给水流量调节系统

给水流量调节系统（精选六篇）

给水流量调节系统篇1

一、对于两种观点的阐述

( 一) 观点一的提出。在给水设计当中, 无论是参阅教材或设计规范、手册时, 都能见到类似于消火栓水枪喷口公式Qxh = BH1 /2, 或自动喷水灭火系统喷头出流量公式QP=KH1 /2, 类似的还有孔口、管嘴等水力学上的相关流量出流公式。这些公式里面所包含的流量和压力二者的关系, 即如果出水口处的压力越高, 管道的出水流量就会越大, 二者呈正相关的关系。因此一些设计者会认为如果水泵所能提供的压力越大, 水量就能够有所增加。这就是对于压力和流量的第一种观点。

( 二) 观点二的提出。水力学中流体做功的有效功率N= ρg QH, 对于工频离心泵来说输出功率恒定不变, 那么此时流量Q和压力H就成了负相关的关系了。即水泵的压力值越大, 则水泵的出流量越小。这就是关于给水当中流量和压力的第二种观点。第二种观点与第一种观点所得出的结论截然相反, 两种观点之间是否存在着矛盾? 本文就这两种观点进行阐述。

二、两种观点的辨析

在探讨前首先要澄清一个概念, 即上述两种观点当中所说的压力H实际上是指单位重量流体所具有的机械能, 单位为 ( N·m/N) = m, 又可称为水头, 是能量在压力方面的表现, 这个概念在水力学中很明确。我们称其为压力, 这只是在日常设计中大家一种约定俗成的叫法, 本文中为了讨论方便, 仍然称其为压力 ( 能量) 。

( 一) 观点一中压力与流量关系的辨析。

1. 应用水力学知识对观点一进行分析。先来看第一种观点, 即流量与压力呈正相关关系。此观点可以用水力学上经典的伯努利方程进行佐证。计算简图详见图1, 其中1 - 1是低位生活水池的储水液面, 2 - 2 是高位水箱的进水管道出水口。

以1 - 1 和2 - 2 断面列该处的伯努利方程关系式 ( 1) 如下:

式中: Z1, Z2—1 - 1 断面和2 - 2 断面处的位置水头; P1, P2—1 - 1 断面和2 - 2 断面处的压强水头; u1, u2—1 - 1 断面和2 - 2 断面处的速度水头; H泵—水泵所提供的扬程; hw—液体在流动过程中的能量损失值; γ—液体的容重。

断面的位置水头差Z2- Z1= ΔZ, 断面1 - 1 和2 - 2 的压强水头为大气压强, 故P1= P2= 0, u1值极其微小, 与u2值相比可忽略, 故u1= 0, 结合水力学当中的连续性公式Q = Au, 则该公式变换后关系为式 ( 2) 如下:

式中:D—管道的管径;其它字母所示含义同式 (1) 。

由于管径选定后不会发生变化, 故另C = ( 0. 25πD) × ( 2g) 1 /2为常数值, 令H =[H泵- ΔZ - hw]1 /2, 故上述式 ( 2) 变换为式 ( 3) 如下:

由以上变换结果可以看出, 观点一中的压力 ( 能量) 值H, 实际上应该是压力 ( 能量) 差值H泵- ΔZ - hw, 是1 - 1 和2- 2 断面之间的压力 ( 能量) 差值使得流体在这两个断面之间产生了流动, 形成了流量。就好比电场当中是两点的电位差值使得其产生了电流, 而不是某一点的电位值使其产生的电流。压力 ( 能量) 差值越大, 所形成的流量值也就越大。这是因为水泵所提供的压力 ( 能量) 在克服了1 - 1 和2 - 2 之间的位置高差及压力 ( 能量) 损失之后, 剩余的压力 ( 能量) 越大, 流体所获得的剩余能量越充盈, 从而导致流体加速, 流量加大。

