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拟合线图
5瓦盖振 = 58.5229 - 46 * exp(-47 * 定冷水进水温度) 66 64 62 60 5 瓦盖振 58 56 54 52 50 35.0 37.5 40.0 42.5 定冷水进水温度 45.0 47.5

有峰值 特殊变 异,寻 求调整?

拟合线图
5瓦盖振 = 37.26 + 0.3044 发电机热风温度2 + 0.004728 发电机热风温度2**2 66 64 62 5 瓦盖振 60 58 56 54 52 50 35 40 45 发电机热风温度2 50
S R-Sq R-Sq(调整) 0.739065 97.0% 97.0%

可以指导找到 调整办法?

?

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拟合线图
5瓦盖振 = 66 64 62 60 5 瓦盖振 58 56 54 52 50 25.0 27.5 30.0 32.5 发电机冷风温度2 35.0 37.5 28.58 + 0.9616 发电机冷风温度2
S R-Sq R-Sq(调整) 0.770066 96.8% 96.8%

分析 3:#5 瓦盖振与定子电流、励磁电流、润滑油温无统计关联;与定冷水进水温度、发电机 冷、热风温度有对应关系。其回归方程如图中所示。

4 运行调整试验
1、#1 机润滑油温:冷油器出口油温先后在 42±3℃范围内试验,未发现有明显关联。与此统计 结果一致。运行中按规程执行,维持 40~45℃。 2、#1 发电机风温:调整发电机冷风温度,使励侧>机侧温度约 2℃,是实践中摸索出来方法, 通过散点图检测,发现发电机冷风温度、热风温度有强相关。风温低,盖振低。在允许范围内临界 温度调整试需专业评估调整方法的危险点分析。 3、#1 机定子冷却水温:调整进水温度≥45℃,盖振有下降趋势,在其他参数无明显变化时振 动从 75μm 降至 70μm 附近。

5 初步结论
根据对今年 1 月份#5 瓦盖振的统计分析, 表明#1 发电机盖振与发电机风温、 定冷水温有强相关, 与其他参数相关性差。真实原因待继续检查。通过运行调整可以控制振动在一定范围内。截止 5 月 6 日 14:00,#1 机#5 瓦盖振经过参照统计工具推导的技术办法进行调整,现#1 机组#5 瓦振已下降到 65μm,且仍有稳步下降趋势(如下图) 。

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?

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SIS 数据局部图

5 月 4 日,#5 盖振 65μm 振动曲线趋势图

6 下步工作方向
1、继续对#1 发电机#5、6 瓦盖振进行即时跟踪,排查关联性。对今年各月份数据继续整理,寻 找变异。 2、对统计软件的计算结果,分批次、分时间段,汇报领导,得到批准后,作微调试验。 3、对于与运行规程控制参数有冲突的试验参数,在相关专业技术人员会商一致基础上,寻找改 善机会。 4、及时、稳妥吸收现场运行人员智慧,推广试验有效可行的调整手段。 5、借鉴吸收其他同类型机组的类似调整手段,持续进行同行业技术交流。

参考文献:
[1] 东方汽轮机厂 N300-16.7/535/535-8 型汽轮机启动、运行说明书 [2] 东方汽轮机厂 N300-16.7/535/535-8 型汽轮机产品说明书 [3] 东方电机厂 QFSN300-2-20B 型发电机产品说明书 [4] 《高级统计分析工具》

作者简介:
宋玉森,工程师,大专,从事汽轮机运行管理,河南华润电力古城有限公司发电部,邮编 463000 ? 17

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主汽疏水系统防冲刷技术研究应用
许文君 徐金柱 乔 栋 梁志福 014300) (内蒙古达拉特发电厂 内蒙古 鄂尔多斯

【摘

要】电厂主汽疏水系统是在机组启停过程中将高速流动的疏水和蒸汽排出,系统内的阀门和管道频繁

被疏水冲刷损坏,导致阀门泄漏和疏水管壁减薄,使得高温蒸汽在运行中经阀门大量泄漏,疏水管也因管壁减薄会 产生突发性爆管现象,严重危及人员和设备的安全。主汽疏水防冲刷技术应用后,降低了疏水的冲刷能力,杜绝了 蒸汽泄漏和爆管现象,显著提高了电厂运行的经济、安全性,全厂每年节约的费用可达 1000 多万元。该技术对其它 电厂的同类型技术改造也有一定借鉴作用。

【关键词】防冲刷 技术 应用

0 引言
达拉特发电厂 330mw 汽轮机是北京汽轮机厂与法国阿尔斯通公司合作生产的机组,型号: N330-17.75/540/540。运行中,机组主汽疏水系统的管道和阀门被高温、高压疏水冲刷严重,导致 设备频繁泄漏、暴管。泄漏的高温蒸汽对现场人员、设备产生极大的安全威胁和经济损失,泄漏严 重时还会迫使机组非计划停机。

1 汽机主汽疏水系统存在的问题
电厂主汽疏水管道是机组在启停过程中,高温高压疏水的排放通道。启停过程中高温蒸汽与主 蒸汽金属管壁接触时,凝结产生的疏水需及时排走,否则可引起管道的水冲击,如进入汽缸内还会 发生严重的设备事故。机组正常运行时主蒸汽处在过热状态不产生疏水,疏水系统是处于关闭状态, 以防止高温蒸汽泄漏,减少蒸气损失。启动过程中为保证设备安全需把疏水彻底放尽,在疏放过程 中总有高温高压蒸汽伴随疏水一同被排放出去。 高温高压蒸汽夹带疏水在管道内高速流动,疏水对管道阀门、管壁弯头形成较大冲击,导致阀 门频繁损坏、管壁减薄,出现阀门泄漏和爆管现象,尤其是疏水阀及阀后弯头的管壁损伤更为严重, 因蒸汽在疏水阀处压力显著降低,蒸汽加速扩容,疏水在蒸汽的推动下流动速度快速增加,疏水速 度的平方与对管壁产生的冲击成正比,因此极易导致阀门和管壁损坏,产生暴管事故。泄漏的高温 蒸汽对现场人员、设备产生极大的安全威胁和经济损失。

2 改造方案
2.1 主汽疏水系统冲刷现象原因分析
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主汽原疏水系统图(示意图如图 1)









大 汽 疏 水 扩 容 器 疏水阀门 疏水

疏水弯头

图1

主汽原疏水系统图

在机组在启停过程中,高温高压疏水与蒸汽混合物从主汽疏水管道排放,疏水排放的流量与主 蒸汽管道面积和管道温升速度有关。暖管过程中蒸汽在 1.5-2.5MPa 压力下,温升速度不超过 3-5℃ /min。 因疏水在管道内压力降低很快,高温高压蒸汽夹带疏水在管道内高速流动,尤其在疏水阀及阀 后的管道内,压力显著降低,蒸汽快速扩容,流速加快,疏水对管道阀门、管道弯头形成较大冲击, 导致疏水阀门和疏水弯头频繁损坏。 2.2 系统改造方法的选择 2.2.1 更换耐冲刷阀门并增加管道壁厚。

以前的处理方法是更换进口耐冲刷球形阀门并将管道弯头壁厚从 8mm 增加到 12mm,可是启动 3 次后阀门就出现泄漏情况,管道弯头壁厚也减薄到 3mm,改造效果不理想。 2.2.2 降低管蒸汽道流速减少冲刷现象
(1/2)

/ρ〕 疏水管道原设计疏水流速为 2 m/s, 可在疏水阀处,根据孔板流速方程 Vc=Cv 〔2 (P1-P2)
[2]

计算,选流速系数 Cv =0.97 ,如管内流动的全部是疏水,流速 Vc 可达 30m/s;如管内流动的全部 是蒸汽,流速 Vc 可达 350m/s。而且在阀门出口处蒸汽体积膨胀可达 6 倍以上,蒸汽速度会增加的 更多,如疏水伴随蒸汽一同排放时流速会显著增加,所以疏水对系统的破坏能力很大。如将疏水流 速降到 2 m/s 左右,即保证疏水排放,又可减少对系统冲刷。该方案经设计后可较易实施,效果也 明显。 2.3 确定改造方案
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经分析设计,在主汽疏水管道末端加装节流喷嘴,降低管道内速水流速,且节流喷嘴设置在扩 容器内,让蒸汽扩容膨胀在扩容器内完成,因扩容器空间较大不易受到冲击损坏可长周期运行,而 且疏水管道和阀门也受到了保护。使得机组在运行时消除了蒸汽的泄漏。 节流喷嘴选用拉瓦尔缩放喷管,流体通过喷嘴比较平稳,没有较大的涡流振动不易磨损,喷嘴 比孔板更耐磨损。流体通过喷嘴也更易扩容雾化,减轻对扩容器的冲刷。 改造后疏水系统结构如图 2









大 汽 疏 水 扩 容 器 疏水阀门 疏水

节流喷嘴 疏水弯头

图2 2.3.1 疏水流量确定

改造后主汽疏水系统结构

根据三十三万千瓦机组主蒸汽管道系统,主汽管长 123.763 m、管径Ф448.3mmX40mm,合金钢 比热 Cp=460j/(kg. ℃) 、密度 ρ=7830 kg/ m
3 [3]

,暖管过程中温升速度不超过 3-5℃/min。蒸汽参

数是在 1.0MPa 、250℃左右,考虑散热损失,计算得主汽疏水量约 20t/h。 2.3.2 节流喷嘴结构、材料确定
(1/2) [2]

/ρ〕 , 选流量系数 Cq=0.98 喷嘴喉部面积确定, 根据缩放喷管流量公式 qv=CqA 〔2 (P1-P2)

,

综合启动时间,主汽压力、温度波动,安全因素等。三十三万千瓦机组安装的节流喷嘴计算的喉部 直径为 d=25mm。疏水管径Ф76mmX11mm,管内疏水流速为 2.4-4 m/s,蒸汽流速为 30-50 m/s,基本 满足设计要求,消除疏水系统的严重冲刷故障。 喷嘴材料选用 17-4PH (0Cr17Ni4CuNb)属于马氏体沉淀硬化不锈钢,耐磨损强度大,该材料 硬度高达到 HB350,焊接工艺简便,抗冲刷能力强,具有良好的综合力学性能。节流喷嘴结构见下 图 3。
[1]

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图3

节流喷嘴结构

3 改造取得的效果
改造前,机组启动 2 次主汽疏水弯头管壁就减薄 6mm 需更换, 阀门也开始泄漏,危及安全,迫使机 组停机,造成较大经济损失。 改造后,对#5、#6 机启停 2 次后进行检查,疏水管道弯头基本没有磨损,阀门也没有泄漏,效 果非常好。改造成功的主要原因是将疏水管蒸汽扩容点控制在节流喷嘴处,节流喷嘴的位置、结构、 材料、通流孔径选择合理,降低管内疏水流速减少冲刷。而且节流喷嘴如有轻微磨损也不会像阀门 那样导致泄漏,管路也不会被冲刷。 改造后经过 2 年运行,机组没有发生因此故障导致的停机事件,说明该技术是成功的,该技术 可显著提高电厂的经济性和安全性,而且该方案对其它电厂的同类型技术改造也有一定借鉴作用。

4 结束语
我厂主汽疏水系统应用防冲刷技术后,杜绝了疏水阀损坏事故,消除了因管壁减薄而发生的爆 管现象,每年蒸汽泄漏可减少 9 万多吨,发电煤耗降低 1.1g/kwh,一台机每天可节约燃料费用 0.2 万多元。也消除了机组因此故障产生的非计划停机,全厂机组每年节约费用可达 1000 多万元。 现场施工时可根据实际情况确定节流喷嘴的结构和安装位置,该项技术投资小,见效快,每台 机改造费用不超 1 万元,改造后能够较好的保证机组的节能和安全需要。现在有很多电厂的主汽疏 水系统存在严重冲刷问题,并且得不到彻底解决。应用该技术可成功解决这类型问题,并保证机组
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具有较好的经济性和安全性。 疏水系统处理后效果虽然较好,但我们对喷嘴材料、结构需进一步深入研究,希望更好的提高 改造效果,可以更长时间保证疏水系统安全运行。 疏水系统加装节流喷嘴技术是成功应用流体理论知识解决生产中技术难题的事例,这也促进我 们在处理技术问题时要加强理论与实践相结合,以增加解决技术问题的途径。

参考文献:
[1] 姜求志.火力发电厂金属材料手册[S].北京:中国电力出版社,2001: 793-795. [2] 孔珑.工程流体力学[M].北京:水利电力出版社,1995: 144-147. 241-246.

[3] 王加璇.热工基础及热力设备[M].北京:水利电力出版社,1987:

作者简介:
许文君、男、1969 年、工程硕士、高级工程师、从事火力发电厂生产管理,内蒙古达拉特发电厂生产技术部、 014300、13604776347。 联系方式:0477-5182606 E-mail:hgw127@163.com

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西屋 350MW 机 1 号轴承振动在 一个大修周期内的处理经验
胡慧军 谢克东 河南 许昌 461690) (许昌龙岗发电有限责任公司

【摘

要】许昌龙岗电厂西门子西屋 350MW 机存在 1 号轴承振动偏大的问题。其振动出现多种劣化形式,我

们的治理措施也各不相同。经过我们的对症治理,最终维持本机组在一个大修周期内的稳定运行。对分析、解决进 口 350MW 汽轮机组普遍存在的轴系振动问题有一定的参考价值。

【关键词】进口机组 轴系 振动 多样化



设备概况

1 轴系结构: 许昌龙岗发电有限责任公司 1 号机组是西门子西屋公司供货的 350MW 亚临界凝汽式汽轮发电机 组,机组轴系由高中压转子、低压转子、发电机转子和励磁机转子以及相应的 7 个支持轴承(汽轮 发电机组的六个径向支承轴承均为可倾瓦式轴承;支持轴承形式:巴氏合金自找中圆形推力轴承) 组成,各转子之间用刚性联轴器连接。高压缸有两个主汽门和四个调节汽门,中压缸有两个主汽门 和两个调节汽门。轴系结构示意图如图 1 所示。

图1

轴系结构示意图

2 轴承结构:

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高压缸调速器端径向轴承是由四块巴氏合金组成的自找中型轴承轴承油系统通过轴承室基础上 的管道进入轴承进行润滑,一根柔性软管把油引进轴承环内,然后通过四个位于水平和垂直中心线 的明管进入轴承瓦块,油在每个轴承瓦块间沿着轴径表面流动,从每个瓦块的终端流出。并且为了 防止大量的油从轴承端泄漏,采用了油密封环和油封环护圈由轴承支承环支撑并被其平分。油通过 穿过油密封环里的大量软油管和油密封环护圈的一个通道进入轴承。油密封环护圈圆周上安装一个 止动销以防止油环的转动。



1 号轴承的历史振动情况

1 我厂 1 号机组自 2006 年大修后,一直存在 1 号轴承轴振超标的问题。在冲转过程中过临界时, 1X 振动能增大至 250um 以上(我厂设计跳机值为 250um) ;冷态启动状况稍好点,热态或温态启动有 时需要解掉振动保护,才能冲转成功;在惰走过程中过临界转速时也会出现 1X 振动偏大的情况。 2 2008 年至 2010 年的三次小修中,我们多次将 1 号瓦标高抬高(为了增加 1 瓦负荷) ,振动情况 只是略有好转,但都不能从根本上解决 1 号轴承振动偏大的问题。 3 2011 年元月出现 1 瓦温度缓慢上升,最高达 93.18 度(报警值 95 度) ,经分析商讨决定改变 1 号机进气方式(进气方式由 3412 改变为 3421) ,改变后出现 1 号瓦振动大的情况。



1 号轴承振动情况及处理方案

1 2008 年小修,1 号轴承轴承调整前后振动情况 2008 年 3 月小修中,1 号轴承解体检修,发现下瓦温度测点处轴承乌金局部凹陷,并与测点贯 通,做局部补焊处理;上瓦及下瓦瓦块后部的球面垫块装反,调整球面垫块到正确位置;#2 轴瓦下

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瓦两侧瓦块后部调整垫片减去 0.05mm。下图为检修前后 1 号轴承的振动情况。

2 2009 年小修,#1 轴承调整后振动情况 2009 年 3 月 1 号机小修中,将 1 号轴承标高提高 0.07mm,同时将 2 号轴承标高降低 0.05mm。 下图为检修前后 1 号轴承的振动情况。

3 2010 年小修,#1 轴承调整后振动情况 小修中,解体检查 1 号轴承,发现 1 号轴承瓦下半瓦热工测点处有两处 6mm×6mm 深 3mm 的凹 坑,让步处理;同时抬高 1 号瓦标高 0.07mm。下图为检修前后 1 号轴承的振动情况。

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2011 年 01 月 11 日,1 号机阀门活动试验,顺序阀切单阀后,振动由 90um/100um 增加至

133um/125um。 (运行时,负荷 200MW,主汽压 11.8MPa,1 瓦 X 振动 90um、Y 振动 100um;切至单阀 后,负荷 195MW,主汽压 10.6MPa,1 瓦 X 振动 133um、Y 振动 125um, )频发振动高报警,立即中止 试验。 原因分析及处理方案如下: 我厂 1 号机组的配汽机构简图如下:

1)我厂设计 GV 阀门开启顺序 GV4-GV3-GV1-GV2,顺序阀情况下,正常运行时,通往喷嘴上部的 GV4、GV3 全开,通往喷嘴下部的 GV1、GV2 调节进汽流量,当工况变化时,GV1、GV2 开度的变化会 使#1 轴承下半瓦块的受力发生稍许变化。切到单阀后,喷嘴四周均匀进汽,相比顺序阀模式下#1 轴

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承载荷降低,两块下半瓦块受力产生变化,从而影响轴瓦的振动情况。1 号轴承对气流变化比较敏 感,建议发电部维持顺序阀方式运行, 2)轴承油膜不稳定,顺序阀切单阀时,转子位置的稍许变化对 1 号轴承的油膜有较大影响,从 而引起振动升高 5 2011 年 01 月 20 日, 1 号机负荷由 250MW 加至 290MW 过程中,发现 1 号轴承温度 1TE41101A(下 半右侧瓦块)上升至 93 度,轴承回油温度及其余轴承温度变化不大,立即停止加负荷,采取适当开 大调门,GV1 由 9%开至 29%,GV2 由 0%开至 3%,主汽压由 15.53MPA 降至 14.56MPA,大机 1 号轴承 温度 1TE41101A 降至正常值 85.6 度并稳定。 原因分析及处理方案如下: 分析认为,轴承回油温度无较大变化,而轴承温度升高可能原因是 GV1 开大过程中,转子工作 位置变化,造成油膜变化引起瓦温上升,建议:1、升降负荷不宜太快;2、阀位重叠度检查;

2011-1-21 17:07:00

刘辉

1 瓦金属温度:86.4℃,应机控班修改 1 号大机顺序阀位方式工作要求,将大 机切至单阀运行方式,稳定后 1X 振动:131um、1Y 振动:121um。 机控班将 1 号大机顺序阀位控制方式由 3-4-1-2 修改为 3-4-2-1,将大机切至 顺序阀运行方式,稳定后 1 瓦金属温度:83℃,振动 1X:96um、1Y:107um。

2011-1-21 17:18:00

刘辉

2011 年 01 月 21 日,1 号机大机顺序阀阀位控制方式由 3-4-1-2 修改为 3-4-2-1,轴承振动暂 时稳定在 96um/107um,金属温度控制在 86.4℃。 6 2011 年 05 月份利用临停机会对 1 号轴承进行解体检查,发现 1 号轴承右侧下半瓦块的两个温度 测点孔穿透(详见下图) ,外委对轴承下半瓦块进行补焊处理,并采取有效措施保证温度测点孔不再 穿透而影响油膜。

1 号瓦瓦块测温点测点处胎体较薄,轴瓦乌金已融化下陷,轴瓦运行时,油膜不均匀,会造成 轴瓦油膜失稳造成振动劣化;01 月 20 日的轴承温度升高也能与此对应。同时我们以往抬高 1 号瓦, 使用的办法是直接在球面垫块下增加薄垫片,会影响可倾瓦四个瓦块的同心度,多次增加垫片会影
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响到可倾瓦调心性能,球形垫片会加快磨损并表现出在负荷或转速等工况变化时自调能力差,引起 轴振振动大。



1 号轴承振动的后续处理建议
1 号轴承振动依然存在,由于受检修时间的限制,我们只是针对每次出现的振动异常情况采取

临时措施,保证 1 号轴承在一个大修周期内的振动能在接受范围内。在几年的机组大修中,我们决 定将高中压转子返厂进行高速动平衡,以消除其残余不平衡量;并对轴系中心全面调整,使其数值 恢复到 2006 年大修前的水平。

参考文献:
[1] 一期期工程 2×350MW 机组集控主机运行规程》 ,许昌禹龙发电有限责任公司

作者简介:
谢克东(1983 年出生) ,男,祖籍山东潍坊,助工,主要从事汽轮发电机组的检修策划工作。 中国论文下载中心 http://www.studa.net 文下载中心 http://www.studa.net 载中心 http://www.studa.net

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刷式汽封在某热电厂汽轮机节能减排中的应用
丁 杨 杨 利 谷新房 滨州 256000) (华能沾化热电有限公司 山东

