300MW亚临界机组

300MW亚临界机组（精选九篇）

300MW亚临界机组篇1

首台哈尔滨汽轮机厂有限公司生产的亚临界参数、N300-16.7/537/537型纯凝汽汽轮机于1993年投运,截至2009年初,共有90余台该型机组在役。其中,从西屋公司引进的原型机未生产,生产了26台引进型机组(73号)、8台完善化型机组(73A)、56台新一代机组(73B),如图1所示。

在役的73号、73A型机组运行时间都超过了10 a。普遍反映的问题是机组经济性较差,热耗率、缸效率等重要指标严重偏离设计值。对此,结合部分电厂改造的经验,提出了亚临界参数300 MW机组改造基本思路[1]。

1增容增效改造的问题和对策

1.1高中压部分

由于设计年代较早,技术落后,导致机组的通流效率达不到设计值。表1中列出了部分机组高压缸效率值(设计值和实测值)。

表1中8台机组高压缸效率实测平均值为80.28%,与设计值平均差6.28%。高压缸效率偏低,必然使机组经济性下降。

影响高中压缸效率下降的原因较多,如通流效率低、机组内漏、系统漏汽等。因此,改造在更换新的通流之外,同时还要对机组结构和系统做适当调整,减少机组内漏和系统漏汽的发生。

高中压缸部分改造主要采用如下办法:

a.更换调节级喷嘴。调节级效率低是300 MW机组高压缸效率低的原因之一。一方面调节级面积不合理;另一方面,老机组的调节级喷嘴结构不合理,影响机组安全。根据增容增效的要求,调节级喷嘴面积重新确定;同时增加了汽道数,改变了喷嘴组后的汽流扰动频率,在很大程度上降低了对喷嘴出汽侧的损坏,保证了改造后机组安全运行。

b.更换压力级叶片和汽封形式。根据新机组的设计运行经验,高中压通流级采用高效率的全三维设计的反动式叶片,通过计算合理匹配动静关系使损失最小化。高中压反动式叶片与哈汽73B系列叶片设计相同。实践表明,该系列叶片具有很好的气动性能,叶片型线具有后加载特性,变工况性能好。高中压动叶顶部汽封全部采用迷宫式汽封,级间漏汽达到最小。

c.改进高压进汽插管和高压隔板套结构。高压进汽管漏汽、汽缸中分面漏汽对高压缸效率的影响较大。通过进汽管连接方式的改进,可以有效减少漏汽量,降低损失。同样,改进后的高压隔板套增强了密封性能,能够有效减小漏汽损失。

1.2低压部分

末级、次末级叶片效率不高是影响低压缸效率的主要原因。同时机组低压内缸中分面和低压隔板套中分面密封不严,造成压力高的区域向压力低的抽汽段漏汽,导致抽汽温度过高,表现为运行时5、6段抽汽温度高于设计值,对低压缸效率产生不利影响。中分面漏汽的主要原因如下:

a.汽缸中分面法兰在热态运行时变形导致漏汽。

b.螺栓材料抗松弛性能差,长时间运行导致螺松弛影响密封效果。

c.法兰螺栓预紧力偏小造成密封力不够。

d.隔板套中分面螺栓数量少导致密封力不够。

e.机组现场安装时没有满足设计要求的伸长量,导致密封效果差。

低压缸改造主要采取如下措施:

a.将汽缸内置法兰螺栓和隔板套法兰螺栓材料改为20Cr1Mo1VTiB,抗松弛性能提高,有利于增大剩余应力,从而保证密封性。

b.增大螺栓预紧力和增加法兰中分面密封键。

c.减少螺栓长度,减小螺栓伸长量,取消套筒更换成长罩螺母,减少螺栓自由长度和密封面,保证剩余应力。

d.将工艺孔盖板焊牢。

e.增大螺栓预紧力和增加法兰中分面密封键。

f.分面增加隔板套中把紧螺栓和密封键。

1.3改进后的结构特点

改进后的高压缸通流结构如图2所示。改进后的低压通流结构如图3所示。

1.4改进后的预期效果

改造效果和机组改前状况密不可分,但是根据哈汽73B机组和已改造的300 MW机组运行数据可以做基本的效益预估。

由于低压缸效率和系统状况有关,高压缸效率直接取自试验数据,能准确反映通流情况。表2为新一代300 MW机组实测高压缸效率值[2]。

6台机组高压缸效率实测平均值为85.68%,比老机组实测值高5.4%。中压缸更换新叶片后,实测效率通常在91.5%～92%,比老机组提高2%。假设低压缸也是因为叶型损失大引起效率偏低,低压缸效率也可以提高2% 。根据各缸效率对机组性能的影响比例,可以推断,改造后汽轮机通流和结构的改进,使机组经济性大约可以提高3% 。按300 MW机组实际煤耗在340 g/(kW·h)左右计算,改造预计可以使机组煤耗降低10 g/(kW·h)。由于效率的提高,在不改变机组系统配置的情况下,机组的铭牌出力可以达到315～320 MW左右。同时,改造还可以增加机组的安全性和使用寿命。

2供热改造的可行性分析

提高经济性的目的之一就是提高系统的热效率。所以,在国家节能减排的大背景下,有条件的电厂可以实施热电联供改造,减少冷源损失,提高机组的热利用率。

2.1工业用汽改造

由于结构原因,在汽缸抽汽口扩孔能提供的蒸汽量比较小;而再热冷段又受锅炉限制,不能大量供汽。因此,抽汽口只能布置在热再管段上。

这种改造的汽轮机中压调节阀需要参与供热调节。在供热运行时,根据调节级压力来调整高排压力不低于纯凝运行时的数值,以保护机组的高排区域叶片。

改造主要要考虑供热运行时对机组的影响,在各个工况都要确保安全。目前,这种方式的最大供热流量为260 t/h,供热参数为3.8 MPa左右。

2.2采暖用汽改造

采暖用汽主要取自中低压连通管。根据经验,蝶阀需要安装在垂直管段上,同时,原有的连通管压损大、运行时安全性差。因此,在改造中更换了新型连通管。改造后的连通管如图5所示。

为保护中压排汽区域叶片,需要在连通管上加装蝶阀,以控制中压缸排汽压力。同时,在供热管道上加装安全阀、快关阀、逆止阀等以保护汽轮机。

改造后机组纯凝运行时经济性不变,采暖期可以采用以热定电的方式运行。采暖期可提供最大300 t/h的蒸汽,供热参数为0.8～1.0 MPa,345～355 ℃。每增加1 t/h抽汽量,大约损失200 kW电量。

改造后的供热系统如图4所示,改造后的连通管如图5所示。

2.3供热改造效益分析

充分利用热能做功或者获得收益是设计者和设备运行企业的共同追求。无论是节能降耗还是节能减排,最终目的都是想尽可能的发挥能源的作用,减少中间损失。对汽轮机装置来说,减少冷源损失,也就是减少进入低压缸的乏汽量,是提高效率的最直接措施[3]。

亚临界300 MW汽轮机纯凝运行时,设计热效率约为45.5%;当采暖抽汽达到200 t/h时,汽轮机的热效率约为50%。如果抽汽量继续增加,装置的热效率就会进一步增大。

3空冷机组供热改造的可能性

目前运行的亚临界300 MW空冷机组主要集中在山西、内蒙地区。除考虑连通管供热改造之外,可以考虑采用低真空供热的方式进一步提高装置热效率。

由于汽轮机运行背压可以达到35～40 kPa,完全具备加热循环水的能力。在采暖期,如果能采用低真空供热的方式运行,热效率将大幅度提高。当然,这要受到当地热网容量、电厂实际情况等条件的限制,还需要进一步研究。

4结论

哈汽优化型及完善化型亚临界参数300 MW汽轮机运行时间已在10 a以上,经济性远远落后于新一代300 MW机组。制造厂可以应用现有技术对老机组进行增容增效、供热等多种形式的改造,以提高汽轮机组运行经济性,满足城市快速发展的供热需求。

参考文献

[1]朱晓令,宋文希.国产引进型300 MW汽轮机存在的问题及解决办法[J].热力发电,1999(4):12-15.