2. 结合观点一结论的几种情况的讨论。根据观点一得出的结论, 我们来讨论几种情况: 第一, 管道管径不变, 1 - 1和2 - 2 位置高差 ΔZ以及流体流动的能量损失hw皆不变的情况下, 水泵所能提供的压力 ( 能量) 值增大, 管道的出水流量也会相应增大。实际上流量值发生变化时, 能量损失值hw一般也会发生相应的变化, 这时还是要根据压力 ( 能量) 差值的大小来判断管路内流量的大小; 第二, 如果在图1 中高位水箱不是与大气相通的水箱, 而是有压容器, 其余外界条件不变, 则由于2 - 2 出水口处的压强水头P2 /γ 不再是大气压, 则1 - 1 和2 - 2 之间的压力 ( 能量) 差值也会发生变化, 从而影响流量的变化; 第三, 如果图1 中, 管道的管径发生变化, 而其余的外界条件不变, 则常数C值会发生变化, 如果要保持2 - 2 出水流量不变, 则压力 ( 能量) 差值要发生相应的变化, 主要是通过改变位置高差 ΔZ或能量损失hw, 或二者同时发生变化来保证出水流量不变, 通过式 ( 2) 可以很清楚看到这个关系。因此, 观点一当中的流量与压力 ( 能量) 正相关的认识, 实际上是流量与压力 ( 能量) 差值正相关, 流量发生变化的关键因素是压力 ( 能量) 差值, 而非某点某处的压力 ( 能量) 值。

( 二) 观点二中压力与流量关系的辨析。理解了上述探讨内容之后, 再来看观点二, 就很容易理解了。实际上对于N= ρg QH ( N是水泵提供给液体的有效功率值) 这个关系式, N可理解为在单位时间内通过泵的液体所获得的全部总能量。对于确定的工频离心泵来说, 输出的有效功率值一定, 则流体通过水泵所获得的全部总能量值就是一个定值。这就像物理学中所表明的那样, 做同样的功举起不同重量的物体, 当然重量重的物体会被举得低些, 重量轻的物体会被举得高些。对于同一种流体来说, 就表现为流体的流量大小。这里的H值实际上就是反映在水泵出口处的扬程值, 是一个点的压力 ( 能量) 值, 而非压力 ( 能量) 差值, 它与水泵之后的管道当中流量大小没有直接关系。此处的H值与观点一当中的H值不是一个概念, 因此, 不能想当然地认为提高水泵的扬程就一定能增大给水流量。

三、结语

所以, 经过上述分析, 两种观点当中所给的公式都是正确的, 流量和压力的关系只能在具体环境和情况下具体的判断, 二者之间没有直接的、硬性的联系。只有深入了解这些关系, 在以后的设计当中才能够正确分析和解决一些实际问题。

摘要：在日常的给水设计当中, 流量和压力是两个经常会遇到的设计值。设计工作者常常会提出的一些关于流量和压力关系的观点, 归纳起来主要有两种倾向。应用水力学的相关知识概念, 以及物理学当中的能量守恒与转化的关系对这些观点加以分析阐述, 从而对各种观点进行辨析。

关键词：压力,流量,能量,水头,有效功率

参考文献

[1]蔡增基, 龙天渝.流体力学泵与风机[M].北京:中国建筑工业出版社, 1999

[2]姜乃昌主编.泵与泵站[M].北京:中国建筑工业出版社, 2007

锅炉给水泵汽轮机调节保安系统改进篇2

我厂机组是哈尔滨汽轮机厂生产的超临界600MW汽轮机, 配备2台半容量的汽动锅炉给水泵和1台30%容量的用以启动备用的电动给水泵。

每台汽动给水泵由1台变转速、变参数、变功率的凝汽式小汽轮机驱动。

主汽轮机在额定工况运行时, 2台小汽轮机并联运行;单台小汽轮机运行时, 可以驱动给水泵供给锅炉60%的额定给水量。小汽轮机的型号是ND (G) 83/83/07型, 功率是6000k W。小汽轮机的调节方式是数字式电液调节形式, 采用MEH控制方式。高压、低压主汽门的操纵机构采用低压透平油源, 高调、低调门的操纵机构采用高压EH油源。

本系统包括2台全容量、型号同为80YG-150A的交流电动油泵, 其中一台运行, 一台备用。泵的主要性能参数如下:流量Q=46.5m3/h, 扬程H=1.27MPa, 轴功率45k W, 转速n=2950rpm另外配置1台低压直流润滑油泵, 作为事故时供小汽轮机及泵组轴承的润滑用油。

从交流油泵出来的压力油经逆止门分两路:一路通向小汽轮机的调节保安用油, 作为控制小汽轮机主汽门操纵座的安全油、启动油和复位油等;另一路由注油器减压扩容到小汽轮机的润滑用油。