【摘

要】通过对刷式汽封工作原理、结构特点,结合电厂的实际使用情况,根据机组 A 级检修前后的热力

试验,分析刷式汽封在电厂汽轮机节能减排中应用的实用性,在保障机组安全运行的条件下,提高轴端汽封、隔板 汽封的径向密封间隙水平,以此来达到节能减排的目的。

【关键词】汽轮机 刷式汽封 节能减排 应用

0 引言
汽轮机有静子和转子两大部分,在工作时转子高速旋转,静子固定,因此转子和静子之间必须 保持一定的间隙,不使相互摩擦。蒸汽流过汽轮机各级工作时,压力、温度逐级下降,在隔板两侧 存在着压差,当动叶片有反动度时,动叶片前后也存在着压差。蒸汽除了绝大部分从导叶、动叶的 通道中流过做功外,一小部分会从各种间隙中流过而不做功,成为一种损失,降低了机组的效率。 转子还必须穿出汽缸,支撑在轴承上,此处也必然要留有间隙。对于高中压缸两端,汽缸内的蒸汽 压力大于外界大气压力,此处将有蒸汽漏出来,降低了机组效率,并造成部分凝结水损失。在中压 缸的排汽端和低压缸的两端因汽缸内的蒸汽压力低于外界的大气压力,在主轴穿出汽缸的间隙中, 将会有空气漏入汽缸中。由于空气在凝汽器中不能凝结,从而降低了真空度,减小了蒸汽做功能力。 为了减小上述各处间隙中的漏汽,又要保证汽轮机正常安全运行,特设置了各种汽封,这些汽封可 分为通流部分汽封、隔板汽封和轴端汽封三大类。

1 该热电厂#1 机组现状
该热电厂#1 号机组系东方汽轮机厂生产的 C165/135-13.24/1.0/535/535 型超高压、中间再热、 双缸双排汽、单轴单抽汽、凝汽式汽轮机,2005 年 7 月投产发电。机组最大纯凝工况下额定出力为 165MW,其工况下的保证热耗为 8235 千焦/千瓦时。设计最大供热抽汽流量为 120 吨/小时,供热抽 汽温度 250℃,其工况下的额定出力为 135MW,保证热耗为 7319 千焦/千瓦时。2005 年 10 月对其进 行考核性试验,在纯凝额定工况下汽轮机热耗高于汽轮机设计规范书保证热耗近 300 千焦/千瓦时, 且机组在开机过程中#3 轴振偏大。2006 年 4 月份对其进行投产后的第一次检查性 A 级检修,对其汽 轮机进行揭缸检查,对其隔板汽封、轴封等间隙进行按照设计说明书要求重新调整,从修后热力试 验数据看,修后汽轮机热耗为 8329.53 千焦/千瓦时,比投产后考核性实验报告热耗大幅降低但仍高 于汽轮机设计规范书保证热耗 90 余千焦/千瓦时,机组发、供电煤耗高于设计值,机组#3 轴振问题
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仍没有解决。此时,高中压缸、低压缸轴端汽封、隔板汽封均采用梳齿式汽封。梳齿式汽封的主要 缺陷是在汽轮机启动过程中,尤其是达到临界转速时振动较大;当机组正常运行时,转子与汽封之 间径向间隙相对增大,蒸汽泄漏量增大,蒸汽有用功减少,降低机组的热效率,而考虑机组的安全 运行,使得汽封径向间隙不可能做的很小,这就不可避免会有蒸汽的级间泄漏和轴端外部泄漏。因 此,如何提高汽轮机汽封的密封效率,一直是该厂汽轮机检修和运行的一项重要工作。 该厂为提高汽封密封进行了大量资料搜集工作,经过考察、调研和与有关汽封厂家研讨论证, 在充分考虑机组运行安全性、经济性和投资收益比较,并争取上级公司的同意在 2010 年 10 月份#1 机组 A 级检修时,该厂更换了高压隔板 2-6 级汽封 6 圈,高压后轴封 6 圈,高中压间汽封 4 圈,中 压隔板汽封 2-6 级 5 圈,中压后轴封 2 圈,低压缸前后轴封各 2 圈,共 27 圈刷式汽封,全部采用刷 式汽封。

图1

刷式汽封结构简图

2 刷式汽封工作原理、结构特点
刷式汽封是一种柔性密封,由前面板、后面板和夹装与两者之间的高密度的高温合金细金属丝 组成的刷丝构成,刷丝沿转子旋转方向有一定的倾角,以吸引转子的径向偏移,形成闭合状态,如 图 1,刷式汽封结构简图。其泄漏量是梳齿密封的 1/5~1/10,并允许动静之间瞬态严重不同心而保 持密封能力不变,既提高了机组效率又改善了转子的稳定性,已应用于航空发动机、工业燃气轮机 和汽轮机等叶轮机械 1。刷式密封的刷丝主要采用钴基高温合金,具有低脆性、高韧性、保证运行 过程中不折断,而高性能的焊接工艺保证刷丝的不脱落,优化的刷毛束厚度和高度保证了高性能的 严密性,刷丝材料和涂层材料的合理组合保证密封稳定、安全运行。 刷式汽封使介质泄漏主要发生在密集排列的细金属丝之间形成的微小缝隙中,由于刷子中刷丝
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间空隙的不均匀性作用,均匀的来流进入刷丝束中就变得不均匀了,并且从紧密的刷丝束区域向疏 松的刷丝束区域偏流,这些偏流在刷丝排之间逐渐形成同向流和射流,并产生随机的二次流和旋涡 流。而当一射流遇到前面紧密的刷丝束,就会改变运动方向而变成和主流方向垂直的横向流,如图 2, 刷式汽封气体流动形式。 由于刷丝束破坏流动而确保流动的不均匀性, 使流体产生了自密封效应, 横向流动代替向前流动显然对流体自密封起了重要贡献,它能使横流过刷子的总压降增大从而减少 汽封的泄漏量。因此,刷式密封的泄漏特点为,由于压比的增大,刷子中刷丝的密度增加,刷丝之 间的空隙减少而使有效的泄漏面积减少,同时使泄漏流动的阻力增大,从而使泄漏随压比增加的梯 度降低。

图2

刷式汽封气体流动形式

3 刷式汽封改造前后热力试验比较
#1 机组在 A 级检修前后,委托山东电力研究院进行了机组热力试验现场测试,主要数据详见表 1。 表1
序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 试验日期 发电机有功功率 厂用电功率 厂用电率 主汽门前蒸汽压力 主汽门前蒸汽温度 主蒸汽流量 高压缸排汽压力 高压缸排汽温度 再热蒸汽压力 再热蒸汽温度 给水压力 参 数

热力试验数据及其计算结果表
单 位 A 级检修前 2010.8.19 150.403 11.38 7.566 12.9546 540.186 466306.9 2.969 344.797 2.726 541.616 14.58 A 级检修后 2010.11.18 150.44 10.88 7.232 12.9982 545.16 447301.39 2.923 344.25 2.7028 543.81 14.56

年.月.日 MW MW % MPa ℃ kg/h MPa ℃ MPa ℃ MPa

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序号 13 14 15 16 17 18 19 给水温度 试验热耗率 试验汽耗率 高压缸效率 中压缸效率





单 ℃



A 级检修前 246.511 8657.25 3.1 78.46 90.52 8441.31 156.63

A 级检修后 246.79 8435.5 2.97 79.88 91.76 8221.37 156.76

kJ/kWh kg/kWh % % kJ/kWh kW

二类修正后热耗 二类修正后功率

从表 1 可以看到, 经过 A 级检修机组的经济性得到了明显的提高。 检修后机组热耗率为 8221.37 千焦/千瓦时,优于机组设计热耗保证值 8235 千焦/千瓦时,比检修前降低了 219.94 千焦/千瓦时, 下降了 2.675%; 比 2006 年机组修后热耗率降低 108.16 千焦/千瓦时; 检修后高压缸效率为 79.88%, 比检修前提高了 1.42 个百分点;中压缸效率为 91.76%,比检修前提高了 1.24 个百分点。检修后 汽耗降低 0.13 千克/千瓦时,下降了 4.38%。机组热耗率的降低固然和整台机组的检修是有必然联 系的, 但高压缸效率的提高及本次修后比 2006 年修后热耗降低 108.16 千焦/千瓦时与刷式汽封的改 造是有直接关联的。高压隔板汽封 6 圈,高压后轴封 6 圈,高中压间汽封 4 圈,中压隔板汽封 5 圈, 中压后轴封 2 圈,低压缸前后轴封各 2 圈,共 27 圈刷式汽封的改造,对高中压缸效率的提高起了直 接的作用。 在刷式汽封改造后的开机过程中未发生#3 轴振偏大问题, 机组运行安全性也得到了提高。

4 刷式汽封改造后经济效益与减排量分析
2010 年 A 修后试验热耗率为 8221.37 千焦/千瓦时,比修前热力试验降低 219.94 千焦/千瓦时, 其降低值不能全部归功于刷式汽封的改造,但与 2006 年机组修后试验热耗率为 8329.53 千焦/千瓦 时相比,热耗率下降了 108.16 千焦/千瓦时,此值可以归功于刷式汽封改造的结果,按炉效 91.77%, 管道效率 99%计算,折算成煤耗下降约 4.067 克/千瓦时,按标煤价 900 元/吨,年发电量按设计利 用小时数 5500 小时计算经济效益: 年节约标准煤耗量= 4.067 ? 16.5 ? 10000 ? 5500 ? 1000000 ? 3690.8 吨标准煤; 年节约标煤资金= 3690.8 ? 900 ? 10000 ? 332.172 万元。 根据国家计委能源所出版的能源基础数据汇编,每燃烧一吨标煤排放二氧化碳约 2.6 吨,二氧 化硫约 24 公斤,氮氧化物约 7 公斤计算减排量: 年减少二氧化碳排放量= 3690.8 ? 2.6 ? 9596.08 吨二氧化碳; 年减少二氧化硫排放量= 3690.8 ? 24 ? 10000 ? 9.6 吨二氧化硫;

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年减少氮氧化合物排放量= 3690.8 ? 7 ? 10000 ? 2.58 吨氮氧化合物。 从以上数据看,实施汽封改造后,每年不仅带来巨大的经济效益,同时每年减少大量的污染物 排放,有效保护环境,也带来巨大的社会效益。

5 结论
刷式汽封作为汽轮机动静间隙和轴间隙的密封早已被各大汽轮机制造厂家用来提高汽轮机效 率、降低能耗的必要手段。刷式汽封的使用寿命与机组的运行方式及起停次数有直接关系,如果以 年运行小时数 8000 小时的机组且不考虑机组的起停次数,刷式汽封其寿命约在 10~12 年。 近几年国外汽轮机也采用刷式汽封对轴封、叶顶的常规硬齿汽封进行改造来达到提高效率降低 能耗的目的,据国外相关文献资料介绍,通过汽轮机通流部分整体刷式汽封、叶顶阻汽改造,提高 整机效率达 2~3.6%。从以上分析得出该项目年收益约 332.172 万元,总投资 100 万元,平均 3 个 月即可收回投资成本;同时每年可减少二氧化碳排放量 9596.08 吨、二氧化硫排放量 9.6 吨、氮氧 化合物排放量 2.58 吨。 目前国内火力发电机组都面临着煤价上涨和节能减排政策要求的双重巨大经 营压力,通过刷式汽封在该厂改造的成功案例告诉我们刷式汽封给我们提供了一种减小汽轮机动静 间隙密封、提高效率减少机组发电煤耗的有效途径,每年带来巨大经济效益的同时也带来巨大的社 会效益,为响应国家节能减排政策,构建和谐社会做出积极的贡献。

参考文献:
[1] 中国电力企业联合会科技服务中心,华中科技大学能源与动力工程学院。汽轮机设备及系统节能.北京:中 国电力出版社,2008,3 [2] 朱宗举.刷式密封的设计与应用.燃气轮机技术,2005 年第 3 期 [3] 尤北海,马腾飞,丁彦斌等.新编发电设备检修工艺方法与质量标准.万方数据出版社,2006 年 11 月 [4] 能源基础数据汇编,国家计委能源所,1999 年 1 月 P16 [5] 某热电厂汽轮机热力特性书,产品说明书,2003 年 9 月 [6] 某热电厂#1 汽轮机 2005 年考核性试验报告,2006 年 A 修后热力试验报告,2010 年 A 修前、后热力试验报 告, 山东电力研究院

作者简介:
丁杨,工程师,从事电厂安全生产管理工作,通讯地址:山东省沾化县城沿河路 527 号,邮编:256800,邮箱: cctvm88@163.com。

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浅析汽轮机通流部分改造后振动的控制
李 (国电山东石横发电厂 强 山东 肥城 271621)

【摘

要】现在随着国内煤炭形势的发展,发电企业利润越来越低,有相当多的发电厂处于亏损状态,于是

五大发电集团纷纷节能挖潜,从内部设备上降低机组发电煤耗,提高利润。汽轮机通流改造就是许多发电厂首先选 择的节能项目,所谓通流改造,就是发电机及汽轮机的外缸基础不变,更换汽轮机转子及部分内缸,从而提高汽机 做功能力,降低热耗率,提高循环热效率,降低发电煤耗。国电石横电厂#3 机组就是在机组运行 14 年后,与 2011 年进行了汽轮机通流部分改造。 由于汽轮机的通流部分(转子)更换,转子与轴承及各部间隙发生变化,汽轮机轴系的振动也就发生变化,与 通流改造前可能存在很大的变化,本文在简单从设计制造、安装、检修和运行几个方面分析引起轴承振动的原因, 并介绍了汽轮发电机组的振动机理及影响因素和石横电厂#3 机组通流改造后启动中对振动的控制。

【关键词】汽轮发电机组 通流改造 振动 控制

引言
汽轮发电机组轴承振动的大小直接关系到机组能否安全运行,对于发电厂来说安全运行能带来 最大的经济效益。引起汽轮发电机组轴承振动过大或者异常的原因有很多,既有设计制造方面的原 因;也有运行方面的原因;还有安装和检修等方面的原因。



制造方面
汽轮机转子是一个高速旋转的机械,如果转子的质心与旋转中心不重合则会因为转子的不平衡

而产生一个离心力,这个离心力会对轴承产生一个激振力而使之引起机组振动,如果这个离心力过 大,则机组的振动就会异常。所以,汽轮机转子在装配时每装配一级叶片都应该对该级叶片进行动 平衡试验,整个转子装配完成后在出厂之前还应该对整个转子进行低速和高速动平衡,以确保转子 的不平衡量在一个合格的范围内。 在厂家制造过程中,产生转子不平衡量较大的原因主要是机械加工精度不够和装配工艺质量较 差,所以必须提高机械加工精度,同时保证装配质量,从而才能保证转子的原始不平衡量较小。另 外,如果机组的设计不当也会引起机组的振动。例如,在设计阶段机组支持轴承的选用也是非常重 要的,如果轴承选取不当,也会因为轴承的稳定性较差,转子哪怕是极小的不平衡量也会引起机组 较大的振动;轴承的油膜形成不好也极易诱发油膜振荡而产生振动。 目前随着精密机床及计算机等高科技的发展,设备制造厂家的制造工艺和装配工艺越来越高, 上世纪对于 300MW 以上机组只能锻造空心转子,到本世纪,已可自主锻造实心转子,并且在动平衡
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方面已可以做到很低,基本实现振动无临界转速现象。国电石横发电厂#3 机组原为上海汽轮机厂引 进型 300MW 机组,汽轮机高压缸为返流式,在本次改造中,更换为顺流式,在高中压缸增加三级做 功动叶片,以提高汽轮机高中压缸做功能力。



安装方面
汽轮机在安装和检修过程中的工艺质量对机组振动的影响非常大, 根据对现场机组振动的分析,

很多汽轮发电机组的轴承振动过大都是由于安装和检修不当引起的,或者说机组的振动很多时候都 是可以通过安装或检修来解决的。 2.1 轴承的标高 汽轮机转子,两端都是由轴承支撑的,如果两端的轴承标高不在设计要求的范围内,那么转子 两端轴承的负荷分配就不合理。负荷较轻的一边,轴瓦内的油膜将会形成不好或者根本不能建立油 膜,这样就会诱发机组的自激振动、油膜振动和汽流激振等;而负荷较重的一边,由于吃力太大, 会引起轴瓦温度升高,当轴瓦乌金温度达到一定值时,很容易产生轴瓦乌金过热现象,从而造成机 组的振动。 因此在安装时,应该根据制造厂家的技术要求,结合现场的实际情况对机组轴承标高进行认真 的调整。因为厂家提供的数据是根据机组冷态时的情况再综合一般机组受热后膨胀的情况得出的, 由于各台机组的实际情况不尽相同,因此受热后的膨胀也不完全一样,所以必须结合各厂的实际情 况对机组轴承标高进行调整。 2.2 轴承自身特性 轴承自身特性对机组振动的也会产生影响,主要包括轴瓦的紧力、顶隙和连接刚度等几个方面。 轴瓦紧力和顶隙主要影响轴承的稳定性,如果轴承的稳定性太差,在外界因素的影响下容易使机组 振动超标。轴承的连接情况主要对轴承刚度产生影响,若轴承刚度不够,在同样大小的激振力下引 起的振动较大,所以必须将轴承各连接螺栓拧紧。在以前的现场实践中,曾经出现过由于连接螺栓 未拧紧而引起振动的现象。 2.3 机组中心 机组中心包括转子与汽缸或静子的同心度、支撑转子各轴承的标高、轴系连接的同心度和平直 度。如果转子与汽缸或静子的同心度偏差过大,则可能会引起汽流激振、动静碰磨。若发生碰磨, 则会使转子发生热弯曲而引起振动。当联轴器轴颈不同心、联轴器端面瓢偏、连接螺栓紧力不对称 时,当把连接螺栓拧紧后,都会使轴系不同心和不平直。当转子处于旋转状态时,轴系同心度不同 会直接产生振动。 2.4 滑销系统 当机组带负荷受热后汽缸要产生膨胀,但是不能让其自由膨胀,滑销系统就是用于引导机组膨 胀的。如滑销系统卡涩时,机组的膨胀就会受到限制,当机组的膨胀受到限制时就会引起机组较大
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的振动,严重时引起动静碰磨,造成设备的破坏。由于膨胀受到限制而无法开机的现象在相关的发 电厂中曾经出现,因此应该对此引起高度重视。 2.5 动静间隙 汽轮机转子与汽缸和汽、轴封之间都存在间隙。当汽轮机转子与汽缸之间的间隙过大时,部分 蒸汽不经过叶片做功直接进入下一级,使汽轮机内效率降低;当汽轮机与轴封之间的间隙过大时可 能会引起蒸汽外漏或者空气内漏,从而造成蒸汽损失或真空降低,使机组的效率下降。但是,它们 之间的间隙又不能过小,否则将引起动静碰磨,会使机组的振动超标。因此合理调整隔板汽封、轴 端汽封是非常重要的。 2.6 活动部件 检修期间如果有活动部件进入汽轮机,大修后开机活动部件可能在汽流的冲击下撞伤甚至损坏 汽轮机叶片,从而造成严重的事故,并引发机组振动。 国电石横发电厂在#3 机组通流部分改造中,严格操作规程、从设备厂家、电科院、设备监理各 个层面,严控装配工艺,为了调整轴承标高、轴承中心,专门从厂家购买用于调整轴承间隙的模拟 轴,在整个通流部分装配中,由于此前已有相关的安装经验,因此安装顺利。



运行方面
机组的振动除了与上面阐述的各方面因素有关外,还与机组的运行状况存在很大的关系。

3.1 机组膨胀 机组的滑销系统对机组振动影响很大,而机组的膨胀是受其滑销系统制约的。当滑销系统本身 不存在问题时,如果运行人员操作不当,机组也会出现膨胀不畅的问题。最明显的是在开机过程中, 当机组的暖机时间不够或者升速加负荷过快,则机组各部分的膨胀就不一样,这样一方面会产生热 应力,减少机组的寿命;另一方面就会引起过大的膨胀差,从而影响机组的开机过程。当机组的膨 胀不充分时,极易引起机组的动静碰磨而产生振动。 3.2 润滑油温 轴颈在轴瓦内的稳定性如何决定了机组诱发振动的可能性有多大,当稳定性太差时,外界因素 的变化很容易引起机组振动的产生。而润滑油在轴瓦内形成的油膜如何又是影响转子稳定性的一个 重要影响因素,油膜的形成除了与轴承乌金有关外,还有一个重要因素就是润滑油油温,润滑油油 温应该在一个合理的范围内,过高过低都对油膜的形成不利。 3.3 轴封进汽温度 每一轴封的进汽温度都不一样,在运行规程所允许的范围内调整轴封进汽温度会对机组的振动 产生一定的影响。轴封进汽温度对机组振动的影响主要表现为进汽温度对轴承座标高的影响和温度 对端部汽封处动静间隙的影响。