[2]李殿成,王仲奇.引进型300 MW汽轮机高压缸改造及效果[J].汽轮机技术,2003,6(3):145-147.

300MW亚临界机组篇2

关键词：滑参数停机；制粉系统；等离子点火装置；高压缸调节级；BOP；SOP

中图分类号：TK267 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2013）20-0131-03

1 机组机炉设备规范

汽轮机为600MW汽轮机为上海汽轮机有限公司（按照美国西屋技术）生产的亚临界、一次中间再热、四缸四排汽、单轴、凝汽式汽轮机。汽轮机的型号是N600-16.7/538/538，最大功率为663MW（VWO工况）。

本锅炉是上海锅炉厂制造亚临界一次中间再热控制循环汽包炉。锅炉采用单炉膛∏型露天布置，全钢架悬吊结构，固态排渣，配有六台直吹式中速制粉系统。锅炉型号是SG-2028/17.5-M907，燃烧方式为四角布置切圆燃烧。

2 滑参数停机的目的

滑参数停机方式，通过降低主，再热蒸汽的温度，快速降低汽机金属温度，缩短停机冷却时间以使机组得到最大限度的冷却，使检修提前开工，缩短检修工期。

3 滑参数停机前工况要求

机组负荷降至350MW，主汽压力10～11MPa，主汽温度500℃，高压调门全开。

4 滑参数停机注意事项

（1）滑停过程中，主蒸汽、再热蒸汽温差≯50℃，降温过程中再热汽温应尽量跟上主蒸汽温度。

（2）滑停过程中，注意汽温、汽缸壁温下降速度，主、再热汽温在10min内急剧下降50℃，应打闸停机。严防发生汽轮机水击，主蒸汽过热度控制在80℃，最低不能低于56℃。

（3）滑停过程中，注意降压速度，注意炉水温度变化不大于2.6℃/min（166℃/h）。

（4）滑停过程中，不准进行汽轮机的注油试验或其他影响高、中压自动主汽门，调速汽门开度的试验。

（5）在降温降压的过程，应特别监视高、中压转子有效温度、中压叶片持环温度变化情况，注意机组胀差及绝对膨胀的变化。

（6）减负荷过程中，高加切除后应特别注意主再热汽温的监视和调整，避免汽温的反复。

监视和分析主汽门室、高、中、低压缸温及ATC所显示的汽轮机各点金属温度下降率应正常。

（7）在整个滑参数停机过程中，参数不应出现回升

现象。

（8）在滑停过程中应密切监视汽轮机差胀、位移、振动、汽缸上下缸温差。

（9）在启停磨过程中，要避免燃料量的大幅度变化，调整磨煤机入口一次风量及加、减煤量时，必须要注意汽温的变化，防止汽温反弹。

（10）在汽温下降的过程中，调节煤量一定要与调节汽温协调好，要注意压力的变化，特别是后期过热度富裕量不足时，调节煤量更要缓慢，防止主汽压力降的

过低。

（11）在负荷变化、风量变化时，要注意炉膛风箱差压的变化，调整风门挡板的开度时也要关注对汽温的

影响。

（12）在滑停后期，减温水量稳定、负荷稳定时，燃料量的变化会直接反映出汽温的变化，因此减煤幅度一定要缓慢，控制汽温下将的速率。

5 滑参数停机的步骤

5.1 机组解列前操作步骤

5.1.1 机组负荷由600MW减至350MW且稳定后，保持下四台制粉系统C/D/E/F磨煤机运行，调整蒸汽参数至GV1～GV4全开，调整机组主汽压力和温度达到滑停起始参数，开始滑停。

5.1.2 调整给水运行方式为一台汽动给水泵和一台电动给水泵运行。控制汽包水位，关闭另一台汽泵出口门专供减温水，注意控制减温水压力比主汽压力高2MPa以上。

5.1.3 主、再热蒸汽参数按滑停曲线进行降温降压，以每分钟下降0.5℃～0.8℃速率降低温度，最大不超过0.8℃/min。开始滑停，停运C磨。

5.1.4 负荷降至240MW，投用等离子点火装置，减少煤量，停运D磨。维持主汽压力7.0～8.0MPa，汽温390℃～400℃，观察高中压缸第一级金属温度下降情况，稳定1小时。

5.1.5 负荷降至180MW，维持主汽压力5.0～6.0MPa，汽温340℃～350℃。观察高中压缸第一级金属温度下降情况，稳定1小时，退出空预器密封挡板，投入空预器连续吹灰。

5.1.6 负荷降至120MW，停用另一台汽动给水泵和1号、2号、3号高加汽侧。检查相关中低压疏水开启。停运精处理及凝结水、给水加药。F磨煤机投等离子模式，停电除尘。

5.1.7 负荷90MW，检查汽轮机低压缸喷水自动投入。

5.1.8 负荷60MW，检查相关高压疏水门开启。

5.1.9 主汽参数降至汽压2.0～3.0MPa左右，汽温300℃～320℃，高压缸第一级金属温度300℃。将供减温水的汽泵汽源切换至厂用汽，关闭冷段及四抽汽源。

5.2 减负荷停机

5.2.1 启动BOP（主机润滑油泵）、SOP（高压备用油泵）并检查油压正常。

5.2.2 关小高压调门减有功至零，降低励磁使无功近零；同时逐渐开启旁路，保持汽温汽压不变。

5.2.3 联系调度，汽轮机手动打闸，发电机逆功率解列，停运EH油泵。

5.2.4 检查TV、GV、RV、IV及高排逆止门、各段抽汽逆止门均关闭，转速下降。

5.2.5 转速降至2200r/min，检查顶轴油泵自动联启，记录惰走曲线并与典型惰走曲线相比较；转速到0，投盘车，测大轴晃动度并做好上下缸温度、润滑油温、各瓦顶轴油压等停机记录工作。

5.2.6 锅炉熄火后，调整风量30%～40%之间，吹扫5～10min，停止送引风机运行，关闭所有烟风挡板。

图1 机组滑停曲线

6 滑参数停机的重要风险点操作解析

6.1 滑停过程中汽温的调节总结

滑停过程中主、再热汽温按滑停曲线进行降温，以每分钟下降1℃～1.5℃速率降低温度，主蒸汽过热度应控制在80℃以上，不能低于56℃。再热汽温跟着主汽温度进行调整，主蒸汽与再热蒸汽温度差不应大于50℃。

6.1.1 在滑停过程中汽温的调节时：已经有一台汽泵退出运行，专供汽温减温水用，这样减温水的压力就基本保持恒定不变，减温水的流量较易控制；在调温的过程中由于主汽温的过热度小很多，所以使用减温水时更要谨慎，严禁大幅度操作减温水调门，特别是主蒸汽的二级减温水。

6.1.2 在主再热汽温的调节中，特别应注意调节的提前量，若发现汽温下降很快，应立即减少减温水的用量，根据主、再热蒸汽系统各个汽温测点和汽温趋势来调整。并且将减温水用量尽量集中在主蒸汽的一级减温器，让主蒸汽的二级减温水用量尽量少一些。并注意影响汽温的各种因素，减燃料时应缓慢，尤其在煤仓烧空的瞬间，要注意及时快速补充燃料。

6.1.3 汽温的调整还应结合燃烧器的摆角、风门开度等手段进行调节，但滑停时机组负荷较低，上述调整应采用多次小幅度进行，避免大幅动作，引起对汽温大幅波动。

6.2 滑停中汽包水位控制解析

在机组350MW时启动电泵并入系统，退出一台汽泵，定速专供减温水，有利于温度和水位的调节。在并入电泵退汽泵的过程中，应保持正常运行的汽泵的转速始终放自动，因为电泵与汽泵的调节特性不同，在电泵并入出水后应该让电泵带基本负荷，汽泵投入自动调节水位，此时一定要注意汽泵的转速在可调节范围内。退出运行专供减温水的汽泵的转速应根据主汽温度所需减温水量及主汽压力进行调节，以保证减温水压力始终高于主汽压一定压力。

正常运行的汽泵的转速降到接近3100r，再循环已经全开，汽泵基本没有调节余度。而汽包水位仍有上升趋势，此时将该运行汽泵会切至MEH控制，在MEH中设定转速，降低给水量维持水位平稳。