调节保安用油经过￠48×3.5的管子分两路:一路经过经过￠22×3的管子到前箱供旋转阻尼、危机保安器注油、危机遮断及复位装置用油;一路经过￠22×3的管子分别到高、低压电磁换向阀后变成启动油去高、低压主汽门操纵座开启主汽门。

2 小汽轮机调节保安油系统存在的问题及分析

小汽轮机在实际运行过程中, 当运行中的一台交流油泵由于其它原因跳闸时, 备用交流油泵低油压自启动或电气联锁启动时, 高、低压主汽门已经关闭, 小汽轮机组跳闸, 锅炉汽包水位波动, 容易造成锅炉MFT动作, 主机跳机。

通过现场试验发现交流油泵出口油压下降到低油压自启动值0.85MPa, 启动油压下降较小, 而安全油压从1.10MPa突降到0.55MPa。

考虑到安全油是经过两只￠2.5mm节流孔后形成的, 为了解决这种问题, 将交流油泵低油压自启动压力由原来的0.85MPa调到1.10 MPa而且调整继电器动作时间。

通过现场做试验后发现安全油压从1.10MPa仍突降到0.55MPa, 造成主汽门关闭。小机主汽门关闭的原因一开始怀疑是安全油压低, 造成机组保护动作。

联系热控将两只跳闸电磁阀20/TT-1和20/TT-2全部强制后, 开启小机主汽门后拉开运行交流油泵事故开关后, 小机主汽门仍然关闭, 这样可以判定是机械问题造成小机跳闸的。

通过对系统的分析, 造成安全油压突降的原因是由于系统管路设计的通径较小, 调节油经过￠22×3的管子到前箱, 供旋转阻尼、危机保安器注油、危机遮断及复位装置用油, 但是造成小机主汽门关闭的主要原因是辅助油门结构设计存在缺陷, 因为主汽门的安全油进、泄油都通过辅助油门来实现得。

下面简要介绍一下辅助油门的结构和工作原理:辅助油门共有五个腔室, 第一个腔室是泄油室, 泄去主汽门托盘下的安全油;第二个腔室是进油室, 到主汽门托盘下建立安全油;第三个腔室是进油室, 调节油经过节流孔从危机遮断及复位装置供给安全油;第四个腔室是泄油室, 泄去从危机遮断及复位装置供给的安全油;第五个腔室是复位油油室, 供辅助油门复位用油。

当复位油压建立时克服辅助油门活塞上部的弹簧力, 辅助油门活塞向上移动关闭所有泄油口, 安全油通过油口进入主汽门托盘下部, 复位油消失后则安全油通过活塞中心孔的小孔到活塞的底部继续顶住活塞, 让活塞保持在上部位置。

由于复位油作用在活塞上, 而安全油只作用在下部活塞杆上, 作用面积较小。当安全油压波动时, 作用在辅助油门活塞杆底部的安全油压, 由于活塞杆的底部面积较小, 克服不了活塞上部的弹簧力作用及活塞本身的自重而落下, 造成主汽门托盘下的安全油压消失主汽门关闭。

3 改进措施

针对发现的问题通过计算后得出只要安全油压不低于0.65MPa, 辅助油门活塞杆底部的安全油就可以克服活塞上部的弹簧力作用及活塞本身的自重。

考虑运行中旋转阻尼用油及活塞间隙漏油, 系统在切换泵时需要瞬间对调节油进行补充油量, 为了简化系统, 决定在一路调节油管路上加装一只蓄能器和单向阀。利用机组小修时, 在调速油到前箱供旋转阻尼、危机保安器注油、危机遮断及复位装置用油的￠22×3管路上, 加装25升蓄能器和DN25的单向阀。

考虑到调节油压力, 蓄能器的氮气压力为0.60MPa较适宜。改进后通过现场试验, 运行交流油泵跳闸后安全油压从1.0MPa下降到0.75 MPa, 高、低压主汽门没有关闭, 保安系统各种试验一次成功, 改进获得预期效果, 为今后机组的安全运行打下基础。

参考文献

[1]引进型600MW汽轮机检修工艺规程.