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3.4 机组真空和排汽缸温度 机组真空和排汽缸温度是相辅相成的,其中一个因素的变化必然引起另一个因素的改变。对于 轴承座坐落在排汽缸上的机组来说,排汽缸温度的变化主要表现在对轴承座标高的影响上,所以会 对机组的振动产生影响。 3.5 启动中控制 机组安装完成后,在首次启动时,要严格控制好进汽参数,如参数过高,使冷态的金属急剧受 热,容易产生大的应力,如参数过低,可能引起汽机进水,一旦汽机发生进水现象,将对设备造成 灾难性后果。国电石横发电厂#3 机组在检修后启动中,控制好进汽参数,主汽门前蒸汽控制在蒸汽 压力 4.2Mpa,蒸汽温度在保证 56℃过热度前提下,控制在 320℃,在汽机冲转至 600rpm 时,维持 低速暖机 30 分钟,以使高压转子部分减少外表与内芯的温差,从而减少热应力,更好的适应高速旋 转。在汽机转速达 2040rpm 时,维持中速暖机 1 小时,暖机后汽机缸胀升高 1.5 毫米,滑销系统基 本正常,左右侧均匀膨胀,低压缸两端摩擦正常。另外如果差胀较大(转子伸长超过汽缸) ,可以采 取打闸闷缸的办法,降低差胀,增大汽缸膨胀。 如果在冲转过程中,临界转速或其他转速情况下,振动升高较大,如超过 15 丝以上,应该及时 打闸,防止造成汽机内部通流部分间隙过大,使漏汽量增加;轴承振动较大时,可以进行多次打闸、 冲转,以对轴端汽封进行适当的“多摩擦”几次,使其间隙达到自适应的程度。 由于国电石横电厂#3 机通流技术改造中,高中压进汽、高压排汽、平衡活塞都使用了新技术的 布莱登汽封、轴端采用蜂窝式汽封,这就大大降低了启动过程中对汽封的摩擦,从而使启动中机组 振动处于一个良好的水平。



结论
总之,汽轮机经过通流部分改造后,不论从外观还是性能来说,都是一次“脱胎换骨”的变化,

从节能技术来看,大大降低机组的发电煤耗,但从安装、调试来看,也提出了更高的要求,因为汽 轮机通流改造是在原基础上进行的,避免不了“新老设备”的配合问题,如何解决新设备安装后, 与旧的轴承、外缸、汽封等磨合问题,保证设备投运后振动在一个良好的水平,是一个值得讨论研 究的课题,相信随着制造厂家、发电厂相关经验的积累,设备振动会越来越好。

作者简介:
李 强(1977-) ,男,工程师,从事电力生产技术运行管理工作。

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浅谈功率突然缺失对汽轮机组的 影响及解决办法
江 (大唐张家口发电有限公司 波 河北 张家口 075131)

【摘

要】随着特高压、大电网的发展,电厂输电系统显著变弱,线路故障跳闸,机组发生输出功率突然缺

失。本文针对张家口电厂主接线方式,分析了机组发生输出功率突然缺失事故的可能性及其对汽轮机调节系统、锅 炉水位、厂用电系统等安全影响进行了总结,张家口发电厂通过应用“机组零功率切机装置” ,实现了事故时能够快 速安全停机,取得良好应用效果的经验。

【关键词】输电线路故障 汽轮机组 机组功率突然缺失 零功率切机 安全停机

1 引言
随着特高压、大电网的发展及应用,我国在电力输送线路建设中大量采用了超高电压等级、紧 凑型线路、同杆架设、远距离输电、串联补偿以及中间开关站等多种新的方法和技术,极大地提高 了线路的输电容量,相对减少了输电线路的数量,节约了线路的投资。这些新技术的应用虽然为功 率的稳定输出,系统的经济运行提供了有效的保证,但由于电厂输电线路的相对减少,大大增加了 输电线路同时故障概率,很容易造成发电厂输出功率突然缺失。 时下大容量机组已成为我国火电建设发展的主流。当由于输电线路故障发生功率突然缺失事故 时,比以往小容量机组转速飞升的更快、电压迅速升高,汽轮机调节汽门、锅炉水位以及厂用电系 统将剧烈振荡,此时发变组保护装置不能反应此类事故,不能迅速动作,无法触发机炉电大联锁, 机组仍处于自动调节状态。大型火电机组具有蒸汽参数高、蒸发量大、转子惯性时间常数小,必将 破坏热力系统的水与蒸汽的工质平衡、严重威胁着汽轮发电机的安全运行,甚至可能导致锅炉局部 超温爆管和炉膛灭火、厂用电设备损害、汽轮机叶片和大轴损害等严重后果,造成不可挽回的损失。 所以,对于大容量火电机组的发电厂若输电线路相对薄弱的情况下必须另行采取对策,确保机 组能够在系统输电线路故障、 机组功率突然缺失的情况下快速安全停机是迫在眉睫需要解决的问题。

2 张家口电厂主接线分析
2.1 张家口电厂主接线方式 张家口发电厂隶属于大唐国际发电股份有限公司,在一、二期工程建设后,共安装了 8 台国产
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300MW 火力发电机组,为京津唐电网骨干火力发电厂。 张家口电厂分别设有 500kV 母线和 220kV 母线,#1 机组经升压变接入 220kV 母线,4 回 220kV 出线接入系统; 2#~7#机组经升压变接入 500kV 母线, 3 回 500kV 出线接入系统; 220kV 母线和 500kV 母线之间设置有一台联络变压器,具体主接线方式见图 1 和图 2。

图1

500kV 电气一次系统图

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图2

220kV 电气一次系统图

2.2 “电厂输出功率突然缺失事故”可能性分析 张家口电厂原有运行方式以 2 回 500kV 线路和 4 回 220kV 线路接入系统,电厂出线较多且在多 个输电通道上,因此发生整个电厂输出功率突然缺失事故概率极小,可不予考虑。 后因多方面原因,电厂系统接入方式调整为:4 回 220kV 线路全部与电网解列,1#机组经联络 变接入 500kV 母线,1#~8#机组全部通过 2 回 500kV 线路接入系统,且在靠近对侧变电站部分为同 杆并架线路,长度超过 10km。该种主接线方式容易因各种原因发生电厂输出功率突然缺失事故,需 引起重视。 具体原因分析主要有以下几方面:
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① 同杆并架双回线线间故障或异常; ② 同杆并架双回线杆塔故障; ③ 对侧张家口变电站母线故障或其他原因导致全站停电; ④ 系统解列保护停线未停机; ⑤ 500KV 断路器失灵保护动作; ⑥ 线路故障或异常导致双回线相继跳闸; ⑦ 控制保护等各种自动化装置误动作; ⑧ 其他原因造成的张家口发电厂与电网解列等。

3 输出功率突然缺失事故对张家口电厂的影响
张家口发电厂沙南一、二线由于某种原因相继跳闸后,整个电厂全部失电,8 台机组输出功率 突然缺失,输出的电功率从满载瞬间降至零,功率平衡瞬间破坏,汽轮机转速迅速飞升,热力系统 剧烈振荡摆动,厂用电系统频率急剧变化,对机组安全带来巨大威胁,极有可能发生设备损坏等重 大安全事故,造成灾难性损失。江苏某电厂曾发生输出功率突然缺失事故,因发变组保护不能动作, 机组剧烈振荡运行超过 1 分钟,最后造成汽轮机低压缸防爆门损坏,锅炉爆管泄漏重大事故,损失 惨重。 3.1 机组功率突然缺失对汽轮机的影响 张家口发电厂 8 台机组发生功率突然缺失事故时,汽轮机的转速迅速飞升,汽轮机超速保护必 然要对超速进行保护和控制。汽轮机转速上升时,OPC 保护 103%超速保护将会动作并快速动作关闭 高中压调节汽门,随后转速开始下降,当转速降到 2950r/min 时,调节汽门重新又开启,转速再次 上升。在此过程中,汽轮机由于处于 DEH 的自动调节下,极易出现转速反复的升高和降低,甚至超 速,这种转速的反复调节和过速必将对汽轮机轴系和尾级叶片带来安全隐患,严重时造成汽轮机设 备损坏的重大安全事故。 3.2 机组功率突然缺失对锅炉的影响 线路故障造成机组功率突失时,汽轮机调节气门迅速关闭,必将引起锅炉过热蒸汽压力快速升 高甚至失控,如果过热器、再热器安全阀动作,蒸汽大量排空流失,导致汽水系统平衡破坏,除氧 器和凝汽器液位都会出现剧烈波动。 锅炉汽包水位剧烈的波动,汽包压力的骤变诱发的虚假水位和蒸汽流量信号的剧烈变化会引起 三冲量水位调节的大幅波动,影响水冷壁安全和汽液分离器(汽包炉)的正常工作,即便运行人员 解除自动手动操作也会因虚假水位而在误判断,甚至出现锅炉满水或干锅现象,后果不堪设想。 另外,锅炉燃烧强度的突变,燃烧极不稳定,运行人员调整不当,油枪无法快速投入的情况下 很容易导致炉膛灭火,给煤系统也会受到较大的冲击,对给煤系统的安全运行带来影响。锅炉燃烧 强度突变还会引起炉膛负压的大幅波动,对一、二次风系统带来冲击。

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3.3 机组功率突然缺失对厂用电系统的影响 张家口电厂机组功率突然缺失时,汽轮机转速迅速飞升进而转化为反复振荡,引起各发电机机 端电压和频率的剧烈变化,高压厂用变所带厂用系统也随之振荡。厂用各电动机的机械均是按照额 定频率和电压设计制造的,对电能质量有着严格的要求。当频率和电压急剧变化使所有电动机无法 正常工作,极易引起各种故障,导致电动机烧毁损坏,机组不能正常安全停机,甚至出现断油、烧 瓦、大轴弯曲磨损等更严重后果。

4 机组零功率切机装置在张家口电厂的应用
针对机组满载情况下,线路出线断开机组功率突降为零时快速安全停机的需要,结合大唐集团 公司要求在线路故障时保护汽轮机的反措要求,张家口电厂经过反复调研,选用了南瑞继保公司的 RCS-985UP 型“机组零功率切机装置” 。该装置功能为:当发电机组输出功率突降为零时,机组功率 切机迅速动作保护出口全停,断开机组出口开关、切换厂用电并对发电机灭磁,同时动作于汽机紧 急跳闸保护“ETS”并启动机炉联锁跳闸,确保了机组的快速稳定停机,有效的保证了热力机械设备 和厂用电动机的安全[1]。 张家口发电厂采用是利用机组输出功率突降为零时的电气特性,采集发变组有关单元电气量来 构成逻辑判据。RCS-985UP 型机组零功率切机装置由启动判据、动作判据、闭锁判据三个部分组成, 不需要任何开关辅助接点,具有突出的优势特点: ①纯电气量判据,无需辅助接点,提高了动作的可靠性; ②采用功率、频率、电压、电流等电气量的相量和突变量构成综合判据,设计合理,判据完善; ③多重辅助判据,可靠防止 PT 或 CT 断线造成的装置的误动作行为。 张家口发电厂零功率切机装置逻辑图 3 所示。

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ΔU t1 > ΔU t1set

ΔU f 1 > ΔU f 1set
f > f set

Δf > Δf set
PG > Pset.1

PG < Pset .2
ΔI t1 > ΔI t1set

(I

fa

< I?set ) & (I fb < I?set )

(I (I

fb

< I?set ) & (I fc < I?set ) < I?set ) & (I fa < I?set )

fc

(U t1 > U1set ) & (U f 1 > U1set )

(U t 2 < U 2 set ) & (U f 2 < U 2 set )

图3

张家口发电厂机组零功率切机装置逻辑图

图中,ΔUt1表示主变高压侧正序电压突增量,ΔUf1表示发电机正序电压突增量,f表示发电机频 率,Δf表示发电机频率突增量,PG表示发电机有功功率,ΔIt1表示主变高压侧电流突降量,Ifa、Ifb 和Ifc为发电机电流,Ut1和Uf1分别为主变高压侧、发电机正序电压,Ut2和Uf2分别为主变高压侧、发电 机负序电压。

5 结束语
张家口电厂于 2010 年 9 月开始,利用各机组检修机会,对 1#~8#机组陆续增设了 RCS-985UP 型“机组零功率切机装置” ,至今已安全运行近 1 年,应用效果良好,能够可靠避免张家口发电厂由 于线路故障跳闸而引起的机组输出功率突然缺失,进而造成汽轮机设备、锅炉设备和电气设备的损 害安全事故,具有重要的社会效益和经济效益。

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参考文献:
[1] RCS-985UP 机组零功率切机装置技术使用说明书(2011). [2] 汽轮机调节原理. [3] 电力系统继电保护原理. [4] 张家口发电厂电气一次接线图.

作者简介:
江波(1971-) ,男,河北省,大学本科,工程师,先后从事电厂运行与继电保护工作

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汽轮机通流部分汽封改造
朱志坚 (江苏利港电力有限公司 江苏 江阴 214444)

【摘

要】针对国产引进型 300MW 汽轮机经济性能未达设计要求,高压缸效率低的问题,提出了对通流部分

汽封进行改进和更换新型调节级喷嘴的建议。经改造后测定,调节级效率大幅提高,高中压缸效率明显改善,机组 的热耗率显著降低。

【关键词】汽轮机 汽封 热耗 效率

1 问题的提出
N300-16.7/538/538 型汽轮机是上海汽轮机有限公司引进美国西屋公司技术制造的亚临界、中 间再热式、高中压合缸、双缸双排汽单轴凝汽式汽轮机,机组整个通流部分共 35 级叶片,其中高压 缸由 10 级反动级加 1 级调节级,中压 9 级,低压共 14 级。调节级动叶片为铆接围带结构,动叶片 除低压缸末 3 级为扭转叶片,其余均为等截面叶片。高、中、低压缸隔板静叶均为扭叶片。 该机组投产后,主要存在的问题是各项经济指标未能达到预期的设计性能,汽轮机出力存在不 足。引进型 300MW 汽轮机采用现代化的设计、加工技术,高压缸效率却常常达不到 80%。近年来, 制造厂对这类型汽轮机进行了通流部分叶栅的改型设计,设法提高汽缸效率,如 F156、H156 型等。 再加上对结构采用一些完善措施。试验表明,投运后的汽轮机高压缸 效率在 6 阀全开时也只能达到 79%~81%。 参阅西安热工院对投运机组多次的试验研究资料显示, 高压缸效率低的问题,主要原因在于通流叶栅,而在很大程度上受汽轮机结构的影响。 为了准确掌握机组运行状况,机组大修前进行了性能试验,结果如表 1 所示。针对试验结果和 机组的实际情况提出以下分析意见。 1.因考虑外部泄漏无法测量,故 5 阀非隔离工况(5vniso)进行了外部隔离,如关闭连排门、 定排门、除氧器排氧门等。而 5 阀隔离工况(5vwo)不仅对外部泄漏进行隔绝,同时对内部泄漏进 行隔离,如关闭疏水手动门等。从结果看,两工况的结果相差不大,说明内部泄漏隔离后,阀门仍 在泄漏。 2.汽轮机内效率。 1)6 阀全开工况(6vwo) ,高压缸效率为 80.66%,中压缸名义效率为 87.77%; 2)300MW 工况(300MW) ,高压缸效率为 79.82%,中压缸名义效率为 87.69%; 3)5 阀全开 1 工况(5vwo1) ,高压缸效率为 79.47%,中压缸名义效率为 86.43%; 4)5 阀全开 2 工况(5vwo2) ,高压缸效率为 79.71%,中压缸名义效率为 87.47%;

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5)5 阀中压缸实际效率为 85.66% 相对比较,该汽轮机高中压缸效率在 5 阀全开工况(5vwo)时分别为 79.59%和 86.95%,6 阀全 开工况(6vwo)时分别为 80.57%和 87.77%,高压缸效率处于较好的水平,而中压缸效率较差。另外, 调节级效率太低,实际为 45%左右(5vwo) ,与设计值(额定工况 71.64%)相比低 26 个百分点,是 影响性能的主要原因之一。 3.高中压平衡活塞漏汽 汽轮机中压平衡活塞汽封漏汽率偏高。实测漏汽率为 6.72%,设计值为 1.4%,流量 10.4t/h, 超过设计值 5.32%。5 阀全开 1 工况(5vwo1)时再热蒸汽流量为 800.72t/h,漏汽量达 53.8t/h,比 设计值增大 43.4t/h。 表1
工 况 设计额定 负荷 300.029 5 4.9 300MW 301.639 5.193 12.396

汽轮机组大修前性能试验主要计算结果
6vwo 304.951 6 12.736 5vwo1 282.737 5 11.159 5vwo2 280.227 5 11.067 5vniso 280.375 5 11.152 300MW2 301.0868 5.193 11.546 6vwo2 301.166 6 11.869

负荷 MW 阀位 凝汽器压力 kpa 主蒸汽压力 MPa 主蒸汽温度℃ 高压缸排汽压 力 MPa 高压缸排汽 温度℃ 中压缸进汽压 力 MPa 中压缸进汽 温度℃ 高压缸效率% 调节级效率 % 中压缸效率 (名义)% 再热压损% 最终给水温度 ℃ 计算主汽流量 t/h
*

16.67 538 3.57

16.465 535.6 3.852

16.26 535.5 3.899

16.833 527.8 3.491

16.598 533.8 3.45

16.627 534.7 3.451

16.594 534.5 3.819

16.131 531.1 3.837

317.6

336.7

338.3

316.9

322

323.3

334.4

334.1

3.21

3.633

3.676

3.323

3.279

3.282

3.601

3.619

538 86.32 71.64 92.24 10.08 273.8

536 79.82 40.17 87.69 5.7 265.1

536.9 80.66 38.68 87.77 5.71 265.9

516.5 79.47 44.10 86.43 4.81 279.9

521.2 79.71 45.13 87.47 4.95 279.2

522.4 79.29 43.55 87.22 4.91 279.5

531.7 79.47 39.55 87.89 5.7 267

528 80.47 37.73 87.76 5.7 267.2

907.03

1051.57

1058.85

1040.80

1022.26

1021.42

1050.86

1057.19

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设计额定 负荷 1917.00 300.11 907.03

300MW

6vwo

5vwo1

5vwo2

5vniso

300MW2

6vwo2

试验热耗率 kj/kwh 修正后功率 MW 修正后主蒸汽 流量 t/h 修正后汽耗率 kg/kwh 修正后热耗率 kj/kwh

9182.19 318.81 1065.11

9138.09 326.41 1086.79

9237.82 294.07 1021.59

9231.45 294.53 1024.75

9210.79 294.07 1022.89

9114.93 315.41 1054.49

9125.82 325.74 1089.71

3.02

3.34

3.33

3.47

3.48

3.48

3.34

3.35

7918.50

8707.55

8646.91

8776.7

8789.66

8771.33

8678.78

8644.78

*含主汽门、调速汽门节流损失

vwo 为阀门全开工况,vniso 为阀门全开非隔离工况

2 汽封改造
2.1 布莱登汽封与蜂窝汽封及侧齿汽封的比较 布莱登汽封的技术特点是改进了传统汽封块背部采用板弹簧的退让结构,由螺旋弹簧安装在两 相邻汽封块垂直断面代替。在自由和空负荷工况下,汽封块在螺旋弹簧的弹力作用下,汽封块张开, 可退让径向间隙 1.5mm 左右。随负荷增加,汽封块在背弧承受蒸汽压力的作用下,克服弹簧弹力, 各级逐渐关闭,一般设计在 20%负荷前,各级汽封完全闭合,设计闭合后的径向间隙为 0.25~ 0.50mm,达到最小径向间隙。若各级汽封都能按设计正常闭合,其间隙值将小于现传统结构通流汽 封 0.75mm 的间隙值,从而减少了汽封漏汽量;若不能正常闭合,其间隙值为退让间隙 1.5mm 加闭合 间隙 0.25~0.50mm,径向间隙总量为 1.75~2.00mm,将大于传统汽封 0.75mm 的间隙值。布莱登汽 封齿的结构,仍采用传统汽封的直齿结构。密封效果主要是径向间隙缩小而体现。 另外,由于布莱登汽封的结构特点,在启动过程中,可避免因汽封齿与轴动静碰摩而产生的振 动。安装条件是汽封块前后必须有较大压差,所以低压部分不能使用。 蜂窝汽封的结构特点是,将传统汽封低齿车削,由蜂窝状汽封取代。蜂窝是由内孔表面为蜂窝 形状的六边形小孔组成。板厚 0.05mm,芯格尺寸 0.8mm~6 mm,深度 1.6 mm~6 mm。蜂窝带网格大 小及高度的选取是有科学依据的。在不同的改造环境下,不同的压力,不同的轴径,不同的转速, 气体的品质优劣,其所选用的蜂窝带的规格是不相同的。蜂窝汽封退让仍采用传统汽封的背部板弹 簧结构,所以安装间隙一般取传统汽封径向间隙设计值的上限。与现传统高、低齿结构汽封相比, 由于该汽封具有高效阻透气效应及良好的气旋效应,从而密封效果大大提高,汽封由于仍采用原传 统汽封退让结构,在启动过程中可能会产生碰磨,但由于蜂窝带采用的是一种镍基高温合金,其室 温抗拉强度δb=755MPa,延伸率 45%,室温平均硬度 HB130,固溶温度 1177℃。这样,一旦轴与蜂 窝接触,蜂窝带快速磨掉,而不会伤害轴。 侧齿汽封是在原高低齿汽封的基础上增加了侧齿,使汽封的齿数进一步增加,对漏汽的节流作
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用进一步增强,有利于更好地减少汽封的漏汽量。 对于三种汽封,其一、在于设备价格,由于蜂窝汽封是第一台机组改进,考虑加工工期的因素, 均采用新加工的汽封环,与布莱登汽封价格相当。但是第二台机组可采用第一台更换的旧汽封进行 改进,两台机组的平均价格低于布莱登汽封(布莱登汽封每台机组改进时均需更换新的汽封环),而 且更换下的旧汽封还能作为备件使用,从而综合比较之下蜂窝汽封价格优势更明显。其二、布莱登 汽封只能用于汽轮机通流高压差部分,而蜂窝汽封不受压差限制。权衡各种利弊,采用蜂窝汽封。 其部位为:高、中、低压缸通流及轴封,两台小汽轮机通流及轴封。蜂窝、布莱登、侧齿汽封最终 实施方案见下表。