当机组负荷降至30%额定负荷的时候，该运行汽泵转速已降至2650r左右，一台电泵已经基本可以满足机组用水需要。此时应关闭该汽泵出口门，退出该汽泵作为紧急备用，保持汽泵转速不变，只用电泵对锅炉上水，此时应注意电泵勺管开度最大没有超过65%，随着主汽压力的降低，汽包水位开始比较难控制，电泵的开度也逐渐降低，故此时可将电泵给水切至副阀调节，以便更好地控制汽包水位，打闸前可控制水位至高水位，在打闸后水位降至最低后应迅速减少给水量，以免水位过高。另在主给水流量降至540t/h附近时，省煤器再循环频繁开关，会对汽包水位造成一定影响，可提前手动开启省煤器再循环门。

6.3 滑停中燃烧调整总结

滑停时燃烧调整的目的主要是在降低主汽压力的同时配合汽温能平稳降低。需要滑停的机组，在滑停前应采用走空给煤机、煤仓烧空的方式，要考虑煤仓煤位和配比。

由于滑停前主汽温度过高，且最后停机时需要投运等离子模式，所以在保证总煤量不变的情况下首先减少F磨煤机的给煤量，同时为防止上层的A/B煤仓同时烧空，减少B给煤量，通过改变制粉系统的投用层次，降低火焰中心的位置使主再热汽温降低。

待A/B仓烧空后，机组负荷也可降至350MW，保持C/D/E/F磨煤机运行，240MW时，C原煤仓烧空，解除风量自动，投入等离子拉弧。降负荷至180MW，逐渐将D磨煤量倒至E、F磨，负荷降至120MW左右时，保持稳定，待D煤仓烧空停运。负荷稳定在120MW1小时后，然后依次再烧空E原煤仓停运。待F给煤机皮带有煤信号消失，煤仓烧空，停运给煤机，直至F磨煤机运行至空载电流后手动MFT，发电机逆功率动作，发电机跳闸，联跳汽机。如大连锁未动作，则手动紧急停机。

参考文献

[1] 广东国华粤电台山发电有限公司集控运行规程[S].

[2] 广东国华粤电台山发电有限公司滑停操作记录，启停机总结.

300MW亚临界机组篇3

1.1 高背压供热

高背压供热(低真空循环水供热)是将汽轮机低压缸排汽压力提高,从而使排汽温度提高,加热进入汽轮机凝汽器的热网循环水,使其供热。也就是使凝汽器成为供热系统的热网加热器,充分利用机组排汽的汽化潜热加热热网循环水,将冷源损失降为零,提高机组的循环热效率。采用该方法供热是在不增加机组规模的前提下,回收冷源损失,增加了供热量,增大了供热面积。

1.2 高背压供热研究现状

一般情况下,50 MW以下的运行热电联产机组采用可调抽汽或背压机组供热,100 MW及以上机组基本采用抽凝式供热。抽凝式供热机组与背压式机组在供热运行工况下的发电煤耗相差100 g左右。背压式机组或低真空循环水供热机组与抽凝式机组相比,其供热经济性根本的差异在于:背压(或低真空循环水供热)机组在供热工况下运行时,其冷源损失全部被利用,而抽凝式机组只有部分抽汽被用于供热,汽轮机排汽份额有所减少,但这部分排汽仍存在较大冷源损失。

高背压供热机组是近年为适应北方采暖供热而出现的改造型机组,大都是由纯凝或抽凝式机组经改造而成。该供热方式于20世纪80年代出现在我国东北地区,而后逐步发展到华北地区。机型涉及纯凝、抽凝式,机组容量等级涵盖6～150 MW。迄今为止,对于150 MW以上的大型机组和非落地轴瓦机组,国内、国外尚无汽轮机高背压循环水供热改造和成熟运行的先例,且国内、国外也未见到这方面的研究。

1.3 300 MW机组高背压供热项目的提出

亚临界300 MW高背压运行的机组一般排汽温度在50～85 ℃,其对应的背压在20～55 kPa。亚临界300 MW湿冷机组的排汽背压一般不能超过18.6 Pa,不适应高背压运行的要求。但是亚临界300 MW直接空冷机组的背压变化幅度完全适应高被压运行的要求。因此,提出对亚临界300 MW湿冷机组进行空冷化改造,以使亚临界300 MW湿冷机组适应高被压运行的要求,实现高背压供热的目的。

2 空冷化改造范围

300 MW亚临界湿冷机组与300 MW空冷机组的高、中压部分结构、参数完全一样的,因此现有机组高、中压部分不用改动。只需要将300 MW湿冷机组的低压部分改造为300 MW直接空冷机组的低压部分,便可适应高背压运行。

目前,成熟的空冷300 MW机组,其设计背压一般为11～18 kPa,夏季背压为32～35 kPa,最高运行背压65 kPa,夏季实际运行背压一般约为40 kPa。对汽轮机低压部分来说,高背压供热的外部条件和空冷机组夏季运行时基本一致,因此可以将原机组低压缸更换为空冷机组低压缸,末级采用空冷专用叶片,使机组具备高背压运行能力。对于300 MW空冷机组,可以选择620 mm和680 mm两种末级叶片。620 mm叶片的设计背压在15～18 kPa,680 mm叶片的设计背压在11～13 kPa。高背压改造后,对末级叶片的要求主要是背压的适应性。680 mm叶片能够适用于高背压运行要求,同时对夏季负荷及部分负荷都有较好的适应性,也就是说,在纯凝运行时的经济性损失较小。衡量末级叶片长度的主要参数是余速损失,620 mm及680 mm叶片的余速损失对比如图1所示。

由图1可见,纯凝运行时,680 mm的余速损失小些(曲线右侧),高背压运行时,620 mm的余速小些(曲线左侧)。但是考虑高背压运行主要考虑叶片的安全性,两只叶片都能够满足要求,而在纯凝运行时,680 mm叶片的经济性要好一些,因此改造选择680 mm末级叶片。

3改造后汽轮机低压部分安全性和可靠性校核

300 MW空冷机组低压转子两联轴器端面总长为8 181.5 mm,重量为60 499.5 kg。而改造后300 MW湿冷机组低压转子两联轴器端面总长为8 181.5 mm,重量为62 692.2 kg。由于轴系参数发生了变化,因此,需从几个方面校对轴系的安全性。

3.1 轴承标高变化对轴系性能的影响

轴系的性能分析主要是系统的静态分析和动态分析。其中,动态分析主要讨论3个方面的问题:一是转子系统的固有频率(如横振和扭振)与系统工作频率间的关系,以保证转子系统的各阶频率相对工作频率有足够的避开余量;二是讨论外界扰力与转子系统振动幅值之间的关系(不平衡响应及转子对不平衡响应的敏感性计算),保证在各种扰力作用下转子系统的振动幅值应小于某一限定值;三是讨论转子系统的振动特性随时间的变化趋势(即系统稳定性),保证振动特性随时间的延长呈稳定或收敛状态。

转子的更换带来轴系标高的变化,一方面从横振角度影响轴承的刚度、轴系的临界转速及机组的安全运行;另一方面从高周疲劳角度带来动应力的变化,会影响机组高周疲劳安全因子。

3.2 高周疲劳的校核

汽轮机转子要承受稳定负载和振动负载的联合作用,所以在转子设计时高周疲劳分析非常重要。作用在叶片和叶轮上的蒸汽压力降将在转子的本体内产生轴向应力(静应力)σp,整个转子系统每一位置的横向弯矩将产生交变的轴向应力σb。转动、红套叶轮和联轴器将引起切向静应力σz。

转子承受的扭转负载会产生扭剪静应力τxy,由于传动线的布置、负载的不平衡和轴承的不对中,将会产生交变的部分进汽应力σpa和不对中应力σnom。由转动、红套负载和压力降将产生残余剪切应力τyz和τzx。

将静应力的值代入方程式(1),求得当量应力σe,用σe值在歌曼表上找出在某温度时所在截面的持久极限。然后该持久极限乘以尺寸效应系数,并除以所在截面里所用的强度换算系数,就可求得修正的持久强度。

undefined

将所有的交变应力值代入方程式(1)内,来求得交变的当量张应力。当乘以应力集中系数时,(如果需要可考虑其缺口敏感性),就可得到其最大的交变应力,这样的计算必须进行两次;1次用重力弯矩所致的σx,另1次用重力弯矩和不对中弯矩所致的σx。