压力流量抽汽调节系统篇3

关键词：供热电站,抽汽汽轮机,压力流量抽汽调节系统

1 引言

供热电站的抽汽汽轮机既要向电网供电, 又要向热用户供热。为了保证供电和供热的质量, 电网要求汽轮机保持一定的转速和功率输出, 热网则要求汽轮机保持一定的抽汽压力、温度和抽汽量。而抽汽温度决定于抽汽压力, 不可调节。这就要求抽汽式电站汽轮机调节系统既能控制汽轮机的转速和功率, 又能控制抽汽压力和抽汽量。

在机械液压调节系统中, 对于抽汽式汽轮机, 设有压力调节系统。压力调节系统依靠压力信号来感知抽汽压力变化, 对抽汽压力和抽汽量进行调节。不能对抽汽量直接进行调节。

在数字电液调节系统中, 采用了功频调节系统, 大大提高了对功率频率的调节质量。但是对抽汽式汽轮机, 仍采用压力调节系统, 存在调节质量问题。

本文通过对压力系统的调节精度进行分析, 提出压力流量调节系统。

2 压力抽汽调节系统的分析

2.1 压力抽汽调节系统解偶方程的建立

对于抽汽机组的数字电液调节系统, 除了功频调节系统外, 同机械液压调节系统一样, 抽汽调节仍采用压力调节系统, 提出:

式中:S:速度信号 (负荷) ;P1:一抽压力控制信号 (一抽流量) ;P2:二抽压力控制信号 (二抽流量) ;HP:高压阀位 (高压阀流量) ;IP:中压阀位 (中压阀流量) ;LP:低压阀位 (低压阀流量)

下面通过五万千瓦双抽机组的四个典型工况的功率、抽汽量和各调节阀流量, 计算出12个系数Kij, 建立高、中、低压油动机方程。调节系统通过这一方程, 根据压力控制信号, 来确定各油动机升程。

首先建立油动机方程, 由此得到阀门流量方程:

2.2 以相对抽汽量为调节信号对系统调节精度的影响

我们注意到, 上述方程是以P1、P2作为相对抽汽量建立的。所以我们首先以相对抽汽量为调节信号来检验由式 (1) 、 (2) 、 (3) 求得的阀门流量与热力计算得到的阀门流量的偏差, 这一偏差影响系统的调节精度。检验结果见图1~图3。

由图1~图3, 可以得到以下结论:

(1) 大部分工况, 由公式求得的阀门流量与热力计算得到的阀门流量的偏差很小。

(2) 以相对抽汽量为调节信号对系统调节精度的影响很小, 可以用相对抽汽量作为调节信号。

2.3 以相对抽汽压力为调节信号对系统调节精度的影响

在压力调节系统中, 实际上是以相对抽汽压力作为调节信号的。抽汽量变化时, 会引起抽汽压力变化。但是, 当时的抽汽量与额定抽汽量的比值和抽汽压力与额定抽汽压力比值有一定关系, 但不成正比。

我们以相对抽汽压力为调节信号来检验由式 (1) 、 (2) 、 (3) 求得的阀门流量与热力计算得到的阀门流量的偏差, 这一偏差影响系统的调节精度。检验结果见图4~图6。

根据图4-图6, 可以得到以下结论:

(1) 大部分工况, 由公式求得的阀门流量与热力计算得到的阀门流量的偏差很大。

(2) 以相对抽汽压力量为调节信号对系统调节精度的影响很大, 不宜用相对抽汽压力作为调节信号。

3 压力流量抽汽调节系统

由以上分析可知, 以相对抽汽压力量为调节信号对系统调节精度的影响很大, 不能用相对抽汽压力作为调节信号, 应该用相对抽汽量作为调节信号。为了进一步大幅度提高抽汽机组调节系统的精度和稳定性, 本文提出建立压力流量抽汽调节系统。

压力流量抽汽调节系统是引入抽汽压力和抽汽流量信号, 把二者作为调节对象的抽汽调节系统。供热抽汽是调节系统的调节对象, 抽汽流量是调节对象的量, 抽汽压力是调节对象的质。压力流量抽气调节系统既能调节抽汽压力, 又能调节抽汽流量, 无疑会大大提高抽汽的质量。压力流量调节系统摒弃了以压力信号代替抽汽量信号的做法, 能够较准确地给出阀位信号, 会大大提高调节精度和系统稳定性, 真正实现功率和抽汽量的关联调节, 达到系统的自整。