名称 隔板汽封 叶顶汽封 高压排汽平衡盘 高压进汽平衡盘 中压进汽平衡盘 轴封 合计

高压缸 — 11 3(布莱登) 5(布莱登) — 4(1 道布莱登, 3 道侧齿) 23

中压缸 8 9 — — 2(布莱登) 4(1 道布莱登, 3 道侧齿) 23

低压缸 14 10 — — — 8(侧齿) 32

小汽轮机×2 6 — — — — 30(侧齿) 36

注:未标明汽封形式的部位均为蜂窝汽封

2.2 调节级汽封改造 调节级整级差压大,其级功率占高压缸总功率的 20.8%左右。额定工况下调节级设计效率为 71.64%(含汽门节流损失),实际机组运行通常只能达到 50%左右(含汽门节流损失),影响功率 5.3MW 左右。其原因一方面是调门节流大,另一方面调节级动叶叶顶及叶根汽封径向间隙设计偏大 和汽封结构不合理,设计间隙为 2.5mm,按调节级叶顶直径计算, .相当于 l 根 DNllO 的管道漏汽面 积,且采用单齿镶嵌式结构,阻汽效果差。因调节级效率低影响高压缸效率 2%左右。 改造方案为,调节级叶顶由原一道汽封改为四道汽封,叶根汽封仍为两道,汽封的镶嵌结构不 变,同时减小汽封间隙,新汽封结构见下图。该方案需要更换调节级喷嘴,重新镶嵌并调整径向间 隙至 1.5±0.05mm。

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喷嘴

高中压转子

调节级汽封改进参数如下表。
汽封位置 汽封形式 齿数/原齿数 原间隙 mm 新间隙 mm 叶顶 镶嵌式 4/1 2.5±0.05 1.5±0.05 叶根 镶嵌式 2/2 2.0±0.05 1.5±0.05

2.3 高压内缸夹层安装汽封 采用持环加固定式,阻汽片方案。在高压缸静叶持环下半挡汽环镶嵌一个阻汽片(L 5mm 厚合金 钢板),阻汽片与外缸间隙调整为 2~3mm(原挡汽环间隙为 20mm)。

3 改造后基本效果
大修后进行了性能试验,目的是鉴定机组在不同的工况下,提高出力后,汽轮发电机组和各辅 机设备及系统运行的安全性及性能,并兼顾进行了汽轮机组的热力性能试验,比较机组提高出力之 后和完善改进后的效果及各项经济指标。试验工况为: 1) 5 阀全开预备性试验, ·机组功率 300.95MW; 2) 5 阀全开正式试验,机组功率 305.17MW; 3) 额定背压出力能力试验,机组功率 330.19MW 4) 夏季背压出力能力试验,机组功率 319.88MW 5) 夏季背压额定功率试验,机组功率 302.32MW; 6) 五阀全开,中压缸平衡活塞漏汽率试验 7) 正常运行方式,连续 72 小时机组功率 325MW 试验 (1)改进前、后比较
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以五阀工况为基准,相对比较改进前、后的性能变化,对比是在相同的初、终参数条件下,均 以改进前、后,各两次五阀工况的平均值对比,其结果见表 2 表2 机组汽封改进前后五阀工况对照表
额定负荷 (设计值) ─ 300.03 86.33 71.48 92.24 ─ 1.4 7921 改进前后相对变 化(%) ─ +4.28 +6.67 +63.00 +6.10 +6.82 -62.8 -6.40

项目 阀位 修正后电功率 高压缸效率 调节级效率 中压缸效率(名义) 中压缸效率(实际) 中压平衡活塞漏汽率 修正后热耗率

单位 ─ MW % % % % % KJ/KWh

改进前 5VWO 294.30 79.58 44.34 86.95 85.66 6.72 8783.18

改进后 5VWO 306.95 84.90 72.29 92.35 91.50 2.5 8221

(2)不同工况下的机组热力性能 表 3 汇总了不同工况下, 设计与试验结果。 机组 330MW 工况热耗率较 300MW 工况低 39kJ/(kWh), 折合煤耗约 1.4g/kWh;模拟夏季工况 320MW 工况热耗率较 300MW 工况低 14kJ/(kWh),折合煤耗约 0.6g/kWh,高负荷工况均优于 300MW 工况。

4 结论
试验表明,汽轮机通流部分汽封改造以后,其性能有显著提高,特别是调节级效率提高的幅度 比较大,是高压缸效率提高的主要原因。改进后的性能尽管有显著提高,但与设计值相比仍有一定 差距,进一步优化仍有潜力。 表3 机组设计值及试验结果汇总表
试验值 6VWO+5% 名 称 单位 额定 负荷 6VWO 6VWO+5% 夏季 3%补水 超压 夏季 3% 补水 发电机 功率 主蒸汽 压力 MW 300.029 319.05 333.26 302.35 316.54 5VWO 300M 工 况1 5VWO 300MW 工 况2 6VWO 6VWO 夏季工 况

设计值

6VWO 夏季工况

300.95

305.17

330.19

319.88

302.3

MPa

16.7

16.7

17.5

16.7

17.5

16.64

16.61

16.918

17.164

16.098

50

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设计值 6VWO+5% 名 称 单位 额定 负荷 6VWO 6VWO+5% 夏季 3%补水 超压 夏季 3% 补水 主蒸汽 温度 调节级 压力 调节级 温度 高压排汽 压力 高压排汽 温度 再热汽 压力 再热汽 温度 中压排汽 压力 中压排汽 温度 凝汽器 压力 主蒸汽 流量 调节级 效率* 高压缸 效率% 中压缸 效率 再热 压损% 试验汽 耗率 试验热 耗率 ℃ 538 538 538 538 538 5VWO 300M 工 况1 5VWO 300MW 工 况2

试验值 6VWO 6VWO 夏季工 况

6VWO 夏季工况

544.93

545.9

542.67

541.04

545.17

MPa

11.6

13.1

12.29

12.26

13.44

13.64

12.74



484.9

494.2

499.76

500.86

506.29

504.45

508.11

MPa

3.57

3.82

3.99

3.79

3.96

3.647

3.66

3.958

3.967

3.794



317.6

324

322.9

323.1

322

328.25

330.25

332.13

327.84

336.62

MPa

3.21

3.43

3.59

3.41

3.56

3.37

3.377

3.658

3.665

3.504



538

538

538

538

538

535.32

536.46

539.66

532.43

534.74

MPa

0.79

0.843

0.878

0.825

0.858

0.822

0.826

0.896

0.894

0.855



335.1

334.6

334

333

332.2

331.91

333.94

336.64

329.67

332.06

kpa

4.9

4.9

4.9

11.8

11.8

7.05

5.18

4.96

10.36

10.26

t/h

907.03

975.85

1024.96 795.91

1024.99

963.8

956.9

1049.2

1068.3

1000

%

71.64

73.77

72.67

71.9

78.93

80.63

79.8

%

86.32

87.19

87.26

87.16

87.26

85.1

84.7

86.3

87

0.857

%

92.24

92.26

92.18

92.12

92.21

92.5

92.2

92.1

92.3

0.922

% Kg/kw h Kj/kw h

10

10

10

10

10

7.6

7.7

7.6

7.6

7.6

3.023

3.059

3.076

3.228

3.238

3.202

3.136

3.177

3.34

3.308

8329

8187

8149

8511

8531

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设计值 6VWO+5% 名 称 单位 额定 负荷 6VWO 6VWO+5% 夏季 3%补水 超压 夏季 3% 补水 修正后热 耗率 *试验发电 煤耗率 *发电煤 耗率 Kj/kw h g/kwh 7921 7907 7889 8346 8308 5VWO 300M 工 况1 5VWO 300MW 工 况2

试验值 6VWO 6VWO 夏季工 况

6VWO 夏季工况

8235

8207

8182

8207**

8642**

312.4

307.1

305.7

319.2

320

g/kwh

297.1

296.6

295.9

313.1

311.6

308.9

307.8

306.9

323.6

324.2

注:*按锅炉效率 92%、管道效率 99%计算;**背压修正到 11.8kpa

参考文献:
[1] 胡尊立.关于汽轮机出力概念的探讨[J].中国电力,1997,30(2):58-60. [2] 王兴平,张行政.上汽优化引进型 300MW 汽轮机热力性能分析及评价[J].动力工程,1998,18(3):9-16. [3] 高登攀等.靖远第二发电有限公司 5、 6 号机组出力能力试验报告 [R] .西安:西安热工研究院有限公司,2004. [4] 朱小令等.国产引进型 300MW 机组运行情况及存在问题的调查报告[R].西安:国家电力热工研究院,1998.

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汽轮机各类汽封特性探讨
张 建 马 山东 力 肥城 271621) (国电山东石横发电厂

【摘

要】汽封的性能对汽轮机的经济性和可靠性有着重要的影响,为降低漏汽损失,提高汽轮机的安全性

和经济学,采用先进汽封技术对原有的传统汽封进行改造是十分必要的。本文对多种汽封的工作原理、结构特性和 实际应用进行分析比较,并阐述了汽封改造和应用中应注意的问题,为汽轮机改造采用汽封提供了依据。

【关键词】汽轮机 汽封 经济性 可靠性

引言
目前我国汽轮机发电机组运行效率普遍偏低,不仅影响企业的经济效益,同时造成巨大的资源 浪费。随着国家对节约能源的重视,对机组进行完善改造,提高汽轮机组安全、经济性、挖掘增效 成为各发电企业的一项重要的节能降耗举措。而提高汽轮机效率是提高发电企业整体经济性能水平 的重要途径之一。影响汽轮机效率的因素很多,例如喷嘴损失、动叶损失、余速损失、摩擦损失及 汽轮机漏汽损失等。其中汽轮机的漏汽损失是导致汽轮机效率降低的重要原因之一,其损失占级总 损失的 29% 。因此在汽轮机本体大修过程中,往往采取更换汽封和调整气封间隙的方法,来减小漏 汽损失提高机组效率。 随着金属材料和加工工艺的不断发展,新建机组均向超临界、超超临界发展,汽轮机组的参数 越高,级间蒸汽密度越大,相同密封间隙下漏汽损失越大。为防止汽轮机动静碰磨,间隙又不能过 小,而蒸汽漏汽过大引起的气流扰动不仅影响下一级流道蒸汽流动使级效率降低,还会是转子产生 低频振动。因此合理的汽封设计即可以减少漏汽损失,又可以避免机组运行过程中发生转子低频振 动,提高轴系稳定性。完善改进传统汽封(轴封)的结构是弥补汽轮机结构设计不足,提高汽轮机 性能的重要措施之一。
[1]

1 汽封的原理
图 a 是常见的传统汽封示意图,蒸汽从高压侧流向低压侧,当蒸汽通过环形孔口时,由于通流 面积变小,蒸汽的流速增大,压力降低。当蒸汽进入环形汽室时,通流面积突然变大,流速降低, 气流转向产生涡流,蒸汽流速近似降到零;当压力 P 不变,蒸汽原来具有的动能转化为热能使焓值 不变,蒸汽依次流过各轴封时不断膨胀,蒸汽密度不断变小,比容逐渐增大。全部孔口两侧压力差 之和等于整段汽封所维持的总压差。

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图 b 为传统汽封流动过程图。根据连续公式,任何一个孔口的汽流速度必然比上游孔口的汽流 速度大, 比下游孔口小。 又根据喷嘴流动的基本原理, 孔口两侧的绝热降和相应的初压和背压 (PX-1/PX ) 之比也必定愈到下游愈增加,即(P0/P1)<(P1/P2)<(P2/P3)<--------。由于环形孔口都没有斜切 部分的收缩喷嘴,所以最后一个孔口的汽流速度在任何情况下也不会大于临界速度,其漏汽流量相 应的不会大于临界流量,任何其他孔口的汽流速度都永远小于当地音速 。图 b 中的曲线 BDF―称为 等流量曲线,或称芬诺曲线,每个漏汽量相对应有 1 条芬诺曲线。 若汽封初压和背压不变,间隙 δ 也不变,但孔口的数目减少,则每个孔口都处于较大的压差之 下,最后的一个孔口汽流可能达到最大的临界流量,从而使漏汽量增加。 若孔口的数目和背压不变,在某一个初压 P0 下,最后一个孔口汽流速度达到背压 PZ 下的音速, 这时对应一个临界流量和芬诺线;若提高初压到 P01 ,则漏汽量就增加到另一个更大的临界值。此 时虽然汽封背压不变,但最后一个孔口的出口截面的压力已升高到 PZ1 。 若汽封各孔口的汽流动能未能在各汽封环室中全部转化为热能,而是保留一部分带到各自下游 的一个孔口,当总压力差和孔口数目及间隙都不变时,这段汽封的实际漏汽量必将有所增加,有些

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蒸汽透平采用光轴汽封的漏汽情况就是这样的。

2 汽封的作用
1)、汽轮机有静子和转子两大部分。在工作时转子高速旋转,静子固定,因此转子和静子之间 必须保持一定的间隙,不使相互摩擦。蒸汽流过汽轮机各级工作时,压力、温度逐级下降,在隔板 两侧存在着压差。当动叶片有反动度时,动叶片前后也存在着压差。蒸汽除了绝大部分从导叶、动 叶的通道中流过做功外,一小部分会从各种间隙中流过而不做功,成为一种损失,降低了机组的效 率。 2) 、转子还必须穿出汽缸,支撑在轴承上,此处也必然要留有间隙。对于高压汽缸两端和中压 汽缸的前端,汽缸内的蒸汽压力大于外界大气压力,此处将有蒸汽漏出来,降低了机组效率,并造 成部分凝结水损失。在中压缸的排气端和低压缸的两端因汽缸内的蒸汽压力低于外界的大气压力, 在主轴穿出汽缸的间隙中,将会有空气漏入汽缸中。由于空气在凝汽器中不能凝结,从而降低了真 空度,减小了蒸汽做功能力。 3) 、为了减小上述各处间隙中的漏气,又要保证汽轮机正常安全运行,特设置了各种汽封。

3 各种型式汽封的结构及特点
3.1 传统曲径汽封(梳齿汽封) 传统曲径汽封按其齿形可分为平齿、高低齿和枞树形等多种形式,按汽封齿的加工方法又可分 为整车式、镶嵌式和薄片式等。 迷宫式汽封的密封原理是通过多次截流膨胀产生的阻尼效果,减少蒸汽沿轴向泄漏。轴端汽封、 级间汽封(隔板)和叶顶汽封等各部位的密封大多数为梳齿密封。梳齿汽封一般每圈 6~8 块,每个 汽封块背部安装弹簧片,弹簧片将汽封块压向汽轮机转子,使汽封齿与转子径向间隙保持最小值。 传统曲径汽封的特点: 1) 、这种密封梳齿的径向间隙和轴向齿间距较大,齿间环形腔室的环向流动大大减少了涡流降 速的效果。 2) 、汽轮机在启停机及过临界转速时,转子振幅较大,梳齿易磨损,导致蒸汽泄漏严重。 3) 、梳齿密封还是导致汽轮机蒸汽激振的重要原因之一,运行中汽缸跑偏、受热变形、碰磨, 导致隔板汽封、叶顶汽封和轴封不同程度磨损,出现沿圆周方向径向间隙分布不均,引起蒸汽作用 力沿周向分布不均衡,因此产生蒸汽激振。 4) 、汽封齿与轴发生碰磨时,瞬间产生大量热量,造成轴局部过热,甚至导致大轴弯曲,因此 部分电厂为保证机组安全,检修时汽封径向间隙调整较大,牺牲汽轮机经济性代价来保证机组安全 性。 3.2 蜂窝汽封 蜂窝汽封于 80 年代初,英、美开始用于军事领域,解决轴的高频振动问题。90 年代初,美国
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西屋公司成功将蜂窝技术用于汽轮机的低压缸叶顶 密封,目的是除湿,提高叶片寿命。90 年代中期蜂 窝密封技术在国内航天航空领域应用, 逐步在汽轮机 上应用, 多用在汽轮机轴端和低压缸。 其结构是在原 梳齿汽封的基础上去掉原有汽封的低齿, 加深迷宫腔 并在两高齿间钎焊上与低齿相同高度的蜂窝带。 蜂窝 汽封是由内孔表面为蜂窝形状的六边形小蜂窝孔组 成。板厚 0.05-0.1mm,芯格尺寸 0.8mm~6 mm,深 度 1.6 mm~6 mm。蜂窝带网格大小及高度的选取是 根据在不同的改造环境、压力,轴径、转速及气体 的品质,所选用的蜂窝带的规格是不相同的。其密 封机理是这种蜂窝状结构能产生很强的涡流和屏 障,从而形成很大的阻尼而达到阻止工质泄漏的密 封效果。比梳齿密封具有更好的转子动力学特性。 蜂窝汽封特点: 1) 、蜂窝带由合金制成,耐高温,质地较软,与转 子碰磨时,对转子伤害较轻。 2) 、 蜂窝带钎焊在曲径汽封相邻高齿中间部位,尺寸较宽,轴上凸台始终对着蜂窝带,能保持良好 的密封间隙。 3) 、蜂窝式汽封的安装间隙可取原标准间隙的下限,密封间隙较小,此外蜂窝结构相对于曲径汽 封的环形腔室可大大降低泄漏蒸汽的流速,使涡流阻尼作用增强,进入蜂窝孔的蒸汽充满蜂窝孔后反 流出,对迎面泄漏来的蒸汽产生阻滞作用,因此密封效果较好。 试验表明,在相同汽封间隙和压差的条 件下,蜂窝式汽封比曲径汽封平均减小泄漏损失约 30 %~50 %。 4) 、在低压缸处应用,具有一定的除湿排水效果,每个蜂窝带都可收集水,并通过背部的环形槽 疏水,提高湿蒸汽区叶片通道上的去湿能力,减少末几级动叶的水蚀。 5) 、 蒸汽充满蜂窝孔后反流出,在轴的汽封套表面形成一层汽垫,增强了轴的振动阻尼,削弱轴的 振动,阻碍了汽流激振的形成。 6) 、由于结构所限,安装时不便测量间隙。蜂窝带制造和安装工艺要求高。 3.3 接触式汽封 接触式汽封又称王长春汽封,是在梳齿汽封的中间镶嵌一种浮环结构,这种浮环结构组环后内 径略小于轴径,后边用弹簧支撑,使其有给进量,机组在安装及运行时,浮环结构和轴面轻微接触, 起到密封作用。一般应用与汽轮机轴端汽封。 接触式汽封特点: 1) 、与转轴接触部分的接触齿材料,是一种自行开发研制的非金属多元复合材料,此种材料具 有耐磨、耐油、耐高温、耐老化、耐化学腐蚀等特性,并且具有自润滑功能。它能直接和转轴接触,
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可与线速度为 160m/s 的轴直接接触,与转轴之间无间隙,同时由于精密的限位装置的作用,对转轴 的压力受力学链的控制,因此不会引起转轴发热,磨轴现象,也不会引起轴系振动,能保持和轴始 终接触而稳定运行,确保密封效果。 2) 、在压力区段密封齿可将密封齿与转子轴的径向间隙根据不同的位置,调整至常规汽封齿无 法达到的 0-0.15mm,可有效的防止高品质蒸汽的泄漏及汽轮机外侧的空气向汽轮机内泄漏,保证汽 轮机真空系统有良好的真空,即保证了汽轮机的效率。 3) 、采用接触式汽封与蜂窝汽封的配合使用,让汽流在流过时大量受阻,使得汽流强行挤入蜂 窝巢穴内,使蜂窝最大效力的发挥了作用—减压、形成汽墙。 3.4 自调整汽封 自调整汽封也称布莱登汽封,其结构形式是将螺旋弹簧安装在两个相邻汽封块的垂直断面,并 在汽封块上加工出蒸汽槽,以便在汽封块背部通入蒸汽,汽封齿仍采用传统的梳齿式。技术关键及 难点:准确计算作用于汽封环上的蒸汽压力,特别是泄漏蒸汽作用于汽封内环面的压力;如何保持 弹簧在高温状态下的长期稳定工作。可调汽封的使用条件是:汽封块背面必须有较大的蒸汽压力, 因此仅适用于高、中压缸压差较大的隔板汽封和轴封。 从安全性和经济性两方面考虑,建议用于合 缸结构汽轮机的高、中压过桥汽封和分缸结构汽轮机的高压进汽部位的内侧几圈汽封。 自调整汽封的特点: 1) 、自由状态和低负荷工况时,汽封块在弹簧作用下张开,使径向间隙大于传统汽封的间隙。 随着负荷增加,汽封块背部承受的蒸汽压力逐渐增大并克服弹簧张力,使汽封块合拢,径向间隙减 小。在启停机及过临界转速过程中,各汽封块间的张开状态有效避免汽封与转子的动静碰磨,正常 运行时各汽封块的闭合状态可使汽封在机组运行过程中始终与转子保持最小工作间隙(一般可调整 汽封径向间隙 0.25~0.35mm) ,机组的安全性好,热效率高。 2) 、制造和安装工艺要求高,特别是弹簧的材质及其加工质量。汽封块上的弹簧孔加工时一定 要保证其直径、垂直度及光洁度符合设计要求,否则会造成弹簧卡涩现象;弹簧使用时间不宜超过 10 年;必须严格控制可调汽封的安装、调整和检修工艺,因每圈汽封弹簧的工作压力不同,安装和 检修时需特别注意弹簧与汽封圈的对应关系。 3) 、机组运行初期,由于汽封处于全开状态,此时间隙最大,漏汽量也最大,转子被快速加热, 极易出现胀差超差,导致起机困难。 4) 、由于通流部分积垢,汽封块易被卡死,不能进行应有的张开或闭合,导致密封失效或动静 碰摩,因此自调整汽封对汽水品质要求较高。 3.5 刷式汽封 刷式汽封主要结构是将鬃毛组件(不锈钢丝及前、后板或夹子)与汽封本体按特定方式组合, 形成刷式汽封结构。鬃毛与转子表面轻微接触,其弹性可追踪转子的径向偏移,从而达到密封作用。 理论上利用刷丝间空隙的不均匀结构产生的横向流破坏同向流,因此产生自密封效应。刷式汽封在 20 世纪 80 年代首先被应用于发动机的密封上,目前主要应用于航空发动机、燃气轮机、汽轮机的 轴封上,其本身是接触式零间隙汽封。
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刷式汽封的特点: 1) 、优点是能适应转子的瞬间径向运动而不永久性的扩大泄露面积,密封效果很好。 2) 、缺点是刷丝在高温蒸汽环境下的耐腐蚀能力,抗倒伏能力、在不损伤轴的情况下的耐磨能 力,及在较大压差下的颤振、刷丝钢化脱落和滞后效应都有待解决。同时轴系接触部位的轴面需要 高强度粒子喷涂,来保护轴不被磨损,施工难度大,造价高。刷毛、前后板及汽封本体为三体组合 结构,易产生松脱及变形,对机组安全运行造成很大隐患。 3.6 柔齿汽封 柔齿汽封其汽封齿的构造是将多层金属布镶嵌于 U 型钢板夹套中,U 型钢板夹套的进汽侧的高 度低于 U 型钢板夹套的另一侧的高度,柔性汽封齿的高度高于 U 型钢板夹套的高边的高度,进而改变 传统汽封齿的刚性结构,使汽封齿具有一定的弹性。柔齿汽封的每个柔齿是由多层组成,在汽流经过 时,使通过的工作介质产生节流阻尼和热力学效应而起到密封作用,达到了增加齿数的目的,提高 了阻汽效果。缩小汽封齿与轴之间的径向间隙,径向间隙值可达到 0.2~0.4mm。由于柔齿汽封的汽 封齿具有弹性,当机组在启、停过程中,动静部分发生碰磨时,汽封齿向进汽侧产生倒伏( U 型钢 板夹套的进汽侧的高度低于 U 型钢板夹套的另一侧的高度) ,使汽封齿与转子之间产生弹性碰磨,对 汽封齿与转子都不会造成损伤。当碰磨结束后,汽封齿在其弹性及汽流的作用下,可恢复到安装状 态,使汽封间隙达到原设计安装尺寸。柔齿汽封多用于轴端,现安装机组启动时多发生振动现象, 造成开机困难,使用效果有待于观察。 3.7 间隙浮动齿式汽封 间隙浮动齿式汽封是在非金属接触式汽封上发展而来,浮动齿采用铁素体金属材料加工,即可 保证让一小部分汽流通过,不改变原机组的自密封的性能设计,又可在保证安全的前提下有效的减 小动静间隙,调整至原汽封齿无法达到的 0.15-0.25mm 间隙,由于其强度提高,可适用于隔板、围 带处的蒸汽密封。 该结构对安装要求高,如果在安装过程中调整不好,会造成机组启动困难、振动大。给进量在 轴高速旋转时,会被消耗掉,最终形成的间隙可接近于机组安装的标准间隙。此类型接触式汽封最 早应用在轴端密封,现逐步在汽轮机通流部分汽封使用,浮动齿采用铁素体材料,且多与蜂窝汽封 配合使用。