修正持久强度除以最大的交变应力,就可给出安全系数。其中,安全系数应大于等于2。

机组轴系不对中量的变化,增大了转子的交变动应力,因此影响了转子的高周疲劳寿命。

对轴系进行高周疲劳考核,主要针对转子有应力集中的区域,计算中选取了4个部位,如图2所示。

4 凝汽器适应性分析

机组改为高背压运行后,热网循环水的工作参数和原机组循环水的参数存在差别,因此,需要对凝汽器的可靠性进行必要的论证和确认热网水质能否满足现有不锈钢冷却管TP304对水质的要求[1]。

300 MW机组高背压运行时,8号低加停止工作,7号、8号低加入口水温不超过90 ℃,此温度7号、8号加热器可以承受,不需要进行改造,但是要对水处理系统需进行校核,以保证系统可靠运行[2]。

5 给水泵驱动方式的选取

机组改为高背压运行后,如果原给水泵汽轮机排汽还进入凝汽器,则给水泵运行的背压会随之升高,一方面背压升高,给水泵汽轮机出力降低,不能满足机组运行要求,另一方面原给水泵汽轮机的末级叶片也不允许背压升高到55 kPa,因此需对给水泵驱动方式进行论证。

6 主机凝结水系统适应性分析

凝结水系统设计采用单元制中压凝结水系统,凝结水经凝结水泵进入凝结水处理装置,经100%处理后,依次进入轴封加热器、4台低压加热器和除氧器。

改造前主机凝结水系统设计温度为50 ℃,改造后主机凝结水系统设计温度变为79 ℃。凝结水系统受到影响的主要是凝结水泵以及凝结水精处理装置。

凝结水精处理是大容量、高参数发电机组中一种特有的水处理方式。其目的主要是去除凝结水中金属腐蚀产物及微量的溶解性盐。凝结水精处理系统的正常投运, 对保证机组水汽品质, 缩短新机组的启动时间, 提高机组凝汽器泄漏的保护能力, 延长机组酸洗周期都有其实际意义。

由于低真空改造后机组凝结水极限温度高达79 ℃,而原有的凝结水精处理混床离子交换系统使用温度一般不超过50 ℃,这主要是阴离子交换树脂和设备衬胶所决定的,因此,本次低真空改造的同时,新增一套100%容量的粉末树脂覆盖过滤系统设备(运行温度最高可达85 ℃)与原有的凝结水精处理混床系统并列运行。当凝结水温度超过50℃时,混床系统投入,高于50 ℃粉末树脂覆盖过滤系统投入运行。

7 全厂运行优化调整

7.1 背压限制

根据叶片本身的特性,动应力在相对容积流量小于20%时会急剧升高,相对容积流量至11%左右时达到峰值。为安全起见,要控制高背压运行时排汽容积流量大于末级叶片设计容积流量的20%。根据这个原则,考虑一定的安全余量,给出末级叶片的背压限制线,即机组在报警线以下区域可安全运行,如图3所示。

7.2 汽轮机运行方式

冬季高背压运行时,尽量让改造后机组多带负荷运行,从而减少冷端损失,提高整个电厂经济性。当机组投入高背压运行时,要采取以热定电的运行方式。热负荷变工况时有3种调整途径:一是在采暖初期,热负荷需求量小时,回水温度降低(低于60 ℃),采用降低背压运行的方式,减少排汽量,降低供热量 ;二是当回水温度达到60 ℃,供热量需求仍旧没有达到最大需求时,可以调整抽汽量,调整供水温度;三是两种调整方式可以同时进行[3]。

夏季运行时,尽量让未改造机组多带负荷运行。改造后机组由于排汽面积减小,在较大的进汽量下,阻塞背压排汽压力已经高于原设计4.9 kPa背压,所以,应调整凝汽器真空,使汽轮机排汽压力不低于阻塞背压。汽轮机进汽量与阻塞背压曲线如图4所示。

8 结束语

综上所述可见,对300 MW汽轮机实施高背压循环水供热改造,可以明显提高经济效益和社会效益。同时,可以预见该改造工程将会对北方地区的300 MW等级机组供热改造提供很好的示范效应。

参考文献

[1]吴季兰.汽轮机设备及系统[M].北京:中国电力出版社,2006.

[2]王智雷,邹翠芳.汽轮机[M].北京:中国电力出版社,2003.

论亚临界空冷机组节能增效措施篇4

关键词：亚临界空冷机组节能增效措施

中图分类号：TK2 文献标识码：A 文章编号：1672-3791（2014）04（a）-0098-01

亚临界空冷机组虽然在我国部分火力发电厂得到实用，但由于本身存在较多的问题，在设计上依然有些缺陷，在运行煤耗水平和设计水平上与国际先进水平还有一段差距。所以，需要技术人员的不断根据实际情况进行改进，现将从实践经验中对亚临界空冷机组节能增效提几条小建议。

1 目前亚临界空冷机组在运行时常出现的问题

1.1 实际运行的经济指标不能达到设计标准

工厂在实际运行上设的周期太长，没有及时对机械进行维护清洗，从而造成空冷散热片污染严重，导致实际换热效果差，最终结果就是高温季节时机组背压太高。比如，当机械环境温度达到30℃时，机械负荷为600 MW，机组背压已经达到38 kPa，远远比规定的14～22.2 MPa之间大。有时设计师在设计时脱离工厂实际情况，只是一味的根据理论数据。从而造成机组平均背压值高于设计制定值，不能达到实际冷却要求，没有体现出经济价值。

1.2 存在真空系统泄漏现象

由于有时亚临界空冷机组在运用时有较大泄露量，进而导致空冷散热片过冷结冻，使机组在较为低温季节不得不使用多台真空泵同时运行。这也造成了不必要的耗电，给工厂造成了不必要的损失，工厂也没有受到亚临界空冷机组在使用上带来的实惠。

1.3 通风部分漏泄严重

有时候空冷系统的通风部分有漏泄现象，出现漏风、风量不足等情况，利用率低下也造成了电力的损耗，加大了工厂在电力方面的投入。

1.4 冬季的防冻性能较差

由于我国主要的火力发电厂多数分布在北方，冬季有温度低、温差大等情况。这也造成了空冷机组在冬季运转时散热片的各管束间蒸汽分配会出现不均的状况，导致当温度过低的时候有部分管束过冷，使内排管温度比外排管温度低10℃～30℃，这种现象普遍出现在管束冻结上，这也就造成膨胀不均，使局部散热片发生变形。

1.5 空冷防冻保护和自动调节方案不完善

由于技术的限制，有时在冬季的时候空冷自动技术出现无法正常工作的状况。其最要原因是在空冷防冻保护和自动调节方案做得不够完善，有些技术人员往往会出现有问题才处理，没有提前做出统一的方案。

2 针对实际的情况可以做出的节能增效措施

2.1 在空冷风机的出口加设雾化喷水系统

亚临界空冷机组在温度较高的工作环境工作时，会出现真空状态不佳、上不满负荷，背压较高和机组耗煤较高等情况的出现。针对以上所出现的问题，可以考虑在亚临界空冷风机组的出口设计新的雾化喷水系统，让除盐水得到充分的雾化，达到降低风机出口的风温、增加空气湿度和降低机组背压的效果。从而确保机组安全运行，提高运作能力。

2.2 治理凝结水的含氧量超标

针对冷风机工作时出现凝结水的含氧量超标问题，可以对排汽除氧装置的抽气管路进行重新设计优化。可以在母管的部分消除存水U型弯、保证整体管路的倾斜坡度和改善排汽除氧装置，尽量免除蒸汽凝结水有多余积存。由于冬季温度较低，在补水时会出现水温不符合要求的现象，所以要对所有补水管路进行保温。

2.3 治理真空系统漏泄

现有的低压缸轴端的设计一般是迷宫式汽封，据工作运行时的观察，会出现密封性不好和轴端漏气严重的情况。因此，设计上可以改为蜂窝汽封，加强密封程度，避免漏气而造成的浪费。