4 结语

汽车 空调系统电子流量调节问题研究篇4

汽车空调在运行过程中由于气候、路况、负荷以及发动机的运转情况的变化而出现不同程度的磨损情况。其制冷系统通常分别由相应的节流元件和热力膨胀阀进行调整和控制。但由于这些元件在运行过程中, 信号传递出现延迟、动作机构不是很适应剧烈的工况变化, 当汽车的空调处于较高的车速环境之下, 其制冷系统的蒸发器十分容易出现结霜的现象, 在恶劣环境下甚至会丧失工作能力。不但会降低车主的用车舒适度, 还会严重破坏整个制冷系统。根据很多启汽车售后的统计结果显示, 有超过三分之一以上的汽车损坏原因是膨胀阀过热度控制失灵导致吸气带液产生液击, 进而产生故障。要想改正这种现状, 可以使用节流元件, 比如电子膨胀阀, 它可以在电脑控制下由相应的程序对其进行相应的控制和调整, 改变这种现状。例如, 可以将电子膨胀阀引入到汽车空调制冷系统中, 这样很可能会解决目前的汽车空调流量节流的各种问题。在整个电子产业中, 电子膨胀阀应用到其他类型制冷装置中十分常见。有研究学者就指出了, 在未来汽车空调行业中, 电子膨胀阀肯定会代替传统热力膨胀阀, 因为它能够及时处理制冷剂流量突变问题。但是关于电子膨胀阀的应用还处于研究阶段, 真正应用到汽车空调中, 还需要一些时日。

2 电子流量控制系统

作为汽车空调中的一个重要元件, 电子调节阀的主要作用是节流调节。它的控制方法在很大程度上取决于空调调节器的特点和控制要求。空调调节器通常要兼顾保证行车人舒适和节能环保两个原则。在整个运行和控制过程中, 它不仅通过迅速降低温度尽可能地为驾乘者提供稳定的理想温度, 而且还要在各种负荷条件下保持较大的效能比。因此, 合理有效控制整个空调系统的压缩机、制冷剂流量、蒸发器、制冷器四部分之间的关系, 是十分重要的。而这一控制过程在很大程度上依赖于膨胀阀开度的调节, 故而, 它在汽车空调系统中具有举足轻重的地位。一方面汽车空调器压缩机运行功率是变化的, 因此电子膨胀阀对制冷剂流量的控制必须满足压缩机转速变化这一特点, 以保证其正常发挥功能。另一方面, 制冷剂流量蒸发器运行需要最佳液面, 因而制冷剂流量也要考虑这个因素。此时主要控制对象是蒸发器的过热度。因此, 在汽车空调调节器中, 设计电子膨胀阀的输入参数时, 应该充分考虑压缩机的转速和蒸发器的过热度两个问题。

将由压缩机转速确定的开环控制和汽车内部换页器过度热度模糊闭环反馈控制结合起来, 能够形成一个比较完善的控制系统, 这种控制系统能够很好地调节电子膨胀阀的开口度, 将转速作为参数输入能使膨胀阀的设计更加符合实际情况, 能够取得很好效果。比如:首先, 使制冷剂的流量、蒸发器的风机、冷凝器风机风量最大限度的满足压缩机功率的需求;其次, 电子膨胀阀在较短的时间内迅速接近目标控制值, 从而提高系统反应能力;再次, 可避免空调启动初期电子膨胀阀过热度迟钝问题的出现, 并降低因之而引发的调节困难;最后, 因为在运行过程中, 压缩机转速开环控制发挥了良好的调控作用, 使得系统稳定性和控制精度大大增加。因此, 在确定过热度反馈调节过程中可以考虑的更加细致, 能够更加灵活和精确的对系统进行调节。避免了单纯的过热度调节过程中震荡过大的现象发生, 调节的更加精细和稳定, 需要的时间进一步缩小。

3 试验系统分析

该次研究采用了国内开发研制的电动势直动型电子膨胀阀。它使用4相8拍的脉冲步进电动机中进行驱动, 针阀的开闭大小由电机直接带动。在整个阀全开和全关过程中, 需要的脉冲如356次, 这个过程主要由微电脑控制器进行控制。在控制过程中, 该研究采取将电子膨胀阀装入汽车空调系统中进行试验的方法, 以探索电脑的调节规律。该研究采用的微电脑控制的控制器, 具有手动和自动调节两种功能, 并通过正负两位数字显示蒸发器出口的过热度。

采用反馈调节的方式对电子膨胀阀进行调节, 鉴于汽车空调的特殊性, 该研究在对蒸发器的进出口、压缩机入口问题进行测试时, 主要采用三支铂电阻温度计进行, 最后获得相应的热度信号。