4 结论
汽封性能的优劣,对汽轮机的经济性和可靠性有重要影响,为降低漏汽损失,提高机组经济性 和安全性,将原有的传统曲径汽封改为星星汽封是十分必要的。在进行汽轮机汽封改造时,应根据 新型汽封的各个优缺点,结合汽轮机的结构特点, 综合考虑应用部位的热力参数 (蒸汽温度、 压力) 、 结构约束性条件(叶片围带、转子轮毂以及隔板结构、动静配合部位空间等) 、汽封改造成本及收益 等因素,选择合适的汽封类型,在确保汽封改造安全性的前提下,将进一步降低汽轮机的漏汽损失, 提高机组的效率。

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参考文献:
[1] 李敬、孟召军、盛伟, 《对汽封改革趋势的综合分析》东北电力技术,2004.25(12) ;37-39

作者简介:
张 马 建(1978-) ,男,工程硕士,工程师,从事电力生产技术管理工作。 力(1972-) ,男,高级技师,从事电力生产技术管理工作。

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汽动给水泵提效改造的应用
王忠成 (大唐国际张家口发电厂 陈大炜 河北 张家口 075133)

【摘

要】汽动给水泵一般在选型时都会考虑留有足够的余量,而在发电厂实际运行时,给水泵的实际最高

运行转速低于额定转速很多,一直是脱离汽泵设计的最佳工作参数下运行,处于低效率运行。另外给水泵汽轮机实 际最高进汽压力低于设计额定压力很大,在实际运行中就会要求给水泵汽轮机的调门相对要开大,而调门的开度是 有限度的,因此就会出现设计时虽然留有足够的余量,但在汽轮机通流改造后,所需给水流量增加,给水泵汽轮机 进汽压力又相对通流改造前降低,在机组满负荷时出现给水泵汽轮机调门开展的情况。针对我厂实际存在的问题, 采取重新设计给水泵导叶扩散区流道型线,对导叶和叶轮流道进行打磨进行提效改造,使给水泵在机组满负荷时处 于效率最高状态下运行,这样可以彻底解决我厂汽轮机通流改造后给水不足的局面;并且由于汽泵能够处于高效状 态下运行,又可以起到节能的作用。

【关键词】汽动给水泵 提效改造 应用

1 给水泵结构简介
我厂提效改造的给水泵为 50CHTC5/6 型, 泵结构为筒形双壳体卧式多级离心泵, 是引进西德 KSB 公司技术由沈阳水泵厂制造。泵筒体的支撑泵脚是位于泵轴心线高度上焊在筒体上,用双头螺栓与 台板固定,泵芯装在泵筒体内,泵盖与泵体的密封采用金属缠绕垫,吐出端轴封和平衡装置均安装 在泵盖上。泵芯是由吸入段、中段、叶轮及相应的导叶体以及泵轴等组成,所有泵芯的部件都是采 用金属面密封,转子叶轮采用快装方式,共 6 级叶轮。 轴向力的平衡由水力平衡装置和止推轴承共 同完成,平衡装置装在泵盖上,它包括平衡盘,平衡板和具有节流作用的节流衬套,该装置平衡轴 向力的 90%左右,剩余轴向力由轴端的止推轴承来承受。径向轴承是四油楔滑动轴承,轴向剖开的 轴承被固定在轴承体内。

2 给水泵的能量损失分析
50CHTC5/6 型给水泵额定转速为 5600r/min,额定流量为 600m /h,额定扬程为 2270m,给水泵 的设计最高效率都是在额定参数下运行时的效率,而我厂汽动给水泵实际运行参数都有较大的偏离 额定参数,因此汽泵一直是脱离设计的最佳工作参数下运行,处于低效率运行。要让汽泵尽量处于 高效率运行,必须先对汽泵运行时产生的能量损失进行分析,找出能够通过改造降低能量损失途径。 2.1 机械损失的分析 机械损失主要包括轴端密封和轴承的摩擦损失,叶轮前后盖板外表面与流体之间的圆盘摩擦损 失两部分。对于 50CHTC5/6 型给水泵的轴端密封为机械密封,机械密封所产生的功率损失为:机械
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密封装置自带促进机械密封水循环所需动力的螺旋泵耗功,机械密封动、静环间相对旋转运动水膜 摩擦的耗功。泵两端各装有一套四油楔支撑轴承,在非驱动端的轴端装有工作面和非工作面各 8 块 扇形推力瓦块的推力轴承,两种轴承所产生的功率损失为轴颈与轴瓦和推力盘与推力瓦的油膜摩擦 损失。由于机械密封和轴承等两种耗功损失很小,因此没有必要进行改造。 圆盘摩擦损失是因为叶轮在壳体内的流体中旋转,叶轮两侧的流体由于受离心力的作用,形成 回流运动,此时流体和旋转的叶轮发生摩擦而产生能量损失。圆盘摩擦损失与圆周速度的三次方成 正比,与叶轮外径的平方成正比,因为圆周速度与叶轮外径和转速成正比,所以圆盘摩擦损失与转 速的三次方、叶轮外径的五次方成正比。圆盘摩擦损失随转速和叶轮外径的增加而急剧增加。 50CHTC5/6 型给水泵转速比较高,叶轮外径设计的也比较小,若进行改造就相当于更换一台新泵, 因此没有改造的必要。 2.2 容积损失分析 给水泵由于转动部件与静止部件之间存在间隙,当叶轮转动时,在间隙两侧产生压差,因而使 部分由叶轮获得能量的流体从高压侧通过间隙向低压侧泄漏。 50CHTC5/6 型给水泵的容积损失主要为: (1)叶轮出口处的高压给水经中段壳体的密封环与叶轮入口的动静间隙,由于与叶轮入口存在 压力差而返回至叶轮入口,形成回流降低了泵的出口流量。这部分损失占容积损失的一大部分,但 是不可能避免的,我们只能在保证动静间隙安全的情况下尽可能减小叶轮入口与中段壳体密封环的 动静间隙。50CHTC5/6 型给水泵的密封环是圆环形,现在虽然已出现节流效果较好的密封环结构, 但是由于空间的限制和动静间隙调整不容易控制,目前是不能进行改造。 (2)给水泵平衡装置引起的泄露量返回至泵的入口处,这部分流体的能量消耗也是在克服间隙 的阻力损失上,并且由于形成回流减少了泵出口流量。这部分回流损失也是不可能避免的,只是尽 量在保证动静安全间隙的情况下减小平衡盘与平衡板和节流衬套的径向间隙。 (3)级间泄漏量,即导叶的隔板与轴套之间有间隙,给水通过导叶后动能转换为压力能,压力 就会比前一级轮毂附近处高,加之轮毂处流体在叶轮带动下旋转也会形成局部低压,于是下一级叶 轮进口处的流体就会通过级间的间隙返回前一级叶轮的背侧。这部分流体不经过叶轮来回在泵腔与 导叶间流动,虽然不影响泵的流量但要消耗能量。这部分损失也是尽量减小导叶隔板的密封环与轴 套的间隙。 (4)轴封泄露量损失。50CHTC5/6 型给水泵采用的机械密封,基本上已不存在泄漏损失。 2.3 流动损失分析 影响给水泵的效率最主要因素为流动损失,其中流动损失包括:摩擦阻力损失,旋涡阻力损失, 冲击损失,和导叶扩压损失等。 (1)摩擦阻力损失实际上是给水产生于流道的整个过程中,相当于工程流体力学中的沿程阻力 损失,其损失与流道的光洁度有关。减少这种损失只能是尽可能提高流道表面的光洁度。 (2)旋涡阻力损失,这种损失主要是给水流速的方向和大小的改变,形成了局部地区的旋涡,
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因而带来的能量损失。对于 50CHTC5/6 型给水泵来说,旋涡阻力损失主要发生在叶轮出口与导叶入 口区域,这种损失可以通过对叶轮出口处的改造来实现减少损失,是提高给水泵效率的主要途径。 (3)冲击损失,就是在非设计工况下,也就是流量变化后,相对速度的大小和方向与叶片的方 向不一致,就会产生叶片入口与出口处的冲击损失。但我厂的汽泵就是要通过改变转速来改变流量 适应系统的需求,因此这种损失也是不可能避免的。 (4)导叶扩压损失,就是给水从叶轮流出,经过导叶的螺旋线区收集,再经过导叶扩散区将给 水的大部分动能转换为压力能,通过环状空间的过度区和反导叶进入下一级叶轮的入口。只要有能 力转换就会有能量损失,扩散区的流线设计是否合理是决定能力损失大小的关键因素。我厂汽泵实 际运行时的参数是低于额定参数许多,而汽泵导叶扩散区流道设计的最高效率为额定参数附近,在 实际运行是处于较低效率运行。因此对汽泵导叶扩散区的改造是提高给水泵效率又一主要途径。

3 降低能量损失改造的实施
3.1 改善叶片出口流动的改造 此区域是高速液流从旋转流道冲入静止流道的过渡区,水力损失较大,是提高泵效率的关键部 位。对汽泵芯包共计六个叶轮的叶片非工作面出口边进行光滑过度打磨,通过打磨后, (1)减少叶 片出口边的厚度; (2)适当加宽了叶轮出口宽度,见图一。此区域是高速液流从旋转流道冲入静止 流道的过渡区,出口边变薄可以降低旋涡阻力损失。加宽了叶轮出口的宽度,会使给水的速度降低 压力能增加,这样可以减少速度能向压力能转换的损失。 3.2 导叶扩散区的流线改造 叶轮出口给水的绝度速度很大,需要将给水的速度能变为压力能,为了尽量减少能量转换过程 中的损失,控制最佳喉口面积和尽量减少扩散区流线的弯曲度是提高导叶运行效率的重要措施。通 过我厂汽泵在实际运行的参数,计算出导叶扩散区喉部前后最佳的流速比,再对导叶扩散区喉部面 积的重新核算,以及扩散区流线的重新修正,进行绘图制作样板,按照样板对导叶流道进行光滑的 打磨。 把绘制好的图纸粘贴到铝板上,修剪出导叶的流道形成打磨样板,见图二,把打磨样板贴合到 导叶体进行划线,参照画的流道线进打磨。根据样板制作检验样板,见图三,用检验样板对打磨好 的导叶流道进行逐一检验,对不合格的重新打磨,直至导叶的每个流道上下和检验样板完全重合为 止。

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图一

叶轮叶片非工作面出口打磨

图二 打磨样板

图三 检验样板

图四

检验合格后的六级导叶体

4 提效改造后的效果
4.1 改造前与改造后的参数采集 由于每台汽泵的叶轮和导叶的型线在加工中有误差,使每台泵的性能不同,要检验汽泵的提效 效果,必须用同一台汽泵芯包进行改造前和改造后比较。8 号机 2 号汽泵为我厂第一台进行的提效 改造,所使用的汽泵芯包为 2008 年 6 号机组替下的进行改造,但没有改造前的汽泵参数数据,不能 进行改造前后的效率对比。 在装的 8 号机 1 号汽泵芯包为 8 号机 2 号汽泵替下的芯包进行提效改造, 因此提效改造前的参数应提取 8 号机 2 号汽泵大修前的参数值,提效改造后的参数要提取 8 号机 1 号汽泵大修后的参数值。 表一的参数是从我厂 SiS 系统采集,数据采集的原则: (1)选择改造前和改造后同一转速的参数;

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(2)尽量选择汽泵运行转速比较高的日期;以便采集到稳定的参数; (3)改造前和改造后尽量选择同一季节的参数; (4)尽量选择同一天不同转速对应的参数; (5)选取汽泵运行转速比较稳定时的区域参数。 表一 改造前与改造后不同转速下的参数
改造后(8 号机 1 号汽泵) 出口 流量 3 (m /h) 485 490 488 493 485 466 480 469 469 465 458 457 462 474 454 460 466 462 438 450 424 423 436 420 435 423 399 373 汽泵 转速 (r/min) 出口 压力 (MPa) 18.91 5100 18.93 19.14 18.88 5050 19.20 18.92 18.57 5000 19.20 19.04 18.99 4950 18.70 19.19 19.00 4900 18.78 18.88 18.71 4850 18.44 18.66 18.28 4800 17.79 18.63 17.98 4750 18.28 18.48 17.62 4700 17.87 18.03 4650 17.35 入口 压力 (MPa) 1.31 1.31 1.33 1.32 1.31 1.31 1.28 1.28 1.27 1.27 1.30 1.27 1.26 1.25 1.26 1.25 1.26 1.26 1.28 1.25 1.25 1.24 1.26 1.23 1.25 1.22 1.23 1.25 出口 流量 (m3/h) 551 550 538 531 508 529 526 501 485 492 496 482 450 490 467 462 474 468 459 470 416 425 436 411 433 426 423 430

改造前(8 号机 2 号汽泵) 汽泵 转速 (r/min) 出口 压力 (MPa) 19.13 5100 19.06 19.10 18.72 5050 18.82 19.10 18.56 5000 19.09 18.94 18.70 4950 18.80 19.18 18.37 4900 18.07 18.48 18.10 4850 17.90 17.90 18.02 4800 17.65 18.40 17.71 4750 17.55 17.41 17.34 4700 17.03 17.25 4650 17.61 入口 压力 (MPa) 1.32 1.31 1.32 1.31 1.31 1.32 1.29 1.28 1.30 1.31 1.30 1.32 1.30 1.28 1.27 1.26 1.26 1.27 1.29 1.27 1.29 1.28 1.27 1.25 1.25 1.28 1.26 1.24

日期 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 64

日期 2011-11-17 2011-11-18 2012-2-5 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5

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改造前(8 号机 2 号汽泵) 汽泵 转速 (r/min) 出口 压力 (MPa) 16.63 17.16 16.20 4600 16.18 17.11 入口 压力 (MPa) 1.23 1.24 1.26 1.23 1.22 出口 流量 3 (m /h) 402 379 425 426 374

改造后(8 号机 1 号汽泵) 汽泵 转速 (r/min) 出口 压力 (MPa) 17.43 17.36 17.20 4600 17.23 17.07 入口 压力 (MPa) 1.22 1.22 1.21 1.24 1.23 出口 流量 3 (m /h) 411 430 413 402 424

日期 2011-1-15 2011-1-27 2011-1-11 2011-1-15 2011-1-27

日期 2012-2-11 2012-2-23 2012-2-5 2012-2-11 2012-2-23

4.2 改造前与改造后的效率对比 由于汽泵中段壳体密封环与叶轮入口存在动静间隙,运行中会有少部分给水出现回流,会降低 泵的效率,但对改造前 8 号机 2 号汽泵替下的芯包解体,测量中段壳体密封环与叶轮入口的配合间 隙都在出厂要求合格的范围内,因此对我们的提效改造效率计算影响不大,本次在计算中就不再考 虑其影响,可以忽略。 水泵的轴功率计算公式为:P=ρgHQ/1000η (式 1)

P 为轴功率,ρ为给水的质量密度,g 为重力加速度,H 为汽泵的扬程,Q 为汽泵的流量,η为 效率。 当汽泵的转速相等时,可以认定为汽泵的轴功率相等;由于改造前和改造后给水的密度是基本 保持不变,汽泵安装所处的地理位置没有发生变化,重力加速度是一个常数,在计算效率比较时, 密度和重力加速度是可以抵消的,为了方便计算,汽泵出口压力与入口压力的差值就不再转换泵的 扬程。设定改造前和改造后在同等转速下轴功率相等,由轴功率计算公式可以推导出改造前和改造 后的效率关系为: P1*Q1/η1= P2*Q2/η2 η2= P2*Q2*η1/ P1*Q1 (式 2) (式 3)

P1 为改造前汽泵出口压力与入口压力差值, Q1 为改造前汽泵出口流量,η1 为改造前汽泵效 率;P2 为改造后汽泵出口压力与入口压力差值, Q2 为改造后汽泵出口流量,η2 为改造后汽泵效 率。 根据表一的数据,把改造前和改造后同一转速下的压力值、流量值分别进行求出平均值,分别 把不同转速的压力和流量带入到式 3 中,计算得出表二的改造前和改造后效率关系。

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表二
改造前(8 号机 2 号汽泵) 同转速出口压力减入 口压力后的平均值 (MPa) 17.78 17.57 17.57 17.58 17.02 16.70 16.74 16.29 15.94 15.90 15.26