2.4 改善冬季空冷系统管道易冻结问题

在冬季时，由于工作环境的温度较低，机械往往会出现较大的问题。针对这些问题，可以改变以往做法，对空冷机组做出必要的调整。比如，在空冷凝汽器的两侧蒸汽分配联箱上设置有真空密封阀阀门的电动隔离阀，采用蒸汽关断门。在冬季运转空冷机组时，还可以采用高中压缸联合启动方式提高机组背压在启动初期的作用。在一些问题上还要根据本地的实际情况做出必要的调整，不能让冬天成为阻碍机械运转的理由。

2.5 改进冲洗方式

由于亚临界空冷机组的空冷散热片双排管是交错排列的，所以有很大的空气阻力，在冲洗时会有很大的水阻。因此，（1）可以采取两面同时冲洗方法，加大对其内部冲洗，必要的时候要采取高压水枪进行人工冲洗。这样不仅可以较大的降低机械冲洗次数、冲洗时间和冲洗用水，而且可以延长机械实际使用时间，为工厂创造更大的经济利益。（2）可以在风机电机上方加防水罩，由于在冲洗过程中风机并没有停止，这也可以减少冲水成流下落。（3）可以在绝缘子和瓷套管喷涂防污闪的RTV涂料，在加大爬距上可以加装硅橡胶伞裙来。机械维护关系到机械的正常运转，而冲洗方式的正确使用关系到散热片的清洁，只有散热片的良好运行才能保证空冷运行的安全性及经济性。

3 结论

针对亚临界空冷机组在空冷系统实际运行时的技术分析，探讨其工作特性和规律变化。提出实际实践时出现的问题，做出新的改变。对我国亚临界空冷机组的发展有着重要促进作用，也为我国的国家用电安全及经济发展做出了巨大的贡献。因此，亚临界空冷机组的研究将要走更远。

参考文献

[1]伍小林.我国火力发电厂空气冷却技术的发展现状[J].中国电力，2005.

[2]廖巨华.昆钢25MW发电机组煤气锅炉引送风机变频改造实施经验[J].变频器世界，2010.

300MW亚临界机组篇5

除了与质量流速、热负荷等直接影响DNB裕度的这些因素有关外, 还和给水质、酸洗的及时性和下降管入口过冷度等有关。由于水处理系统的原因导致炉水中含氢或其它杂质将造成和子的氢腐蚀或严重的结垢, 甚至诱发垢下腐蚀而使水冷壁管泄漏。此外, 管子内壁的垢层也将导致传热系数的降低, 运行的因素也不可忽视, 最常见的是由于炕内空气动力场不良导致火焰贴壁甚至直接冲刷水冷壁造成该处过高的局部热负荷而爆管。

2. 各公司对亚临界锅炉水循环安全性的设计准则

2.1 CE公司:

只规定设计时应根据锅炉压力、水冷壁最大局部热负荷和最大口干度由曲线查取允许最小质量流速, 在此基础上加适当的裕量作为采用的最小质量流速, 至于整台锅炉的平均质量流速应再加10%~20%的裕量, 由此平均质量流速可获得锅炉的总循环水量和循环倍率, 对采用内螺纹管的改进型控制循环的30~60万机组锅炉来说, 循环倍率一般为2~2.5, 30万机组锅炉的循环倍率略大于60万机组锅炉。CE公司对DNB的校验有较为完整的准则。

2.2 B&W公司:

根据该公司长期的运行经验, 认为对彩用内螺纹管的亚临界自然循环锅炉的循环倍率不应低于2.8, 但实际采用的最低循环倍率为3, 对50~60万机组锅炉水冷壁的平均质量流速为1050~1100kg/m2·s。目前对30~60万机组锅炉采用的循环倍率范围为950~1200kg/m2·s。

对于DNB校验, 则采用DNB比值:DNB比值=>1.25

B&W公司认为, 最小的DNB比值是位于热负荷最高的上排燃烧器中心标高处。

3、对控制循环锅炉:为保证泵入口不产生汽化, 应使泵入口有一定的过冷度, 它为泵入口压力下的饱和温度与泵入口混合水温度之差, 对自然循环锅炉:为保证下降管中不带汽, 应使下降管入口有一定的过冷度, 它为锅筒工作压力下的饱和温度与一降管入口混合温度之差。

3.1 自然循环运动压头、下降管有效压力与阻力之间的关系:

运动压头与上升管系统的的比重差是产生循环的动力, 它应等于下降管系统与上升管系统的阻力之和, 下降管系统的有效压头, 为下降管静压头与其阻力之差。对控制循环来说, 在运动压头中增加了循环泵的压头, 而在阻力项中则增加了节流孔圈的阻力, 泵压头和降管静压头二者之和减去上升管系统的静压头为运动压头, 它应等于下降管系统和上升管系统阻力。经分析与比较, 60万机组控制循环的设计数据完全符合CE公司设计导则。无论从整个水冷壁的平均数据或者DNB裕度最小的回路数据来看, 其质量流速、光管出口干度裕量和最大出品干度的数值均完全满足CE公司对控制循环的设计三准则, 即使在热负荷最高的部位对出口裕度最小的回路或目前发生超温爆管的侧墙中回路来说, 在MCR工况下的DNM干度裕呈均大于30%, 其质量流速也远高于最小质量流速。

4. 控制循环30万与60万机组锅炉水循环特性比较

4.1 最小质量流速的裕量:

60万机组锅炉采用10%, 流速为761kg/m m2·s, 而用的最小质量流速为815kg/mm2·s, 虽然60万机组水冷壁的平均质量流速高于30万机组锅炉, 但对于一些工作条件较恶劣的回路来说, 60万机组锅炉水冷壁的安全裕度略低于30万机组锅炉。

4.2. 最高热负荷:

在水平截面相似的位置和同样的相对高度处, 60万机组锅炉的最高热负荷要比30万机组高出20%, 因此即使在质量流速相近的情况下, 60万机组锅炉最高热负荷处的干度要比30万机组锅炉高出13%, 干度裕量减少11%, 这种热负荷的差别是由于锅炉容量翻番时, 炉膛周界面积的增加远低于容量的增加。

4.3、循环倍率和平均出口干度:

尽管60万机组锅炉水冷壁的平均质量流速略高于30万机组锅炉, 但由于30万机组炉膛比周界长度高于60万机组锅炉, 因此30万机组锅炉的循环倍率要高于60万机组, 其平均出口干度为54.3%, 而60万机组锅炉的平均出口干度为59.7%, 低的干度对水冷壁的安全性是有利的。

4.4、控制循环与自然循环数据比较

4.4.1、下降管总有效压头:

是随着负荷的降低而降低, 而自然循环锅炉随着负荷的降低其下降管有效压头反而增大, 其原因是滑压运行的锅炉在负荷降低时其使自然循环的有压增大, 而对控制循环锅炉来说, 因下降管的有效压头中循环泵的压头要占1/2左右, 而泵的压头在低负荷运行时加单泵运行流量增大, 根据泵的特性曲线反呈下降趋势。

4.4.2、DNB裕度:

对30万机组来说, MCR工况下两种循环方式的锅炉热负荷虽基本相同, 但自然循环锅炉的循环倍率比控制循环锅炉大, 即使采用较大的管径, 无论对回路出口或热负荷最高区段的干度来说, 自然循环炉仅为控制循环炉的1/2左右, 因此DNB裕度也比控制循环炉大。

4.4.3、管径对质量流速的影响:

根据CE、三菱、B&W公司研究, 在相同的压力和热负荷下同, 防止产生膜态沸腾的临界质量流速与管径成正比, 由于自然循环的水冷壁径远比控制循环大, 也成为30万机组自循环锅炉的水冷壁质量流速高于控制循环的原因之一, 对60万机组自然循环锅炉来说, 根据B&W公司的经验, 水冷壁质量流速1100kg/m2·s左右同, 高于60万机组控制循环锅炉。

4.4.4、30万机组自然循环设计特点及其它优点缺点:

30万机组自然循环炉的安全裕度大于控制循环, 如引出管与上升和的截面比均接近或大于1, 引入管、集中下降管与上管之间的截面比也远比标准中的推荐值大得多, 大量采用内螺纹管以及基本按CE公司控制循环设计方法选取热负荷和划分回路等, 导致30万机组自然循环锅炉的锅筒———水冷壁系统的金属总质量比控制循环炉增加340t。

5 建议

已投运的平圩60万机组锅炉, 较为可行的办法是进行炉内空气动力场的调整, 使侧墙中部不出现火焰贴壁;另一方面是改进水处理, 控制水质、定期酸洗以减少内壁结垢。对新设计的60万机组控制循环锅炉, 鉴于国内目前的运行水平, 控制循环系统的设计可采用下述措施:适当增加循环泵的容量, 增加最小质量流速的寝食工, 适当提高质量流速和循环倍率, 像30万机组锅炉采用15~20%的最小质量流速裕度代替原来的10%, 适当放大节流圈孔径, 增加汽水引出管的根数。

5.1 可根据用户的要求, 开发60万机组亚临界自然循环锅炉以

完善自然循环锅炉系列, 哈锅目前正在进行60万机组亚临界自然循环锅炉的开发工作, 与30万机组自然循环锅炉相径, 由于容量翻番必然会导致较低的循环倍率和较高的热负荷。循环倍率约为3.3, 热负荷峰值将增加15%~20%, 因此其DNB裕度大于60万机组控制循环锅炉而低于30万机组自然循环锅炉一样, 设计时应采用一切必要的措施。

摘要：阐述了亚临界自然循环与控制循环的水动力特点, 列出了下降管有效压头、运动压头与阻力之间的关系式, 实际与理论循环倍率, 过冷度等数学表达式, 并阐明了校核两种循环方式水冷壁可靠性的准则, 同时对哈锅炉公司投运的典型的60万机组控制循环锅炉与30万机组两种循环方式的水循环特性作了详细比较, 并提出了改进措施与开发60万机组自然循环锅炉建议。

300MW亚临界机组篇6

1 设备概况

本公司锅炉为上海锅炉厂有限公司制造的SG-2023/17.5-M914型锅炉。是一款亚临界、中间一次再热、强制循环、平衡通风、单炉膛、悬吊式、四角切圆燃烧、固态排渣、紧身封闭和全钢架结构型燃煤汽包炉。其制粉系统为正压直吹式, 共配置6台ZGM113G型中速辊式磨煤机。燃烧器组共设有六层煤粉喷嘴、八层二次风喷嘴, 其中三层设燃油喷嘴, 一层OFA喷嘴。锅炉主要设计参数如表1所示。

2 实验内容及结果分析

2.1 制粉系统的优化调整

制粉系统是锅炉机组的主要辅助系统, 以运行性能的好坏直接关系到锅炉燃烧工况的好坏, 特别是在目前用煤供应紧张, 煤质多变的情况下。本实验是在给煤量为60t/h、风量80t/h的条件下, 对6台磨煤机的一次风管的风量分配、粉量分配及煤粉细度进行调整, 目的是使磨煤机出口热态一次风管的风量偏差在10%以内, 粉量偏差在20%以内。通过不断的实验, 最终确立磨粉系统的工作参数, 如表2所示。通过表2可以看出, 各运行参数基本都已调整到合理的范围之内。当然, 对于不同的煤质还需做适当的调整, 以便真正起到节育能耗、提高经济性能的作用。

2.2 氧气对锅炉效率的影响

本实验是:分别在600MW、480MW、360MW符合下, 保持其它参数不变, 调整送风机挡板开度, 改变一、二次风风量大小, 以此改变锅炉的三个运行氧量, 确定锅炉氧量变化对锅炉燃烧效率、锅炉蒸汽温度及其它运行参数的影响。实验数据如表3所示。

从表3可以看出:在600MW负荷下, 锅炉效率的最高点所对应的氧量为2.45, 当氧量在2%~2.45%之间变化时, 随氧量的增加, 炉内的燃烧效率也逐渐增加, 化学未完全燃烧热损失甚至可以达到可以忽略的程度。氧量增加使拍样热损失增加的份额小于未完全燃烧热损失减小的份额;当氧量在2.45%~3%之间逐渐增加时, 随氧量的增加, 炉内的燃烧效率逐渐降低, 烟排热损失增加的份额大于未完全燃烧热损失减小的份额。综合其他因素, 认为在600MW和4 8 0 M W符合时, 取2.5%左右的氧量360MW时, 取3%左右的氧量, 运行效率最好。

2.3 氧量对NOx生成的影响

实验方法:检查在不同氧量下, NOx生成的变化情况, 表4为在600MW符合下NOx氧量与NOx生成关系。

从表4中, 我们可以看出:当氧量从1.91%变化到2.45%时, NOx的生成量变化不大基本维持在同一直线水平;当氧量由2.45%继续增大时, NOx生成量大幅度增加, 达到263mg/m3。为使NOx生成量控制在合理的范围内, 应保持适当的氧量。

通过上面的分析, 可以看出:对应SG-2023/17.5-M914型锅炉, 提高其运行效率的有效办法, 就是优化制粉系统, 合理控制氧量。

参考文献

[1]孙科, 吴桂福, 张军威.600MW亚临界机组锅炉游湖燃烧实验研究[J].制冷空调与电力机械, 2010, 31 (132) :102～104.

[2]陆莹, 王达峰.600MW机组超临界锅炉燃烧调整试验[J].热力发电, 2007, 7:29～31.

[3]王学栋.锅炉燃烧调整对NOx排放和锅炉效率影响的试验研究[J].动力工程, 2008, 1:19～23.

300MW亚临界机组篇7

关键词：轴系,频率,临界转速

1引言

转子系统经常是由多个转子组合而成。例如在汽轮发电机组中，有高、中、低压汽轮机转子，发电机和励磁机转子等。各单个转子有其本身的临界转速，组合成一个多跨转子系统后，整个组合转子系统也有其本身的临界转速。组合转子与各单个转子的临界转速间既有区别又有联系，其间存在一定规律。如果各单个转子是由不同制造厂生产，当制造厂给出各单个转子的临界转速后，利用这一规律，就可以估计组合后转子临界转速的分布情况，此外也可估计在组合转子的每一阶主振型中，哪一个转子的振动特别显著等。

2公式推导

当两个或多个转子用联轴器组合成一个系统后，由于连接处的线位移及角位移要连续，这相当于在原系统上增加了若干个线性约束条件，使系统的刚度有所增加，故组合后整个系统的各临界转速将有不同程度的提高。

设A、B为两个不同的转子(图1(a))，分别有r及s个圆盘，这一系统的特征值问题是：

为简单起见，设支承为等刚度弹性支承，则：

{YA}=[ya1，θa1,ya2，θa2，…，yar，θar]T

{YB}=[yb1，θb1,yb2，θb2，…，ybs，θbs]T

[K]A、[K]B、[M]A、[M]B分别为相应转子的刚度矩阵和质量矩阵。

如把系统坐标作如下的线性变换：

q2i-1=yai(i=1,2，…，r)

q2i=θai(i=2,3，…，r)

q2r+1=yar-yb1

q2(r+i)-1=yai(i=2,3，…，s)

q2(r+i)=θbi(i=1,2，…，s)

坐标变换后，式(1)的特征值问题可改写成：

([K′]-ω2[M′]){q}={0}

其中：{q}=[q1,q2,q2(r+s)]T故系统的频率方程是：

△(ω2)=|[K′]-ω2[M′])=0(2)

对于如上的坐标线性变换，不会改变原系统的特征值。即图1(a)系统的频率可以通过求解频率方程式(2)得到。现设想A、B转子的端部铰接成图1(b)的形式，连接后的系统称为系统C，由连续条件有：

yar=yb1

即：q2r+1=0

故系统C的频率方程可在式(2)中划去第2r+1行和第2r+1列后得到，即：△2r+1(ω2)=0为系统C的频率方程。由频率方程根的分离定理知，系统C的频率KB2应穿插在原系统A、B的各个频率之间。所谓原系统A、B的频率，就是图1(a)中两个转子频率的集合。