在探索调节规律时, 如果出现失误, 只需修改微电脑上的模糊控制参数即可。在经过多次的修改和摸索之后, 最终得出了相应的调节规律。为了让电子膨胀阀能够起到电磁阀的作用, 在微电脑控制器调节过程中, 可以设置开度记忆装置以及快速关闭或者开机前的快速制动阀门。有了这两者, 每次当压缩机停止工作之后, 电子膨胀阀即可在限定的时间内完成关闭动作, 而在下次压缩机制动之前, 它又能够及时打开到某种开度。实验表明, 电子膨胀阀在发挥作用的过程中不会影响到系统自身的调节质量。因此, 在压缩机每次启动阶段, 既可避免因过热度为负值导致的压缩机液击现象的发生, 同时又能起动过度过程维持在5 min左右。

4 结语

通过该次研究发现, 电气膨胀阀具有传统热力膨胀阀的作用, 同时还具有自身的优势, 其调节范围宽、控制精度高。同时还能够起到电磁阀的作用。使用电子膨胀阀不但能够使车内的温度迅速平稳的接近预设的数值, 并且保持稳定, 而且还能够实现效能比的最大化。

摘要：文章在对目前市场上汽车空调流量调节现状进行分析的基础上, 认为可采取一种复合控制模式解决其中存在的问题, 即将由发动机驻转速决定压缩机转速引起的开环控制与车内蒸发器过热度模糊闭环反馈控制结合起来, 此外, 双过热度控制信号的方法也是一种可行办法。该研究者认为其设计的电子膨胀阀系统不但能保护电磁阀, 还能显著改善汽车空调的调节问题。

关键词：汽车空调,电子流量,调节问题

参考文献

[1]李夔宁, 廖强, 吕妮娜, 等.汽车空调温度传感器位置及控制参数优化研究[J].汽车工程, 2010 (11) .

[2]王小琴.汽车空调控制技术的研究概况[J].科技经济市场, 2010 (8) .

[3]刘丽.汽车空调制冷的单片机控制系统设计[J].合肥工业大学学报:自然科学版, 2010 (10) .

给水流量调节系统篇5

蒸汽发生器传热能力的大小和效率高低, 直接影响着汽轮发电机组出力和整个核电厂的热效率, 主给水系统的流量大小是反映机组出力情况的重要依据之一。对于主给水系统的流量测量系统的要求是:既要使主给水在管道里顺畅通过, 准确测量出主给水系统管道里流量大小, 又不致引起较大的压力损失, 以提高效能。

1 系统结构及组成概述

以该核电厂二期扩建工程3号机组主给水系统文丘里管和孔板为例, 单台机组只有两个环路, 每台机组包含2台文丘里管和2台孔板, 分A列和B列布置, 并在实体上和电气上均进行隔离放置 (包括流量变送器在内) 。主给水流量测量系统由以下几个部分组成:主给水文丘里管、电容式差压变送器 (分宽量程和窄量程) 、标定孔板、显示和控制单元。其中以A列为例, 主给水流量测量系统结构图见图1。

主给水系统文丘里管和孔板在工艺结构上串行连接, 文丘里管在上游, 而孔板安装在下游。从厂房布置上文丘里管 (ARE009KD) 安装在NX厂房的主给水管道上, 每台文丘里管含3对取压孔 (正负压腔采用环室取压) , 每对取压孔又分出2个取压口, 通过6台差压变送器 (宽量程和窄量程变送器各3台) 用于测量主给水系统的给水流量;而主给水系统孔板 (ARE101KD) 安装在WX厂房, 仅仅在调试试验和运行期间用于对文丘里管测得的流量进行对比, 或在超雷诺数工况时检验文丘里管测得的流量。

2 文丘里管工作原理

由于文丘里管是主给水流量系统测量信号的源头, 又是整个测量系统的核心部件, 以下将对其测量原理进行介绍[1]。秦山二期扩建工程主给水系统文丘里管按照GB/T 2624—93 (国际标准ISO5167—1991) 标准中的粗焊铁板收缩段型经典文丘里管进行设计, 由上游直管段、环室取压孔、圆锥收缩段、圆筒喉部、喉部取压孔、圆锥扩散段和下游直管段依次连接而组成的取压装置 (文丘里管简图见图2) 。