改造前与改造后不同转速下的效率关系
改造后(8 号机 1 号汽泵) 同转速出口压力 同转速出口 转速 (r/min) 减入口压力后的 流量的平均 平均值 (MPa) 5100 5050 5000 4950 4900 4850 4800 4750 4700 4650 4600 17.68 17.69 17.66 17.68 17.63 17.35 16.97 17.00 16.61 16.15 15.94 值 (m3/h) 546 523 504 490 469 468 448 424 427 424 413 η2= 1.11η1 η2= 1.09η1 η2= 1.07η1 η2= 1.07η1 η2= 1.05η1 η2= 1.05η1 η2= 1.04η1 η2= 1.04η1 η2= 1.06η1 η2= 1.12η1 η2= 1.06η1

不同转速下改造后与改造 前效率关系 (η1 改造前) (η2 改造后)

同转速出口 流量的平均 值 (m3/h) 488 481 473 460 463 463 437 426 419 385 408

转速 (r/min)

5100 5050 5000 4950 4900 4850 4800 4750 4700 4650 4600

4.3 汽泵提效改造的效率总结 生产厂家在进行叶轮设计时,对叶轮叶片磨损留有的余量过大,从而形成叶轮叶片出口边过厚, 并且减小了叶轮出口的宽度,增加了能量损失。实际上通过汽泵多年运行后对叶轮叶片磨损的测量 证实,厂家设计时预留的磨损量有些过度,是可以通过打磨来提高汽泵效率的。 通过对表二改造前与改造后的效率关系可以看出,汽泵在机组高负荷时效率提高最多,说明按 照 5000—5100 r/min 设计为泵的最佳工作点进行导叶流道型线改变是比较成功的,消除了汽泵一直 脱离最佳工作点运行状态,即一直脱离汽泵出厂时额定工作点运行。由表二还可以看出,改造后的 汽泵在 4650 r/min 左右运行也是效率最高的工作点。

5 提效改造经验推广
通过对 8 号机 1 号和 2 号汽泵进行叶轮和导叶提效改造,使给水泵的运行效率提高,在同样转 速和同样出口压力情况下,给水流量增加。在我厂汽轮机通过通流改造后,机组满负荷由 300MW 增 至 320MW 时所需的给水流量增加,需要给水泵汽轮机的功率增加,通过两台汽泵提效改造后,基本 上能够满足在给水泵汽轮机做功不变的情况下, 由原来提供 300MW 负荷所需的给水流量增加至 320MW 时所需的流量。并且也彻底消除了我厂 7 号机出现的机组通流改造后,给水泵汽轮机在机组满负荷 附近出现调门开展现象。 由 8 号机组汽泵提效改造的经验, 对于运行参数长期低于额度参数的水泵均可以进行提效改造,
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使水泵能够处于高效率状态下运行。我厂的汽泵运行参数全部是低于额度参数下长期运行,因此 8 号机组汽泵提效改造的成功可以推广到其它机组汽泵进行提效改造。

参考文献:
[1] 郭立君,高等学校教材,泵与风机,中国电力出版社,1997,5 [2] 侯文纲,中等专业学校教材,工程流体力学泵与风机,水利电力出版社,1985,5

作者简介:
王忠成(1970—) ,男,工程师,技师,大唐国际张家口发电厂设备部汽机专业高级点检员。 邮寄地址:河北省张家口市宣化县沙岭子镇张家口发电厂设备部,邮政编码:075133 电话:0313—7032867,13730306117 电子邮箱:erqishuibeng@163.com

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降低循环泵出口蝶阀故障率
辛宏伟 祁 伟 杨 晔 任宝平 班国光 李发平 (海勃湾发电厂 内蒙古 乌海 016000)

【摘

要】针对海勃湾发电厂三期循环泵出口蝶阀频繁出现故障的情况,技术人员通过现场试验及讨论研究,

进行技术改进,有效地降低了循环泵出口蝶阀的故障率,提高了循环泵运行的稳定性,为机组的安全、经济、稳定 运行做出很大的贡献。

【关键词】油系统泄漏 蝶阀故障 自锁装置

1 循环泵出口蝶阀系统介绍
1.1 设备参数 海勃湾发电厂三期(以下简称海三)两台机组装机容量为 2×330MW,分别于 2005 年前后投产, 四台循环泵出口蝶阀整套系统由机械、液压、电气三部分组成。蝶阀机械部分采用上海阀门厂昆山 分厂制造的 HDTB41X-6/18009 型重锤保压式液控缓闭止回蝶阀;液压系统油泵电机采用泰州市金龙 电机有限公司制造的 Y132M—4 型电机,功率是 7.5KW,液压系统装置采用上海多路液压气动成套有 限公司制造的全套设备元件。其设备主要参数如下表一: 表一
公称通径 DN(㎜) 公称压力 PN(MPa) 试验压力 PS(MPa) 密封 强度 1800 0.6 0.66 0.9

蝶阀基本参数
工作压力 PG(MPa) 介质温度(℃) 适用介质 0.6 ≤80 水、油品

1.2 技术改进前设备运行情况 设备改造前,循环泵出口液控蝶阀通过高压油系统控制阀门的开启与关闭过程,并且在正常运 行过程中维持阀门在开启状态。图 1 为蝶阀开启和关闭时的状态。机组启动前,先启动循环泵运行, 为凝汽器充水,同时提供机炉各转机及冷却器的冷却水。

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引流板 阀轴
>2000mm >2000mm


蝶板密封平面
b 图1 1.2.1 蝶阀示意图 蝶阀全关时状态



蝶板
a 蝶阀全开时状态

喇叭管

当循环泵出口蝶阀需要单独就地控制时,其操作程序及液压系统工作原理(液压系统工作原

理图如图 2 所示)如下: (1)开阀:在蝶阀电气控制箱上,先将控制旋钮开关切到“就地”位置, 并将“油泵开关”投入,按“开阀”按钮,油泵启动,压力油经过滤器、油泵,通过节流阀、高压 球阀、高压胶管进入摆动油缸,推动活塞杆,带动与之相连的杠杆举起摇臂,重锤上升,阀轴及蝶 阀板旋转,实现阀门开启,调整开阀时间可通过旋转液压操纵箱上节流阀的手轮来实现,其开度变 化后可达到不同的开阀时间以适应实际工况,时间范围一般为 20—60 秒。蝶阀开启到位后,进入自 动保压状态,油泵马达将根据电接点压力表设定的下限点和上限点自动启动和停止,保持阀门处于 全开状态重锤不滑落。 (2)停阀:在蝶阀开启或关闭的过程中,按下蝶阀电气控制箱上“停阀”按 钮,油泵马达不再启动,电磁阀 YV1 带电,YV2 失电,关闭油缸两端的油路,阀门处于停止状态。 (3) 关阀:按蝶阀电气控制箱上“关阀”按钮(或突然停电) ,电磁阀断电,油路接通,油缸里的液压油 经油缸尾部的快慢关节流阀流入油箱,在重锤势能和动水力矩的作用下,阀轴及蝶阀闸板按调定角 度和时间分快关和慢关二阶段关闭,实现自关。快关和慢关的时间可按实际使用工况的要求进行调 定,调整范围见表 2。 表2
项目 开阀时间(可调) 关阀时间(可调) 快关 慢关 关阀角度(可调) 流阻系数 快关 慢关

液压控制缓闭止回阀特殊性能参数
可调范围 20——60 秒 1.7——15 秒 3——60 秒 70±10 度 20±10 度 0.29 出厂调节 25 秒 3秒 20 秒 70 度 20 度

1.2.2

如果蝶阀与泵配套使用,则采用联锁控制,实现联动操作, (1)启泵:将转换开关打到联动

位置,当开启蝶阀 15 °时联动循环泵,阀门按设定时间延时开启至全开。 (2)停泵:正常停泵时,
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先停止循环泵,然后联锁关闭出口阀至全关;失电(或突然停电)停泵时,事故停用水泵的同时, 联锁关闭出口阀,按调定时间分快关和慢关二阶段至全关。
蓄能器

电磁阀YV2 电接点压力表 慢关调节阀 溢流阀 压力表开关 单向阀 节流阀 举伸缸 角度调节器

电磁阀YV1

手摇泵

油泵 M 液位计

空气过滤器 球阀

过滤器

油箱

·

图2

蝶阀液压原理图

2 设备存在的问题及原因分析
2.1 设备存在的问题 海三循环泵出口蝶阀在运行过程中存在很多问题:首先是系统中的油压在运行过程中始终保持 在 9MPa~18MPa,且频繁摆动,导致油泵频繁启停,运行中曾经发生出口蝶阀误关引起循环泵跳闸 的不安全事件。由于长期带压运行,系统中多个连接部件出现渗漏现象,元件经常出现老化损坏现 象,以致频繁更换元件,而且在渗漏严重的情况下有可能造成重锤下落,发生蝶阀自关,造成循环 泵停运。所以运行人员需经常监视油站油压。 2.2 原因分析 针对上述存在的问题,技术人员通过多方面的现状调查,进一步讨论分析其原因。 首先,在设备维护方面,运行人员定期进行检查巡视,设备定期切换过程中,相关专业人员均
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在现场进行监护,操作人员严格按照运行规程规定执行操作程序;检修人员在检修过程中严格按照 检规工艺流程进行相关操作。所以,在设备操作维护方面不存在问题。 海三循环泵出口蝶阀为液压控制缓闭止回阀,安装在泵的出口端作闭路和止回阀用,其优点有 三:一是能按程序启闭,在正常供电和突然断电的情况下,均能按规定的时间和角度分快慢二阶段关 闭,调节范围大,适应性强;二是可消除破坏性水锤,又能控制水泵的反转速度和反转时间,有效 的降低了管网中的压力波动,保障水泵及管网系统的安全可靠运行;三是可实现泵阀联动控制,操 作简便快捷。按照设计原理,蝶阀本身调节灵活,能够适应各种工况运行,所以,机组负荷突变及 工况不稳定的情况下,不可能造成液压系统中油压波动或压力升高的现象。 液压系统所用电磁阀、节流阀、高压球阀、高压胶管及液压元件均出自正规厂家,且具有很高 的信誉度,根据多年的实践经验证明设备元件质量不存在问题。但是油缸内 YX 型密封圈和活塞杆处 YX 型组合密封圈经常发生老化或损坏现象, 频繁更换元件; 系统油管道各接口处经常出现漏油现象, 运行中油箱不断补油;系统油压不稳定频繁摆动。这一系列问题说明原液压系统设计不合理,存在 弊端。

3 技术改进
找到了问题的关键,技术人员制定计划,对液控蝶阀实施技术改进。利用机组检修的机会,在 循环泵液控蝶阀系统中加装自锁装置,如图 4 所示。

重锤 实黑体为自锁横销 自锁装置 自锁装置

蝶阀主轴 前支撑板

蝶阀主轴

图4

蝶阀自锁装置机械部分改造示意图

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汽机

系统工作原理及启停操作程序如下: 加装自锁装置后,蝶阀开启过程基本不变。在循环水系统无水或未充满水时,启动第一台泵的 操作程序如下:检查就地自锁装置中的横销在全开位置,在就地蝶阀电气控制箱上,将控制开关打 至“就地”位,并将“油泵开关”投入,按电气控制箱上“开阀”按钮,电磁阀 YV1、YV2 带电,KM (继电器)带电吸合,油泵马达启动,蝶阀在油压的驱动下开启,在开启的过程中当转盘(蝶阀转 盘示意图如图 3 所示)上的撞块 1 压到行程开关 SQ3(开阀暂停检测点)时,蝶阀会自动暂停一定 时间后继续开启,此时按“中停”按钮。KM 失电,油泵马达不再启动,电磁阀 YV1 带电关闭,YV2 失电开启,油缸两端的油路被关闭,蝶阀处于停止状态,不在继续开启。静压充水,在 DCS 画面启 动循环泵充压,系统满水后,将就地开关打至“远方”位,同时投入泵阀联锁,立即在 DCS 画面上 点开阀指令全开液控蝶阀,出口蝶阀至全开位后,转盘上的撞块 3 压到行程开关 SQ1(开阀到位检 测点) ,KA5(阀开到位信号)带电吸合,发出蝶阀全开信号,自锁装置检测到蝶阀全开信号后,开 始关闭,关闭到位后,自锁装置中的横销锁定重锤,重锤不再下落,自锁装置锁定蝶阀后,发出蝶 阀自锁信号,此时 KM 失电,油泵自停,电磁阀 YV1、YV2 失电开启,回油路接通,油缸内的液压油 经电磁阀泄尽,此时系统内处于无压状态,由自锁装置维持蝶阀全开。投入泵阀联锁。 撞块 转盘 SQ 1
90 °

撞块 转盘 开
80 ° 70 ° 60 ° 50 ° 40 ° 30 ° 20 °

S Q1
90 ° 开 80 ° 70 ° 60 ° 50 ° 40 ° 30 ° 20 ° 10 ° 0 °关

10 ° 0 °关

SQ3

S Q2

SQ3

SQ2

(转盘固定杆下面为撞块 1,逆时针依次为 撞块 2、撞块 3、撞块 4) a 蝶阀全关时状态

(转盘固定杆下面为撞块 4,逆时针依次为 撞块 1、撞块 2、撞块 3) b 蝶阀全开时状态

图3

蝶阀转盘示意图

如果机组在正常运行的情况下,循环泵的启动操作程序如下:检查循环泵与蝶阀操作器中泵阀 连锁投入,就地电气控制箱上控制方式在“远程”状态,将“油泵开关”投入,在 DCS 画面上点击 蝶阀操作器“开阀”按钮,蝶阀开启到 15 °时,给出开阀联启循环泵信号,同时蝶阀会自动暂停 一定时间(可调) ,等待循环泵的启动,泵启动后蝶阀继续开启,开启过程系统动作程序同就地操作

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程序。 蝶阀关闭远程控制操作程序如下:检查循环泵与蝶阀操作器中泵阀连锁投入,就地电气控制箱 上控制方式在“远程”状态,在 DCS 上点击蝶阀操作器“关闭”按钮,蝶阀全开信号消失,自锁装 置得到蝶阀关闭指令后,横销电动退出,蝶阀开始关闭,在关阀的过程中,当转盘上的撞块 1 压到 行程开关 SQ3 时,KA3(正常关阀停接点)带电吸合,发出停泵信号,循环泵自停,蝶阀继续向下关 闭,至全关位时,转盘上的撞块 2 压到行程开关 SQ2(关阀到位检测) ,KA6(阀关到位信号)带电吸 合,发出蝶阀全关信号,自锁装置保持全开位置,系统处于待命状态。 就地关闭蝶阀时,将电气控制箱上控制方式切到“就地”位,点击“关阀”按钮,系统动作程 序同远程控制操作程序。 正常运行过程中,运行泵的泵阀联锁、备用泵的泵阀联锁、泵与泵之间的联锁均投入。在运行 泵跳闸后,备用泵能够及时联动,以保证循环水系统的正常运行。

4 效果检查
1.加装自锁装置后,蝶阀正常运行过程中整个油压系统处于停用状态,油系统各个连接部件不 存在渗漏现象,极大的提高了油站系统的使用寿命,省去了更换备品备件的费用;同时在很大程度 上提高了使用的安全性。 2.通过技术改造,大大的减少了用油量,同时减少了运行人员对蝶阀油站系统的监视及加油等 工作,相对的提高了运行人员的工作效率。 3.通过一年的跟踪调查统计,循环泵系统因蝶阀故障造成停泵的次数降低为零,技术改造后, 确实提高了循环泵运行的稳定性与安全性。

5 效益分析
1.循环泵液控蝶阀加装自锁装置后,只有蝶阀开启的时候处于工作状态,其余时间均处于停用 状态,油系统中各元件不存在渗漏现象,所以节省了更换备品备件的费用,具体经济效益如下:改 造前 4 台循环泵出口蝶阀平均每年需要更换高压油管 6 根,电磁阀 8 个。所需费用是:6×280+8× 780=7920(元) 2.技术改造后,大大的减少了用油量,节约了补油费用。 3. 检修人员设备维护量大幅减少,相应的节约了大量的维修费用。 4. 避免了机组因循环泵蝶阀误关而造成停机,减少机组非停损失费用。 海三循环泵液控蝶阀通过技术改进后,极大的提高了运行的安全性和稳定性,提高了机组的经 济效益,我们认为这一项技术切实有效可行,值得推广运用。

作者简介:
辛宏伟: (1973—— ) ,男,内蒙古人,现从事发电厂检修工作。 73

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陡河发电厂日立 TCDF-33.5 型汽轮机国产化 改造方案研究与实施
张海鑫 (大唐国际发电股份有限公司陡河发电厂 河北 唐山 063028)

【摘

要】本文针对陡河发电厂日立 TCDF-33.5 型汽轮机运行存在的问题,对不同设计单位提出的几种改造

方案进行了详细的对比分析,最终确定了改造方案。简要介绍了通流部分改造实施过程以及发现和解决的主要问题, 对机组改造后的效果进行了评价,为同类型引进机组的国产化改造工作有较大的借鉴意义。

【关键词】引进型 通流部分 改造方案 评价

0 引言
陡河发电厂一二期共 4 台汽轮机是 20 世纪 70 年代引进的第一批进口机组。其中二期#3、#4 汽 轮机是日本日立公司生产的亚临界一次中间再热双缸双排汽 250MW 机组, 两台机组均在 1978 年投入 商业运行。该型机组的通流级数共 28 级,高压部分为 1 个调节级和 8 个压力级;中压部分为 7 个压 力级,低压部分为 2×6 个压力级,末级叶片长度为为 851mm。机组共设有 8 段抽汽,额定给水温度 为 272.6℃,额定纯凝背压为 4kPa。主要经济指标处于当时国内领先水平。但随着科学技术的快速 发展,汽轮机技术的不断进步,#3、#4 汽轮机的经济指标同国内先进指标已有较大的差距。此外随 着机组运行时间的增加,设备老化现象严重,威胁着机组的安全运行。

1 #3、#4 汽轮机改造的原因及目标
1.1 改造的原因 1.1.1 能耗水平高:2006 年#3、#4 汽轮机供电煤耗完成 356.17g/kwh,比全国平均水平高

13.09g/kwh,比全国最好水平高 34.09g/kwh。 1.1.2 末级叶片水蚀严重,硬质合金片开裂至母材:以#3 机组为例, 82 年第一次大修发现末级叶

片水蚀现象严重,89 年开始每次大修都需更换末级叶片,至 2005 年共计更换末级叶片 74 片。由于 末级叶片为 7 叉型叶根,每次更换末级叶片都要对轮盘孔进行扩铰,导致轮盘强度大大降低,对机 组安全运行构成极大地威胁。 1.1.3 该机组设计上无旁路系统,中压第一级(10 级)隔板冲蚀严重。

1.2 改造目标
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1.2.1 1.2.2 1.2.3

实现节能降耗,使机组的热耗、效率达到同类机组的先进水平; 实现部分增容,提高机组的铭牌出力; 提高机组的安全可靠性,解决目前机组存在的影响安全运行方面的问题。

2 #3、#4 汽轮机通流部分改造方案论证
2.1 项目建议书准备 为确保通流部分改造方案科学、合理,陡河发电厂设备部技术人员进行了充分的技术论证。要 求潜在投标单位提供项目建议书,并统一了计算标准(2006 年水平) ,以便于大家在同一平台进行 比较。 (1) 年利用小时数 6000 小时。 (2)标煤单价 380 元/吨,发电收益按 0.1 元/kwh。 (3) 锅炉效率 92%。 (4) 改造费用以最后投标费用为准。 (5) 250MW 低压转子至少应更换。 (6 )增容年收益=增容容量 KW×6000 小时×0.1 元/KWh (7)节煤年收益=热耗降低值(Kcal/KWh)×机组额定容量(KW)×6000 小时×标煤单价(380 元/吨)/7000/1000 (8) 投资回报率提供一次静态投资回收周期值。 2.2 改造方案比较 (1)方案一:更换通流部分,保留原转子
热耗(Kcal/Kwh) 原设计 三维 日立 四维 1931 1931 1931 实际值 1974/1946 1974/1946 1974/1946 改后值 1900 1895 1905 年收益(万元) 节煤收益 603/375 643/415 562/334 增容收益 900 390-600 600 11 个月 工期 供货 15 个月 安装 50 天 160 天 65 天 增容 (MW) 15 6.5-10 10 估算费用 投资回收周 (万元) 2400 8486.4 3500 期(年) 1.6/1.9 6.8/10.5 3.0/3.7

上表中日立方案为在日本更换动叶片, 如果在中国更换动叶片, 估算费用为 11.92m$, 即: 9297.6 万元,比在日本更换动叶片多花费 811.2 万元,投资回收周期多 0.7-1.0 年。 (2)方案二:更换通流部分及转子

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热耗(Kcal/Kwh) 原设计 三维 日立 四维 1931 1931 1931 实际值 1974/1946 1974/1946 1974/1946 改后值 1890 1895 1898