再把系统C的铰接连接改为图1(c)的刚性连接，连接后的系统称为系统D。因连接处的角位移要连续，故再一次用同样的方法进行坐标线性变换，可知系统D的频率应穿插在系统C的各个频率之间。而系统D正是由图1(a)两个转子组合而成的系统。综合以上结果，如原系统A、B的频率从小到大的排列顺序是：ω1<ω2<ω3<……<ω2(r+s)则组合系统D的临界角速度与各组成转子的临界角速度间的关系可用图2表示。

即有

ωi≤ωci≤ωi+1[i=1,2，…，2(r+s)-1]ωci≤ωDi≤ωci+1[i=1,2，…，2(r+s)-1]

所以ωi≤ωDi≤ωi+2[i=1,2，…，2(r+s)-1]

即组合系统D的各阶临界转速总是高于原系统相应的各阶临界转速。至于相等的情况是极其罕见的。

一个多跨转子的临界转速与各单跨转子的临界转速的关系与上述情况完全类似，因为多跨转子可以认为是由各单跨转子组合而成。

3国产600MW亚临界机组临界转速分析

表1是国产亚临界600MW汽轮发电机组各转子的临界转速，表上空白处表示该阶临界转速已超过3600r/min，组合成一机组后，机组的临界转速见表2。

从表1及表2看出，机组转子各临界转速，总是比单个转子相应各阶临界转速都有所提高。以弹性支承情况为例，各单个转子及整个机组转子的临界转速从小到大按顺序排列是：

单个转子：599 1534 1539 1645 1772 1798

机组转子：653 1543 1566 1734 1808 1843

这一事实使我们在设计过程中，有可能根据各单个转子的临界转速去估计整个机组临界转速的分布情况。也有助于判断机组临界转速的计算结果是否合理，有无遗漏等。

图3是上述机组的各阶主振型，可以看出，在机组的第一阶主振型中，发电机的振动比较显著，而其它转子的振动相对说来则较小，所以称第一阶主振型为发电机转子型的振型。同理机组的第二、三、四、五、六阶主振型分别称为1号低压转子型、2号低压转子型、中压转子型、发电机转子型和高压转子型的振型。对于这些振型，分别有1号低压、2号低压、中压、发电机转子和高压转子的振动比较显著。在临界转速的现场实测中，利用这一规律，可以帮助我们比较合理地布置测点的位置。

4结语

由以上公式及国产600MW亚临界机组的临界转速实例可以看出，轴系的各阶临界转速，总是高于原系统各阶临界转速的。这一事实使我们在设计过程中，可以根据各单个转子的临界转速去估计整个机组临界转速的分布情况，也有助于判断机组临界转速的计算结果是否合理，有无遗漏等。在临界转速的现场实测中，利用这一规律，可以帮助我们比较合理地布置测点的位置。

参考文献

[1]闻邦椿,顾家柳.高等转子动力学[M].北京:机械工业出版社,2000.

[2]施维新.汽轮发电机组振动及事故[M].北京:中国电力出版社,1999.

[3]钟一谔,何衍宗.转子动力学[M].北京:清华大学出版社,1987.

300MW亚临界机组篇8

1 改造的必要性分析

从形式上看, 伴随电力体制的改革, 电力行业已经将传统的经营模式转化成“厂网分开”的新的运营机制, 这种模式的市场竞争性明显, 而要在此种形式下达到企业利润最大化, 关键问题便集中在机组运行成本的经济性是否明显上;在当前我国低碳节能背景下, 只有有效降耗节能、降低生产成本, 才能让电力企业走上可持续的快速发展道路。从这个意义上讲, 机组的改造已迫在眉睫。

2 设备概述及当前运行方式

该厂有2台600MW机组, 汽轮机为东方汽轮机厂生产制造的亚临界中间一次再热、单轴、双背压、三缸四排汽、冲动纯凝汽式汽轮机, 型号为:N600-16.67/538/538, 机组采用复合变压运行方式, 汽轮机的额定转速为3000r/min。单台机组设计100%容量NLT500-570X4S立式筒型凝结水泵2台, 1台运行, 1台备用, 由上海凯士比泵有限公司制造。凝结水泵设计流量为1628m3/h, 轴功率1724k W, 转速1490rpm, 必须汽蚀余量为5.2m, 级数为四级;配套电机由上海电机厂生产, 型号为YLKS630-4, 额定电压6k V, 功率因数为0.89, 额定功率2000k W。系统采用传统配置, 即除氧器水位由水位调节阀控制, 由于机组经常参与调峰运行, 满负荷时间较短, 除氧器水位调节阀开启不足, 由节流引起的凝结水压力损失严重, 凝结水泵偏离了经济区域运行, 较大的影响了机组的经济性。根据同行业电厂的改造经验分析, 若将水泵改为变频调速控制, 则泵和电机的结构均无需改变, 一台机组只需增加一台变频器即可。如此, 调节阀便可长时间处于大开度状态, 大大减少了节流损失, 进而达到节能的目的。

3 凝泵变速运行节能的理论基础

依照水泵的相似定律, 即在相似 (同时满足几何相似、运动相似与动力相似) 点处, 水泵转速、流量、扬程和功率之间的关系如下:Q1/Q0=n1/n0;H1/H0= (n1/n0) 2= (Q1/Q0) 2;P1/P0= (n1/n0) 3。其中, n0、Q0、H0、P0分别为水泵在额定工况下的转速、流量、扬程和功率;式中的n1、Q1、H1、P1分别为水泵在n1转速下的转速、流量、扬程和轴功率。由理论计算可知, 改变较少的转速, 降低较大幅度的功率值, 而流量、扬程下降幅度较少。在凝结水泵变频改造中, 我们可以根据实际情况在保证凝结水泵汽蚀安全、电机振动幅度安全、以及低负荷时出口压力满足系统要求的情况下, 通过修改和降低母管压力定值, 达到节能降耗的目的。虽然变速运行时, 凝泵效率曲线随着转速的改变也会发生相应的变化, 但通常情况下, 当凝结水泵转速大于50%额定转速时, 即可使其处于高效率运行状态。

4 凝泵变频装置选型

变频调速改造的前提是保证机组运行的稳定性与可靠性, 否则节能无从谈起。因此, 需要对变频器的主电路拓扑结构、功率单元、冷却系统及故障诊断等方面进行分析和对比;同时, 由于发电厂的厂用母线因备用电源自动投入、大容量电机直接启动等原因, 电压波动较大, 因此要求变频器能在较宽的电压范围内持续稳定运行;此外还要求变频器的输入、输出谐波必须控制在标准规定的范围内, 不应对厂用电系统的自身正常工作造成影响。基于以上考虑, 经过公开的技术及商务评标, 最后中标产品为符合上述条件的某品牌变频器。该变频器拓扑结构为功率单元串联式多电平电压源型, 主要特点有: (1) 对输入电压的要求不高, 电压波动范围在65%~115%均满足系统要求; (2) 电源高次谐波含量低, 采用串联多重整流方式抑制输入端高次谐波, 无需配置谐波滤波器等装置, 完全满足高次谐波的规定; (3) 独有的软充电技术, 减少了零部件数量, 提高了可靠性和效率; (4) 输出电压与电流波形接近正弦波, 降低了对电机的冲击; (5) 采用寿命较长的薄膜电容来代替电解电容, 降低了维护成本。

5 动力方案选择以及改造后的凝泵运行方式

为了充分发挥变频器的功效, 该厂选用了手动一拖二方式, 一次原理图如图1。

其中, QF1、QF2为用户原有凝结水泵断路器, QS1、QS2为单刀单掷隔离开关, QS3、QS4为单刀双掷隔离开关。QS1、QS2互锁, 即QS1合上时, QS2合不上;QS3、QS4互锁, 即QS3投到b点时, QS4不能投到b点。QS1、QS3联锁, 即QS1合上时, QS3才能投到b位置;QS2、QS4联锁, 即QS2合上时, QS4才能投到b位置。切换时, 初始状态为QF1断开, QS1闭合。QS3投到b位置, QS4投到a位置。此时电机A为变频就绪状态, 电机B为工频就绪状态。变频就绪时, 合QF1, 运行变频器, 此时电机A处于变频运行状态, 电机B处于工频备用状态;需要切换至电机B变频运行状态时, 先断开高压开关QF1, 再断开QS1, 将QS3投到a位置, 此时电机A处于工频备用状态。断开高压开关QF2, 再合上QS2、将QS4投到b位置, 合高压开关QF2, 此时电机B处于变频运行状态。电机A处于工频备用状态。此外, 在检修变频器时, QS3 (QS4) 倒到a位置, 断QS1 (QS2) 。