主给水文丘里管的取压装置共包括3对正负取压孔, 取压孔之间按120°角均匀分布, 每一对取压孔都分两路, 并将各自测得的差压信号分别送往一个宽量程和一个窄量程差压式流量变送器。通过变送器将相应的流量信号送到主控室、给水流量调节系统、蒸发器水位调节系统、保护系统和ATWT系统。

3 主给水文丘里管的特点

根据GB/T 2624—93中对各种文丘里管特点的描述和比较, 三种常用类型的文丘里管流出系数不确定度参考值、缺点和适用范围见表1, 也是一般工程上选择采用何种文丘里管类型的基本依据。

根据表1, GB/T 2624—93中各种文丘里管主要特点, 某核电二期工程主给水系统文丘里管总体特点是一个要求耐高压、高测量精度、高运行年限 (正常运行40年以上) 的高技术要求的文丘里管[3]。

4 误差分析

考虑到主给水系统文丘里管实际工作范围, 本次标定试验考核的雷诺数范围为:0.80×106~1.56×106, 在分析和计算中选取的参数为后六个点。

误差分析和计算参数计算方法:

1) 各测点平均流出系数Ci的计算公式为:。

2) 标定值流出系数C标定值的大小为Ci中最大值和最小值的算术平均值, 计算公式为:

在表中可以看出最大值和最小值分别为C10和C7, 代入计算得出:C标定值=0.982 4。

3) 相对误差δCi/Ci (线性度e1i) 的计算公式为:

最终的相对误差大小为δCi/Ci中的最大值, 即δC/C=0.14%, 线性度e1=0.14%, 是误差分析和计算的必备元素。

4) 重复性e2i, 根据GB/T 2624—1993附件B中的计算公式B5, 如下:

其中, ta为置信度为95%的n次检定的t分布的置信系数, 在计算中ta是根据6次检定的进行分析和计算, 取ta=2.571, 而e2的大小同样取e2i中的最大值0.12%, 即重复性e2=0.12%, 是误差计算的必备元素。

5) 标定装置的精度e3, 国家权威计量部门对上海热工所的标定装置本身进行检定, 精度为:e3=0.105%。

6) e (Hi) 为差压测量装置的基本误差限, 标定试验中使用的是威尔泰变送器, 其精度经过检定满足0.1%的精度等级, e (ΔP) =e (Hi) =0.1%, 为变送器精度。

因此, 根据GB/T 2624—1993附件B中的计算公式B6, 对于文丘里管标定最终的流出系数不确定度e为:

该误差分析的结果显示, 主给水文丘里管流出系数的不确定度为0.3%, 远远高于GB/T 2624—1993标准中对粗焊铁板收缩段型 (卷板) 文丘里管规定的不确定度 (1.5%) 。该流出系数的不确定度 (0.3%) 即为整套节流装置的综合精度 (包含变送器、测量装置等的综合误差) 。

5 应用注意及优化建议

1) 由于文丘里管等节流设备会给系统带来压力损失, 而压力的损失将导致能量的无形损失, 进而直接影响到机组出力和热效率, 在设计和计算过程中一定要注意严格控制设计压力损失, 不能超过设计限值[2]。目前主给水文丘里管在18 k Pa左右 (远小于设计要求的30 k Pa) 。

设计时关于文丘里管前后直管段的设计, 提高机械加工的精度, 对于需要严格保证机械加工精度和尺寸的部件, 一定要采用高精度的加工设备, 根据现在的机加工行业水平, 一般要求将公差控制在0.05%以内, 以充分保障在机加工环节有很高的精度。

2) 重要参数选取, 对于文丘里管前后直管段的设计, 特别是管道内径在200 mm~1 200 mm的大口径文丘里管, 尽量将重要参数孔径比β控制在0.4~0.7之间 (本项目中文丘里管的β值为0.589) ;对于文丘里管的收缩段前直管道最小长度应不低于D (管道内径) , 保证进入收缩段的流体为稳定流体;而对于扩散段的加工一定将扩散角控制在7°~15°之间[2], 利于流体的平稳扩张, 避免压力突降, 也能有效地减少压力损失。

6 结语

通过以上对某核电二期工程3号机组主给水系统文丘里管及特点的介绍和实流标定分析, 可以看出该文丘里管适用于核电厂高温高压使用环境, 测量精度和压力损失指标都远高于国家标准的要求, 确保使用寿命能达到40年以上。因此该主给水系统的文丘里管在各项技术方面都满足核电站工艺系统的要求, 完全能胜任对主给水系统的流量测量工作。

摘要：详细介绍了高压文丘里管在核电厂主给水流量测量系统中的应用和标定情况, 提供了大量有价值的经验和数据, 对于核电站运行和维护人员加深对文丘里管的认识和优化应用起到了极大的作用。

关键词：核电厂,主给水系统,文丘里管,流出系数

参考文献

[1]GB/T 2624—1993, 流量测量节流装置用孔板、喷嘴、文丘里管测量充满圆管的流体流量[S].