年收益(万元) 节煤收益 684/456 643/415 619/391 增容收益 900 390-600 600

工期 供货 18 个月 20 个月 13 个月 安装 60 天 90 天 55 天

增容 (MW) 15 6.5-10 10

估算费用 投资回收周 (万元) 3900 9453.6 5200 期(年) 2.5/2.9 7.6/11.7 4.3/5.2

(3)方案比较: 更换通流部分,保留原转子。优点:一次性投资较低,投资回收周期较短;设备制造周期较短。 缺点:设计受限制条件较多,效率难以达到预期值;不能解决机组寿命问题;低压转子末级叶片已 铰孔较大的问题不能解决;改造施工周期较长,日立提供的施工工期达 160 天;对于全三维公司和 全四维公司原设计基本尺寸不掌握,改造设计难度较大,技术风险较高。 更换通流部分及转子。优点:设计受限程度低,对效率达到预期值提供保证;解决了机组寿命 的问题;改造施工周期较短;低压转子末级叶片已铰孔较大的问题可以解决。缺点:受转子毛坯供 货周期的影响,设备制造周期和施工工期较长,日立提供的制造周期为 20 个月,施工工期为 90 天; 一次性投资较高,投资回收周期较长。 经过经济技术比较,综合考虑机组整体运行的经济性与安全性,确定采用方案二,即更换通流 部分及转子。该方案可彻底解决末级叶片水蚀严重及末级轮盘的强度问题,且一次静态投资回收周 期小于 5 年,具有较高的投资价值。 2.3 最终改造方案 更换高中低压两根转子及全部动叶、喷嘴组、2-28 级隔板、#1-#2 隔板套、低压导流环、低压 分流环、全部轴封套、全部轴封及隔板汽封,其余部套全部保留。在进行通流部分改造同时考虑机 组改造后具备供热能力,供热抽汽位置为中低压缸联通管处,额定抽汽压力 0.588 Mpa,调整范围 0.5-0.65 Mpa,单台机组额定抽汽量 350t/h,蒸汽温度 305.9 ℃,最大抽汽量 450t/h,蒸汽温度 297.6℃。

3 改造实施过程
3.1 通流部分改造主要工序 (1)解体 (a)高中低压缸解体。 (b)解体测量数据:汽缸水平,背轮未解状态下的油档、汽档洼窝、轴径扬度,背轮解体状态 下的 油档、汽档洼窝、轴径扬度、中低对轮的飘偏晃度。
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(c)综合考虑轴系中心以及新旧转子轴径尺寸的差异,用旧转子按轴系中心要求预调中心、修 刮垫铁。解体时分别测量全实缸与半实缸状态下的中心数值,以便掌握两种状态下中心的变化情况, 为汽封间隙的调整提供依据。 (d)将低压转子上的盘车齿轮拆下返厂,组装新低压转子。 (e)将高中压压转子上危急遮断器小轴拆下返厂。 (f)将假轴放入对应位置,测量假轴的弯曲值。将高中压内缸、外缸,低压内缸、外缸分别回 装,冷紧 1/3 汽缸螺栓测量结合面间隙,要求≤0.05mm,必要时应热紧汽缸螺栓以达到上述要求。 目的是测量出汽缸的变形量,为通流部分间隙调整提供参考数据。 (g)拆除中间轴封泄汽管套筒,高压内下缸用专用大梁和千斤顶将高压内缸顶出返厂。 (h)中压#1、#2 隔板套用专用大梁和千斤顶顶出返厂。 (i)对#1-#4 瓦进行金属检查,并测量瓦口内径,按照新转子轴径尺寸确定补焊、加工量。 (j)清扫各配合面为隔板洼窝调整做准备。 (2)通流部分间隙调整 用假轴调整隔板及隔板套的洼窝中心,偏差≤0.05mm。 (a)隔板套及隔板的挂耳说明:制造厂只进行了点焊,需要现场试装合适后正式焊接。低压末 三级隔板应要采用原弹簧定位片结构,挂耳未点焊,需要现场照配加工弹簧片槽后点焊,隔板试装 合适后正式焊接。具体挂耳结构见图 1 右。其它级隔板没有弹簧片,具体结构见图 1 左。

图1

隔板中分面搭子装配图

(b)隔板底键装配说明:本次改造隔板底键有两种结构,中压隔板由于隔板套更换,底键结构 采用固定在隔板上的结构。直接装配在汽缸中的隔板,则用原机组的底键结构,如高压隔板和低压

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隔板,隔板底键是固定在汽缸上的,两种结构见图 2。装在汽缸中的高压、低压隔板,本次改造提 供新的底键,可以将旧的底键拆下来,重新配新键,也可以使用旧键,但要进行修配。

图2

隔板底键装配图

汽缸、转子轴向位置的调整:本次改造调整方案为推力瓦两侧垫片不动,即推力盘位置不动, 来确定转子、汽缸的相对位置。 (a)将喷嘴室下半安装入高压内缸,配准垫片,调整好中心。 (b)将低压第 23 级隔板落入低压内缸,配准轴向定位销,确定轴向位置。 (c) 将高中压转子和低压转子落缸, 先用工艺螺栓紧好中低压联轴器螺栓将转子向机头方向推, 使推力盘与推力瓦的定位面贴紧。 (d)通过推高中压外缸轴向位置,使调节级动静间隙符合图纸要求。 (e)配准高中压外缸与中轴承座两侧推拉销的垫片,确定高中压外缸的轴向位置。 (f)通过推低压内缸轴向位置,使低压第 23 级动静间隙符合图低要求。 (g)配准低压内缸两侧垫片,确定低压内缸的轴向位置。如果低压内缸调整困难,可考虑逐级 调整低压隔板轴向位置的方式来保证轴向动静间隙,最好不选择通过调整推力瓦正负瓦块垫片,来 调整汽缸、转子轴向相对位置。 隔板套轴向位置调整:中压#1、#2 隔板套在设计时,与高中压外缸配合的凸肩向发电机侧偏 移 1mm,根据通流间隙来确定出汽侧的车削量,进汽侧则通过堆焊来配准与汽缸凹槽的间隙,如下 图 3 所示。

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图3

隔板套凸肩调整示意图

(a)各隔板套下半落入汽缸,中压各级隔板落入相应隔板套; (b)高中压转子就位,并按 2.1 调整好了与汽缸的相对位置; (c)按照纵剖面图中要求的动静间隙来确定隔板套出汽侧的车削量。 各级轴封体的轴向位置调整:第一道轴封一号汽封体、第三道轴封二号汽封体、第四道轴封体、 第五道轴封体等与汽缸结合面留有加工余量,现场根据各轴封圈轴向动静间隙来确定各轴封体的车 削量,见如下图 4 所示。

图4

汽封体车削余量示意图

(a)各轴封体下半与汽缸把合,装入下半汽封圈,并按汽流方向使汽封圈贴紧定位面; (b)将各转子就位,调整好了与汽缸的相对位置;

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(c)测量各段轴封轴向间隙,按要求的动静间隙来确定各汽封体的车削量。 径向间隙的调整: (a)轴封、隔板汽封、叶顶汽封、叶根汽封的测量调整可与上述轴向位置的调整同步进行。 (b)汽封间隙以全实缸状态进行验收,验收合格后进行扣缸。 (c)扣缸同时进行中低、低发对轮铰孔。两个背轮同时铰孔,根据铰孔数值配背轮螺栓(直径 有 4mm 加工余量) 。因背轮螺栓直径较大,分别为Ф78mm、Ф91mm,无法人工铰孔,本次背轮铰孔采 用南汽自行设计的电动镗孔机现场进行(见图 5) ,孔的直线度、光洁度均达到设计要求,两个背轮 镗孔工作基本在 4 天内完成。

图5 (3)回装工序按原工艺进行 (4)通流部分改造应用的先进技术

电动镗孔机

(a)采用目前国内最先进的汽轮机设计技术-全四维精确设计技术进行改造方案的设计,在汽 轮机的热耗、效率和出力设计方面我们采用经过工程验证的四维气动设计技术来提高机组的经济性 能;在汽轮机的结构强度设计方面我们采用的先进的有限元设计技术来充分保证汽轮机关键零部件 的安全可靠性; (b)高中低压所有静叶和动叶均经四维技术设计和优化,大幅度提高叶片级效率和通流效率; (c)将调节级喷嘴叶片由原来的平直结构改造为四维技术优化后的子午面收缩静叶栅,可以提 高调节级通流效率; (d)将高中压部分的加强筋静叶栅改为新型分流叶栅; (e) 在高中低压部分的设计中将根据实际需要在相关各部分采用弯扭联合成型叶片, 提高效率。 (f)对高中低压通流部分进行子午面光滑设计,降低流动损失,提高通流效率; (g)所有动叶均采用自带冠整圈连接方式,围带内斜外平,顶部外圆设有 3~4 道汽封齿以减 少叶顶泄漏,提高了级效率。采用自带冠围带降低了叶片动应力,具有良好抗振强度,提高了可靠
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性。取消了动叶拉筋,减小了扰流损失。 (f)在改造方案中,在高压、中压部分的叶片根部增设径向汽封,以减少根部蒸汽泄漏,提高 通流效率。 (h)所有隔板全部采用钢结构静叶与外环和板体直接焊接的焊接隔板,强度高、刚性好,能有 效防止运行中变形及产生裂纹; (i)末级、次末级叶片采用先进的四维精确气动技术进行设计,使其具有高的级效率;同时叶 片的气动设计还采用了高根部反动度,使机组在规定的负荷运行范围内叶片根部不出现负反动度, 以防止末级动叶片根部出现水蚀。采用有限元方法进行强度、振动分析和设计,确保叶片的安全可 靠性,示意图见图 6、图 7、图 8。 ( j ) 末 级 叶 片 采 用 内 阻 尼 较 大 、 强 度 性 能 好 并 且 具 有 较 高 的 抗 振 性 能 的 材 料 17-4PH (0Cr17Ni4Cu4Nb) ,叶片进汽侧上部加焊整条司太立合金片以增强抗水蚀的能力。末级隔板进汽侧 叶片顶部设有去湿槽,出汽侧(动叶围带顶部)设有去湿环和去湿孔。在结构上采用自带围带和松 拉筋整圈连接方式来增加阻尼和整圈叶片的刚性,降低叶片动应力水平,以保证叶片安全运行。叶 根采用枞树型叶根。 (k)在设计上,对调节级动静叶片和中间再热第一级动静叶片的型线进行优化,并合理设计动 静叶片间的轴向间隙,改变固体粒子的冲击角度,减小固体例子在动静叶片间的多重反射,减弱 SPE 的侵蚀。对调节级和中间再热第一级的叶片表面进行硼化处理,增强叶片的耐 SPE 抗力。

图6

末级叶片实体模型

图 7 末级叶片的有限元应力分析

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图8

整圈叶片振动特性计算

(5) 汽轮机通流部分改造效果评价 #3、#4 汽轮机通流部分改造后考核试验由华北电力科学研究院有限公司承担,试验标准为美国 机械工程师协会《汽轮机性能试验规程》(ANS1/ASME PTC6 2004),试验测点清单、系统隔离措施、 原始数据记录、试验过程全部由三方签字确认。

修前试验 热耗值 #3 #4 8722.38 8318.05 高压 缸效率 75.62% 77.60% 热耗 保证值 7871 热耗 试验值 7925.24 7857.77

考核试验 高压缸效 率保证值 85.6% 高压缸效 率试验值 84.29% 84.71% 中压缸效 率保证值 91.3% 中压缸效 率试验值 92.22% 92.32%

注:由于#3 机组大修前受甲乙高压加热器停运的影响,试验时最大负荷只能为 235232.5kw。

以#4 汽轮机通流部分改造为例,按机组年利用小时数 5000 小时,标煤价格 600 元/吨计算, 节 煤 年 收 益 = 热 耗 降 低 值 ( Kcal/KWh ) × 机 组 额 定 容 量 ( KW ) × 机 组 年 利 用 小 时 × 标 煤 单 价 /7000/1000=109.94×250000×5000×600/7000/1000=1178 万元,2.6 年即可收回全部投资。此外, 汽轮机通流部分改造后机组额定出力可达 260MW,且两台机组改造后具备 830 万平米供热能力,经 济和社会效益十分显著。

4 结论
陡河发电厂#3、#4 汽轮机通流部分改造工作自 2006 年初立项开展前期技术准备工作,2007 年 2 月进行招标,2007 年 4 月底签订合同,#3 汽轮机通流部分改造 2009 年 1 月 2 日随机组大修实施, 改造工期历时 55 天。陡河发电厂在改造项目建议书审核、前期测绘准备、转子毛坯进度跟踪、加工 制作过程监造、现场施工方案论证、发现问题处理以及考核试验等环节精心准备,超前控制,#3、 #4 汽轮机通流部分改造后均一次启动成功,主要经济指标均达到了设计值,节能降耗效果显著,经 济效益可观,改造工作取得了圆满成功。对同类型进口汽轮机通流部分国产化改造工作有较高的应
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用推广价值。

参考文献:
[1] 日本日立公司 《250MW 机组设计说明书》 [2] 华北电力科学研究院有限公司 《大唐国际发电股份有限公司陡河发电厂 3 号机组通流改造后性能考核试验 报告》 [3] 华北电力科学研究院有限公司 《大唐国际发电股份有限公司陡河发电厂 4 号机组通流改造后性能考核试验 报告》

作者简介:
张海鑫(1976-),男,唐山,本科,高级工程师,汽轮机检修管理,15176552032

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300MW 机组凝汽器本体改造研究和实践
高 (华润电力登封有限公司 超 河南 登封 452473)

【摘

要】华润电力登封有限公司#1、2 机组为 2004 年双投机组,汽轮机在 2008 年后凝汽器发生铜管泄漏

的次数逐年增多,导致正常运行时凝结水硬度一直存在,凝汽器胶球系统不能正常投运,严重影响铜管换热系数, 加上凝汽器本体设计原因,导致凝汽器端差一直居高不下,2011 年我们在#2 机组检修期间,进行凝汽器本体改造, 主要内容为更换铜管为不锈钢管、凝汽器进出水管道对调、换热管长度增加、水室更换为弧形水室等,技术改造后, 取得了理想的效果,不仅换热效率大幅增加,泄漏现象停止,并且凝汽器端差也大幅降低。

【关键词】凝汽器 本体 改造 铜管

1 引言
1.1 概述 华润电力登封有限公司#1、2 机组为 2004 年双投机组,汽轮机在 2008 年后凝汽器发生铜管泄 漏的次数逐年增多,导致正常运行时凝结水硬度一直存在,凝汽器胶球系统不能正常投运,严重影 响铜管换热系数,加上凝汽器本体设计原因,导致凝汽器端差一直居高不下,凝汽设备工作性能的 好坏直接影响到整个发电厂的经济性及运行可靠性。因而优化凝汽器设计,提高其运行可靠性,使 汽轮机运行于最有利真空条件下是非常必要的。2011 年我们在#2 机组检修期间,论证进行凝汽器本 体改造。 1.2 有关统计报表 铜管泄漏次数统计
年度 2007 2008 2009 2010 2011 泄漏次数 1 4 8 17 15 单机凝结水质不合格时间(小时) 36 166 578 1670 1490

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华润电力 2010 年各项目上报控股主要年度参数表(300MW 级机组)
指标 凝汽器端差 徐州 2.89 登封 7.35 古城 4.76 蒲圻 6.172638 南沙 6.3 鲤鱼江 10.06 涟源 5.43 沧州 5.37 板桥 3.87 曹妃甸 6.045

从上表来看,我公司的凝汽器端差基本上是排名最差的公司之一,所以凝汽器本体改造也成为 我们解决#1、2 机组端差大问题的主要方向和技改目标。

2 我公司凝汽器介绍和优化分析
2.1 现凝汽器运行分析 华润登封电厂#2 机组配备东方汽轮机厂生产的 N-17310 型凝汽器,为单背压、单壳体、对分

双流程表面式凝汽器,铭牌换热面积 17310m ,冷却管材质为 HSn70-1 及 BFe30,于 2004 年建成 投产。 根据登封电厂 6 月份的运行数据可知,目前凝汽器主要存在的问题是铜管泄漏,排汽缸温 度太高,运行背压较高,造成凝汽器换热效率下降,汽轮机运行效率下降,煤耗增加。存在这些问 题的原因主要是实际循环水量偏小,汽阻大,汽流分配不均匀。 2.2 优化设计方案 2.2.1 凝汽器流 场优化分析

汽轮机排汽缸内及凝汽器喉部内的乏汽流动是非常复杂的,国内对乏汽从汽轮机排汽缸进入喉 部的流动特性和蒸汽均匀进入凝汽器管束的流动特性研究较多,但对综合两者的研究几乎没有。 由 凝汽器功能(换热)本身建立的 凝汽器计算压力 Pk 并不准确地代表汽轮机的背压 Pk’ ,还应考虑 汽流通过喉部后的压力变化。只有对乏汽在整个凝汽器内流动状况做一个全面的分析,才能确保新 设计的凝汽器不出现重大疏漏。 为确保优化设计的凝汽器更好的效果, 需对乏汽在整个凝汽器内流动状况进行全面的分析, 图 1 为利用 CFD 软件对贵厂乏汽进行的全流场分析, 通过数值模拟方法再现汽轮机排汽缸内及凝汽器喉 部内的蒸汽流动情况。

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全流场分析图

喉部出口断面速度分布场 从图上显示:在低压缸内缸、喉部低加装置等影响下,凝汽器喉部出口流场的速度分布产生很 大的不均匀性,汽流在低压加热器两侧产生低速区,即管束的正上方流速较低,两侧和四角处为高 速汽流区,热负荷较大。

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图 3 为排汽口至抽气口的蒸汽横向流场图。 从图上显示:汽流绕过低压加热器进入凝汽器,凝 汽器两侧汽流较高,从汽流分布显示,两侧管束应凝结 2/3 蒸汽量,中间管束应凝结 1/3 蒸汽量。 而原凝汽器实际布置进水室在中间,出水室在两侧,与分析结果相反,意味着 1/3 汽流要横穿外侧 管束,增加了汽阻。 因此,本凝汽器通过对调循环水进出口位置,可保证管束 间热负荷的均匀性,降低喉部汽侧温 度 和凝汽器底部温度差。 2.2.2 管束优化分析

管束布置是凝汽器设计的核心部分,为确保凝汽器的良好性能,关键在于管束布置的合理性。 合理的管束应具有高的传热系数,很小的汽阻和有利于凝结水回热。 2.2.2.1 凝汽器原管束性能数值模拟分析 (优化前后)

2.2.2.2

优化前后空气浓度流场分析比较图

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2.2.2.3

优化前后热负荷分析比较图

2.2.2.4

优化前后速度流场分析比较图

2.2.2.5

优化前后压力场分析比较图

2.2.2.6

优化后管束布置方式

优化后采用专利塔式布管形式(见下图) ,经过汽侧流场数值模拟分析,与优化前的布管比较, 具有下列优点:

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(1)新型布管增大了管束与凝汽器侧壁之间的汽流通道,宽敞的通道可将一部分蒸汽引自凝汽 器的下方直达热井水面,可对凝结水进行良好充分的回热,将凝结水再热到相应凝汽器压力下的饱 和温度,以消除过冷度并提高除氧效果。 (2)为使蒸汽进入管束时,在长度方向上分布均匀,应保证汽流分布时不受到任何阻碍。在中 间管板的两侧开有汽平衡孔。更换后的中间管板与壳体侧壁采用支撑管的连接结构,完全保证了各 跨之间汽流均衡和沿长度方向汽流分布均匀。 (3)新型塔式布管主要特点是:蒸汽从管束外围进入管束,大部分蒸汽在管束区凝结完毕。剩 余的汽气混合物在管束中部汇集流入抽气管。 经过正在运行的多台机组试验证明,此管束布置方式 的传热性能比按 HEI 标准计算出的传热性能略高。 2.2.3 凝汽器流速优化分析

凝汽器应以长期的实际运行水量作为设计点,兼顾高负荷下的性能要求,才能真正提高凝汽器 的性能。 由于#2 机凝汽器实际循环水量无法达到设计循环水量,原铜管实际冷却水管内流速仅为 1.68m/s,低于铜管设计值 2m/s,严重影响凝汽器总体换热效果。因此,当更换为不锈钢管后,凝 汽器设计规范要求流速应在 2m/s~2.5m/s,更需提高循环水流速。 本凝汽器通过加长不锈钢管有 效长度,即加长凝汽器壳体,在保证凝汽器换热面积不变的情况下,减少了冷却管数量,从而提高 冷却水管内流速,弥补水量不足的损失,提高凝汽器总体换热效果。 2.2.4 水室优化分析

新水室通过全三维建模,并通过 CFD 流场分析,优化设计后应具有以下特性: 水室结构具有良好的水力流场特性,使进入各冷却管的循环水流速均匀,水力流场平衡; 无死 角区,利于胶球清洗设备的运行; 可承受更大的内外压力。

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2.3 凝汽器优化节能改造方案 针对凝汽器优化分析,提出具体改造方案如下: 2.3.1 为保证管束间热负荷的均匀性,降低喉部汽侧温度和凝汽器底部温度差,对调循环水进出水

口的方 向,优化为两侧进水,中间出水。 2.3.2 本 次优化方案的不锈钢管材采用 TP 316L,新管束采用我 公司专利的塔型 排列(专利号:

ZL20 0820222618.2) 。 2.3.3 在 凝汽器总长基本不变 的情况下,将汽侧有效长度增 加 1600mm(其中汽 侧前部加长

800mm, 后部加长 800mm) 。 2.3.4 2.3.5 本次优化方案将更 换原前、后水室为新的弧形水室(见图 4) 。 更换原碳钢管板为不锈钢复合板 TP316L+Q235B, 复合管板和冷凝管的连接方式为胀接+氩弧

焊连接。 2.3.6 本次优化方案根据#2 汽轮发电机组在循环水温 21℃、电负荷 320MW、循环水流量

30000t/h 等条件下进行凝汽器的改造设计,优化后的#2 机凝汽器换热效率满足机组的性能要求。 2.3.7 0.7mm。 优化后凝汽器冷却面积为 18001 ㎡,不锈钢管外径为φ22mm,壁厚分别采用 0.5mm 和

图 4 2.3.8

优化设计后的弧形水室

同等条件下,原凝汽器计算结果如下:
换热面积 (㎡) 冷却水管内流速 (m/s) 凝汽器真空 (kPa) 传热端差 (℃) 3.77

循环水流量 (t/h)

30000

17310

1.68

5. 75

目前东汽机组实际性能根本达不到 设计计算值,经过凝汽器各部分优化措施实施后,凝汽器才 能 达到或略超过设计计算值,实际运行真空比东汽 凝汽器实际运行真空可提高 0.5k Pa~1kPa。

3 改造的步骤
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凝汽器改造工程只有在详细制定每一个拆装步骤后才能顺利进行,我们拆装步骤如下: (a)凝汽器水室拆除 (b)旧铜管拆除 (c)相关附件拆除 (d)旧管板及隔板的拆除 (e)凝汽器内壳体清理、打磨 (f)壳体加长、复合管板、隔板及相关附件的安装 (g)复合管板、隔板孔清理,孔径复查 (h)复合管板、隔板同轴度调整 (i)复合管板、隔板及相关附件的焊接 (j)焊缝渗油试验 (k)新冷却管安装、胀切、焊接,灌水查漏 (l)凝汽器新水室安装,循环水管进出管对调安装 (m)凝汽器系统恢复,施工现场清理

4 优化节能改造后达到的效果
#2 汽轮发电机 320MW 工况及循环水温 21℃时,循环水流量 30000t/h,且在真空严密性优良条 件下,进行凝汽器的优化节能改造设计,机组达到下列技术要求: 排汽压力 传热端差 过冷度 ≤5.5kPa 2.81 ℃ ≤0.5 ℃

5 经济效益分析
5.1 凝汽器整体改造优化带来的直接效益 5.1.1 由于凝汽器改造采用先进的管束布置方式设计,使得凝汽器汽阻减小,汽阻减小一方面可使

凝汽器喉部真空提高,直接提高发电经济效益;另一方面,可以减小凝结水过冷度,强化传热,这 些都将提高机组经济性。 在上述优化措施实施后,在同等运行条件下,机组优化后的凝汽器将比优化前运行真空提高 0.5kPa~1.0kPa 以上。 目前,国内比较认可的机组各参数对煤耗的影响因素中,凝汽器真空的影响定义为:在机组负 荷大于 80%以上时,凝汽器真空每提高 值更大。 故机组优化后,可以节煤 1.25~2.5g/kW?h 。 以煤耗下降 2.0g/kW?h、年运行 5000h、标煤单价 800 元/t 计算,凝汽器优化设计后,折合
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1kPa,可以节煤 2.5 g/kW?h;机组负荷小于 80%时,节煤

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节约能源费用

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万元/年。如果考虑到夏季机组的真空进一步提高,经济效益将更加可观。

5.2 凝汽器改 造优化带来的间接效益 根据凝汽器改造后经济性作简单计算,结果如下: (1)无需酸洗、镀膜,无管板和管口防腐处理,一个大修期约节省 40 万元。 (2)无泄露,减少运行维护成本。改造后收到的经济效益、安全可靠性提高的程度,原凝汽器 检修 2 次/年,有时需停机处理,有时需降负荷处理。起停一次花费 15 万元(燃油费、少发电量 折合人民币) ,每年按停机 1 次计算,因此,改造后每年可节约 15 万元燃油费,节约维修费约 10 万元。

6 结束语
本工程凝汽器改造主要内容为更换铜管为不锈钢管、凝汽器进出水管道对调、换热管长度增加、 水室更换为弧形水室等,技术改造后,取得了理想的效果,不仅换热效率大幅增加,泄漏现象停止, 并且凝汽器端差也大幅降低。也取得了很好的经济效益。

参考文献:
[1] 《汽轮机设备及其系统》 [2] 《凝汽器设计及运行检验标准》 [3] 《热力学基础》 [4] 《流体力学》 [5] 《凝汽器本体改造说明》 中国电力出版社 中国电力出版社 中国教育出版社 中国教育出版社 西安协力公司

作者简介:
高 超(1974) ,男,华润电力登封有限公司发电部,汽机运行专工,本科,高级工程师,13783411691

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大气压对真空测量的影响及校正
孟 (华电国际莱城发电厂 妮 山东 莱芜 271100)

【摘

要】凝汽器真空测量的准确性是非常重要的。在凝汽式汽轮机运行时维持真空度的稳定性对凝汽器以

及机组安全、经济、平稳的运行有重要意义。同时凝汽器真空也是决定机组效率的重要指标之一。300MW 级单台机组 小指标年度影响凝汽器真空每降低 0.1KPa,煤耗升高 0.2g/kWh。本文根据多年的热工工作经验,对差压式和绝对式 压力变送器测量凝汽器真空时引入的误差进行比较,并且对误差进行校正,大大提高了凝汽器真空测量的准确性。

【关键词】大气压 真空 测量 影响 校正

1 前言
莱城电厂为 4 台 300MW 燃煤火力发电机组,四台机组经常进行真空比较。运行人员反映#3、#4 机组真空显示波动大, 冬天真空很高, 夏天真空偏低。 最低显示到-88 KPa, 接近于真空跳闸值-81KPa。 运行人员根据排气温度查表对应的凝汽器真空与变送器测量的真空进行对比发现存有差值,遂对热 工测量提出质疑。热工人员检查变送器测量回路正常,无漏气,变送器合格且在有效期内。运行人 员检漏,找不到漏点。各方都找不到原因所在。多年以来每逢夏天 ,变送器会被反复校验调整。本 文通过对比差压变送器和绝对压力变送器测量原理,对传统的变送器校验方法提出校正办法,解决 了真空测量长期困扰的问题。

2 概述
2.1 压力表的应用和习惯计算方法 实际应用中的一般压力表是测量的表压力,是被测对象的压力与测量地点大气压的差值,常态 下(处于大气中不加压) ,表的初始值为零。当被测对象的压力增加时,仪表示值从 0 开始增加。被 测对象的绝对压力要加上大气压数值。当测量真空时,仪表示值从 0 到-101.325 KPa 变化。根据这 种原理制成的仪表有弹簧管指针式压力表、精密数字压力表 PPCE,压力差压变送器等等。压 力、负压真空仪表由于测量的方法简便、测量仪器非常普遍、容易买到且价格便宜,至今还 在工程中广泛应用。莱城电厂凝气器真空测量范围为(-100,0)KPa,DCS 显示为负压 P * ,P * <0。 2.2 原理和概念简述 根据差压式测量的物理意义,表压力、绝对压力、大气压的换算公式如下:

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P e =Pabs-PA

(Pabs>0、PA>0、P e 包含正负号 )---------

公式(1)

大气压力:地球表面大气自重所产生的压力,又称气压符号 PA。标准大气压 PO = 101.325 KPa。 绝对压力:以完全真空作为零标准(参考压力)表示的压力,是个正值,符号 Pabs。 表压力:以大气压力作零标准(参考压力)表示的压力,符号 P e 。 当绝对压力大于大气压力 时,Pe>0。 负压力: 绝对压力低于大气压力时的表压力, 即绝对压力与大气压力之差。 负压力(真空压力) 在数值上与真空度相同,但应在其数值前加负号。符号P e 。 真空度:处于真空状态下的气体稀簿程度,通常用真空度表示。若所测设备内的压强低于大气 压强,其压力测量需要真空表。从真空表所读得的数值称真空度。真空度数值是表示出系统压强实 际数值低于大气压强的数值,即: 真空度=(大气压强—绝对压强) 大气压,绝对压力、表压力、真空度、负(真空压力)压力之间的关系见下图:

3 实际应用及现场分析
3.1 差压变送器测真空存在的问题 经检查莱城电厂#3、 #4 机组凝汽器真空系统采用的是日本横河公司生产的 EJA110A-DMS4A-92NN 型差压变送器,测量的是两个压力之差。应用在现场测真空时,高压侧连接取样管,低压侧对空, 测量的是凝汽器真空和大气压力之差。仪表的显示数值是表压力。 (在低压真空范围内,差压式仪表显示值P e 是负数)---------(2) 即P e =Pabs-PA, Pabs = PA + P e 即Pabs = PA - | P e | -----------------------------------(3)

| P e |=PA - Pabs ------------------------------------------------------(4) 式中Pabs 为凝汽器中的绝对压力; P e 为仪表示值,即DCS上凝气器真空显示值P * ; PA 为环境大气压; 从式(4)可以看出, 当凝汽器内实际真空不变时,PA增大,对应的| P e |增大:
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当凝汽器内实际真空不变时, PA减小,对应的| P e |减小。说明差压式变送器测量的凝汽器 环境大气压力PA其大小受海拔高度、 真空与绝对压力不是直接对应关系, 还受大气压PA 变化的影响。 温度气候等条件影响而变化,式(2)说明差压式仪表示值与绝对压力不是直接对应关系,还受大 气压PA变化的影响。 3.2 环境大气压的变化规律 大气压是地球表面大气自重所产生的压力,受海拔高度、环境温度湿度及天气季节等诸多因素 的影响而变化。其中气候变化是引起大气压的变化的主要原因,由于高气压、低气压系统的移动和 发展而引起了气压的非周期变化。气压的变化与大气运动密切相关。 据统计一年中,气压的非周期变化一般在97KPa到104KPa之间。特殊情况,如台风中心的气压可 低于90KPa;在我国部分地区, 最高气压可达108KPa以上。海平面气压的波动值则可超过10KPa。我 国大陆气压的年振幅,各地相差也很大,但其分布有一定的规律。以下是我们莱城电厂大气压变化 图。 莱城电厂2011年大气压一年变化曲线图
Ad-Hoc Trend 0.102 02:75PT23_XQ01 0.10066 MPa

0.101

0.1

9.9E-02

9.8E-02

9.7E-02

9.6E-02 2011-1-13 0:00:00.343

362.88 天

2012-1-10 21:07:08.657

上图显示夏天时大气压最低在97KPa左右,冬天气压最高在101.28KPa左右,振幅最大4KPa,并 且波动频繁。 下图是莱城电厂2011年6月7日大气压一天变化曲线
Ad-Hoc Trend 9.77E-02 02:75PT23_XQ01 9.7179E-02 MPa

9.76E-02

9.75E-02

9.74E-02

9.73E-02

9.72E-02

9.71E-02 2011-6-7 0:43:00.106

24.00 小小

2011-6-8 0:43:00.106

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一天中大气压最低在97.1KPa左右,最高气压在97.6KPa左右,振幅0.5KPa。 从莱城发电厂测量大气压的数据显示可以看出,大气压一年变化范围在97~101KPa以内, 其波 动值振幅最高为一个标准大气压的4%。 3.3 大气压对差压式仪表测量的影响及解决办法 由式(4)| P e |=PA - Pabs ,#3、#4机组凝汽器真空显示P * 是一个表压值,是凝汽器绝对压力叠 加了一个大气压的结果,大气压波动引起凝汽器真空波动。假设凝汽器绝对压力Pabs一定,夏天(PA 97KPa)显示要比冬天(PA 101KPa)低4KPa多。大气压作用的结果会使冬天| P e |偏高,夏天| P e | 偏低。 莱城电厂一年大气压波动最大振幅为变送器量程的4% 对于使用精度等级为0.5级的EJA差压变 送器而言, 这样大的波动达到仪表最大允许基本误差的8倍多。 所以差压式仪表不能真实反应凝汽器 绝对压力值和变化。 由于差压变送器测量真空具有较大的误差,按公式(3) Pabs = PA - | P e | 把大气压力计算在内,则可以计算出真实的凝气器绝对压力。 方法一,莱城电厂在测真空的差压变送器附件新加一台大气压变送器,在DCS组态中把大气压变 送器数值和凝汽器真空负压P * 求和,做一个凝汽器绝对压力显示的点。 方法二,将现在使用的EJA110A改型为绝对压力变送器。 (方法一中由于引入了大气压变送器的 误差,将会导致测量的综合误差增大) 。 3.4 绝对压力变送器在使用中出现的问题 由于差压式变送器受大气压变化的影响,不能真实反映凝汽器真空。国际真空行业通用 最科学的是绝对压力标识(完全绝对真空是不存在的) ,因此在工程中真空要求比较高的系统越 来越多的采用绝对压力变送器。 经检查莱城电厂#1、#2机组凝汽器真空变送器采用日本横河公司生产的EJA310A-DMS5A-92NN型 绝对压力变送器,测量范围设为(0~100)KPa值(此处压力对应绝对压力) ,对应电流输出为(4~ 20)mA。在实际使用中,把量程改为以(-100,0)KPa负压显示,对应电流输出为(4~20)mA,该 。所以经以上计算得出的#1、#2机组绝对压 电流输出在DCS中再转化为(-100,0)KPa显示(即P * ) 力为Pabs=100+P * 。 绝对压力变送器输入输出信号对应关系
Pabs(KPa) 负压表示(KPa)Pabs-100 变送器对应电流输出mA DCS转化为压力显示值(KPa) 0 -100 4 -100 5 -95 4.8 -95 25 -75 8 -75 50 -50 12 -50 75 -25 16 -25 100 0 20 0

绝压变送器与普通压力变送器在结构上几乎完全一致,区别在于:普通压力变送器在一般差压 变送器负压室的位置上,有一个几毫米直径的小孔通大气,而绝压变送器没有这个小孔(被堵上) 。

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绝对压力变送器低压侧被封闭,始终保持一个近似绝对真空的参考压力,使高压侧不受大气压变化 的影响,测量绝对压力。所以#1、#2机组在运行中真空显示变化平稳,准确反映凝汽器真空的绝对 压力和变化。 我厂#1、#2机组绝对压力变送器在使用过程中发现,历次机组检修校验时均不合格。该绝对压 力变送器校前记录较上次检定记录偏差很大,电流输出超差,甚至出现超过变送器允许基本误差± 0.08 mA几倍的情况,机组大小修校验时都需做较大调整。难道绝对压力变送器在使用中稳定性不 好?于是对测量真空选用绝对压力变送器产生质疑。 3.5 绝对压力变送器的解决方案 3.5.1 变送器的工作原理及校验

压力、差压、绝对压力变送器的工作原理完全一致,均将输入压力信号转化为成线性对应关系 的 4-20mA 标准电流输出信号。即:用百分数表示的输入值/用百分数表示的输出值=1 以下是变送器的校验方法。下图是变送器校验接线图。

BT200
标准压力表

终端

+
_ +

24v 流



-电源 × + × _ × 精密毫安表

SUPPLY CHECK 被校变送器 压力计

压力变送器校验方法如下: 1、选用精密数字标准表PPCE(表压仪表) ,测量范围(-98~200)KPa,精度0.05 级,测量的 结果是被测对象的压力与测量地点大气压的差值。在没有压力的状态下(即常压时) ,标准表的初始 值为零,仪表精度高有时常态下不为零,可以按ZERO键手动清零。在抽真空时仪表会从0变化到-100 KPa左右。 2、按照变送器校验接线图连接好被校变送器和标准表及输出电流表。 3、凝汽器真空变送器校验时依次抽真空,仪表示值从0 KPa 变化到-25 KPa、-50KPa、-75 KPa、 -95 KPa、 (-100 KPa抽不到,抽-95KPa校检)所校验各点对应的电流输出值依次从20mA变化到16mA、 12mA、8mA、4.8mA。 4、计算出相应的基本误差、回程误差及常用点误差,最大基本误差在±0.08 mA范围内合格, 如果基本误差和回程误差不符合要求应进行零点和量程标定,连接BT200终端,直到满足要求为止。
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在校验时,常态下标准表的指示为零,差压式真空变送器在实际使用中低压侧对大气,所以在 校验过程中我们依旧使低压侧对大气。由于测量值表示为差压,所以在高压侧和低压侧都对空气时, 压力差为零,电流输出为20mA。按此方法校验,机组大小修在对差压式真空变送器校验时,误差很 小,较少调整。 在校验绝对压力真空变送器时也是按照以上方法,此时的表压力0KPa,应该对应绝对压力的 100KPa,若是此时环境大气压不是100KPa,校验就会引入系统误差。误差的大小与大气压的数值有 直接关系。下图为大气压力为100KPa、99KPa、101KPa时绝对压力变送器校验图线。 (便于对比, 用绝对压力) 。

输 入 绝 对 压 力KPa 101 100 99

0
4mA

20 mA 输出电流信号

以上图线可以看出,在PA=99 KPa时,压力对应的输出电流值都偏移增大(100-99)/100=1%, DCS转化后的绝对压力值会偏高1KPa。 同理,在PA=101 KPa时,压力对应的输出电流值都偏移减小(100-101)/100=-1%,DCS转化后 的绝对压力值会偏低1KPa。 3.5.2 大气压补偿后绝对压力变送器校验。

所以在校验绝对压力变送器过程中,把大气压的变化量ΔP=PA-100,补偿进去,使绝对压力变 送器测量范围为(0~100)KPa,就不会产生系统误差,使变送器的校验在不同环境下误差减小。 采用普通标准压力表(测表压) ,不加任何压力常压下显示为 0(不为零时可以手动清零) 。 补 偿方法如下; (一)在 PA>100 KPa,ΔP=PA-100 大于 0 时

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校正后标准表压力显示数值 表压力 Pe 0-ΔP -25-ΔP -50-ΔP -75-ΔP -95-ΔP

绝对压力 Pabs =PA+ P e PA=100+ΔP Pabs=100+ΔP+Pe 100 75 50 25 5 20 16 12 8 4.8 输出电流值 (mA)

(二)在 PA<100 KPa,ΔP=PA-100 小于 0 时
校正后标准表压力显示数值 表压力 Pe 绝对压力 Pabs =PA+ P e PA=100+ΔP Pabs=100-|ΔP |+ P e 100 75 50 25 5 20 16 12 8 4.8 输出电流值 (mA)

0+|ΔP | -25+|ΔP | -50+|ΔP | -75+|ΔP | -95+|ΔP |

(三)使用精密数字绝对压力表为标准表时,常态下显示环境大气压值,校验方法相对简单一 些,只需在满量程时校正为100 KPa,PA>100 KPa时,抽真空到绝对压力表示值为100KPa,对应输出 为20mA PA< 100 KPa时,加压到绝对压力表示值为100KPa,对应输出为20mA。其他各点抽真空到显示绝 对压力为75KPa,50KPa,25KPa,5KPa,依次对应输出电流为 16 mA、12 mA、8mA、4.8mA。 参考莱城电厂的大气压范围为 PA 为(96.7~101.1)KPa,ΔP(-3.3~1.1)KPa,未校正时, 当ΔP >0 时,校验带来的系统误差导致 DCS 显示的绝对压力值会偏低(0~1.1)%,即偏低(0~1.1) KPa;当ΔP <0 时,校验带来的系统误差导致 DCS 显示的绝对压力值会偏高(0~3.3)%,即偏高 (0~3.3)KPa;是 0.5 级的压力变送器允许误差的 0~6 倍之多。在校验时若把ΔP 迁移量计算在 内,校正了标准表的示值,可以消除由于环境大气压的变化给校验绝对压力变送器带来的系统误差。

4 实例应用及注意问题
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全国火电 300MW 级机组能效对标及竞赛第四十一届年会论文集

汽机

由于凝汽器真空表示方式众多,建议在机组运行中采用统一真空表示方式。可采用绝对压力 ,并且对真空显示的含义进行 Pabs ,或负压、真空度,或采用P0-Pabs(标准大气压P0=101.325KPa) 说明,以便运行和节能等有关人员采用正确的数据和计算方法。

5 结束语
1、根据 300MW 级单台机组小指标年度影响成本估算表,凝气器真空每变化 0.1KPa,影响发电 效益 24.90 万元。由此可见凝汽器真空测量及计算尤为重要。通过减小大气压对差压式和绝压式测 量真空产生的系统误差(2~3)%,大大提高了凝汽器真空测量的准确性。排气温度测量的是一个小 范围的温度,对应的凝汽器真空绝度压力,存在一定的误差,所以建议采用凝气器真空测量为依据。 将对节能降耗和运行优化方式起到很重要的参考。 2、由于大气变化的影响,机组中其它低压范围重要测量参数的变送器校验,可以类似参考以上 凝汽器真空绝对变送器的校验方法。将对提高低压范围测量的准确性有重要参考价值。 3、莱城电厂凝汽器真空采用不同方式测量真空所出现的影响

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