给水流量调节系统篇6

火力发电是我国主要的发电方式之一, 这是我国煤多油少气少的能源特征造成的。火力发电系统主要由燃烧系统、汽水系统、电气系统、控制系统等组成, 其中, 控制系统是实现我国火力发电产业向科技化、智能化、集约化发展的主要内容。全程给水自控系统在火力发电机组低负荷调解阶段的应用, 主要目的是达到科学发展的要求及“十二五”发展节能环保产业的要求。火力发电一直是我国污染比较严重的产业, 提高火力发电的效率, 成为我国火力发电产业发展的主要方向。为此, 从火力发电机组的发展现状出发, 介绍全程给水自控系统在火力发电机组低负荷调节阶段的应用, 并就出现的问题提出解决措施。

1 火力发电机组发展现状

据我国火力发电产业行业报告以及相关部门统计的数据, 我国火力发电的发电量占全国总发电量的80%以上。

目前, 我国火力发电机组的研究主要集中在控制系统自动化、系统管理自动化以及系统运行自动化等几个方面。最为重要的就是系统控制自动化, 因为控制系统自动化是实现管理、运行自动化的基础。国内外开展系统优化管理的主要研究方向是检测程序、数据采集和管理程序等。

2 给水自控系统

在我国火力发电技术改进的过程, 把实现火力发电系统自动化作为首要的发展目标, 而全程给水自动控制系统就是关键技术之一。这是由于保证火力发电整个流程正常运转的关键就是水, 通过水到水蒸气再到水的这一系列过程, 使火力发电所产生的热量转化为电。

全程给水自动控制系统在火力发电机组低负荷运行阶段的应用, 就是考虑到水对整个火力发电系统的关键作用, 相比较于人工加水, 自动给水系统不仅具有智能性特点, 还使得整个火力发电系统具有更高的科技含量。全程给水自动控制系统具有智能化和自动化的特点, 提高了整个火力发电过程中的发电效率, 大大减少了资源的消耗。

3 全程给水自控系统在火力发电机组低负荷调节阶段的应用

3.1 系统设计

系统设计主要考虑在锅炉给水的过程中不需要人工干预, 实现全程自动控制, 这就需要根据启停阶段到满负荷运行阶段的状态, 采取有针对性的措施实现机组对负荷变化的适应能力。

3.2 系统实施方案

系统实施方案必须要根据实际情况进行制定, 为了以防万一, 必须要制定多种实施方案。根据主机、辅机等结构的特征, 选定适应设备的控制系统, 并要保证控制系统的正常使用。

3.3 测量方案

自动控制系统在运行过程中可能会出现一些问题, 并会产生相应的参数, 因此, 测量方案要把自动系统运行过程中所产生的相关参数记录下来, 包括水位、给水量、蒸汽量等, 以实现自动控制系统的良好运行。

3.4 系统切换

锅炉在给水时会产生不同的负荷, 在高负荷和低负荷变化时, 自动控制系统必须要保证能自由切换, 以保证自动给水系统的正常运行。

3.5 给水泵的运行

给水泵不能出现任何问题, 否则会造成不可估量的损失。给水泵是否健康安全运行, 直接关系到全程给水自控系统的运行, 因此要求给水泵的运行必须稳定、安全。

4 注意事项

在全程给水自控系统运行过程中, 最容易出现的问题就是气包水位调节系统和给水泵出口压力调节系统相互影响、不能正常运转的问题。这是因为气包水位调节系统在调节气包时, 会产生极大的压力, 这种压力主要来源于内外温度不同而造成的大气压差, 使得给水泵出口在调节时不稳定, 造成控制系统出现给水失误, 出现水量过少或过多, 使火力发电机组不能全效、持续运行, 还会降低火力发电机组的使用质量和寿命。