变频改造前, 当凝结水泵备用投入后, 两台泵工频互为备用, 但不能并列运行。改造后, 两台泵变频方式不作为备用, 备用泵始终为工频方式;从工频到变频切换时, 只能手动进行切换;变频和工频可以并列运行。凝泵变频器不接受联锁启动指令, 在参与除氧器水位控制时, 初始指令为控制回路预置的10%指令。在原除氧器水位调阀切除自动条件出现、变频器重故障或变频器停止时, 自动切除变频调节自动。

6 凝泵变频器与除氧器水位调节阀切换过程

除氧器水位调节阀设有主路调门和辅路调门, 并联安装在轴封冷却器出口与8号低压加热器进口管道之间;该厂凝结水额定流量为1628t/h, 辅路调门设计流量最大为480t/h (约30%BMCR) , 主路调门设计流量为1540t/h。具体过程如下。

变频器运行时, 运行人员将水位调节门手动调至最大开度后, 同时投入“除氧器水位调阀控制”自动 (主路调门或辅路调门任意一个投入) 和“除氧器水位变频控制”自动, 此时“除氧器水位调阀控制”将自动切换到慢速模式, 调阀根据除氧器水位缓慢动作或者不动, 除氧器水位主要通过凝泵变频来调节。

变频器故障时, 可自动切除“除氧器水位变频控制”自动, 此时工频泵联锁启动, 若“除氧器水位调节门控制”在自动方式, 调节门控制将自动切换到快速调节模式, 除氧器水位主要通过调节阀开度变化来调节。此外, 运行人员也可以将“除氧器水位调节门控制”置手动, 自己确定调节阀开度, 待除氧器水位稳定后再投入自动。

工频泵切换到变频泵时, 在变频启动条件具备后, 切除凝结水泵备用投入, 手动启动变频器, 变频器接受10%预置指令启动。当变频器启动正常后, 运行人员通过手动调节变频器使该凝泵出口压力接近运行泵出口压力 (2-3.2MPa) , 确认出力后采用中停方式逐步关闭工频泵出口电动门, 手动加大变频出力--此过程中除氧器水位调阀可以投入自动, 待出力稳定后停止工频泵运行, 然后将“除氧器水位调阀控制”切为手动, 视除氧器水位情况投入变频调节自动, 待水位稳定后, 逐步将调阀手动开到最大开度再投入自动。当凝结水流量大于30%BMR时, 除氧器水位控制三冲量 (总给水流量为前馈、凝结水流量为反馈, 除氧器水位为被调量) 调节回路起作用。在三冲量切换之前, 变频方式下, 运行人员可以选择变频控制手动或自动, 调节阀手动;工频方式下, 调节控制和改造前一致。机组启动低流量过程中, 将除氧器水位调阀投自动以控制除氧器水位, 变频器由运行人员手动控制以保证减温水等压力。变频器运行频率下限在调试中根据凝泵运行工况 (振动等) 确定。

7 变频改造后的节能效果分析

目前该厂凝泵变频改造已完成并投入运行, 从一年多的运行情况来看, 凝泵加装变频装置是十分成功的, 变频装置工作稳定, 节能效果非常明显, 完全达到了预期目的。

图2为1号机组凝结水泵变频改造后的有功功率耗差图。从图中可明显看出凝泵改造前后在每个有功功率处功耗的差异, 其最大功耗差达到940kw, 可见改造后的节能效果是明显的。

变频改造后, 凝结水泵的各发电负荷段近似节能表如下。

根据上述改造后的有功功率功耗差以及各发电负荷段的节能值, 可计算其具体节能情况。以某年全年的电能情况计算, 改造后的节约电量, 即各负荷段的运行小时数×相应时间段的节能负荷的数值, 具体为:900×2522+860×570+701×595+414×1033+374×744+25×383=389.2588万KWh;同时在此基础上, 以该年1号机组凝结水泵耗电量为1091.03万KWh计算, 可得出凝结水泵改造后的节电量达到了35.66%, 除去相应的统计误差, 改造后的节电量可达到30%, 节省费用达一百多万元, 预计正常运行一年半即可收回投资。

8 改造中的建议

在该厂的改造调试过程中, 我们还总结出如下几点以供参考: (1) 电力电子器件对温度和环境比较敏感, 应考虑做好变频器的防尘以及散热措施, 并加强变频器装置及其辅助系统的维护工作, 确保不发生因变频系统故障而发生的异常和安全事故; (2) 在变频器使用中, 要认真做好事故预想和技术措施, 熟练掌握变频方式下各种事故的处理方法, 减少事故扩大的可能。特别是机组在突遇甩负荷时尤其在低负荷发生凝结水泵变频器故障跳闸, 在备用工频凝结水泵自动启动或手动启动运行后, 要及时关小除氧器水位调节阀, 以防止发生除氧器满水事故。 (3) 由于凝结水泵转子细长, 调试中要注意寻找变频器的工作频率与泵体的固有频率之间的共振区, 在控制策略上加以避开。 (4) 在实际运行中, 继续探索变频调节系统各种参数的合理性和准确性, 利用实际运行进一步调整各参数到最合适范围, 提高节能效果和安全系数.

9 总结

机组凝结水泵的变频改造是提高企业的经济效益, 适应我国低碳节能发展趋势的重要途径。本文对传统的凝结水泵进行了变频改造, 在实施过程中对容易出现问题的环节作了充分考虑;从改造后的实际效果来看, 泵体振动幅度在安全范围内, 变频器控制稳定, 除氧器水位调节平稳, 低负荷时凝泵出口母管压力满足系统要求;此改造降低了凝泵的能耗, 大大减少了阀门节流造成的损失, 降低了调节阀动作频率, 提高了调节阀的可控性和调节品质, 为机组的安全经济运行提供了有力的保障, 值得在火力发电厂中大力推广应用。

参考文献

[1]王振彦.高压变频器在600MW发电机组凝结水泵上的应用[J]上海节能 (高压变频) , 2008 (7)

[2]赵浩.万文军.凝结水泵变速改造中常见问题以及应对措施[J]广东电力, 2010 (10)

[3]吴小庚.胡昌镁.660MW亚临界机组凝结水泵变频调速改造的工程实践[J]科技成果, 2010 (1)

300MW亚临界机组篇9

1.1 过热蒸汽

最大连续蒸发量 (BMCR) 2000t/h, 额定蒸发量 (BRL) 1863.6t/h, 额定蒸汽压力 (BMCR/BRL) 25.4MPa·g/25.23MPa·g, 额定蒸汽温度571℃。

1.2 再热蒸汽

蒸汽流量 (BMCR/BRL) 1635.2/1522.5t/h, BMCR工况的进口/出口蒸汽压力4.633MPa·g/4.443MPa·g, BRL工况的进口/出口蒸汽压力4.312MPa·g/4.135MPa·g, BMCR工况的进口/出口蒸汽温度321.3℃/569.0℃, BRL工况的进口/出口蒸汽温度313.7℃/569.0℃, BMCR工况的给水温度289.3℃, BRL工况的给水温度284.4℃。

2 600MW亚临界机组汽温控制

锅炉在运行过程中, 需要对其进行必要的调整, 从而有效的确保其运行的稳定性, 而通过汽温控制, 可以对机组运行的经济性和锅炉管壁的安全性带来较大的影响。而且在火电厂机组锅炉运行过程中, 由于没有对汽温控制好, 所以导致锅炉非停的情况较多, 而且炉管泄漏更是主要因素, 所以需要加强对汽温的控制, 加强调整的力度, 使其不会发生超温的情况。

锅炉进行汽温控制时, 对其影响的因素较多, 主要有以下几种:由于发热量和含水量的变化而对煤质会带来一定的影响, 即煤质发生变化;通过对上下层制粉系统的出力进行调, 从而实现对制粉层次的调整;锅炉在对其汽温进行控制时, 需要对其二次档板开度、二次风箱和炉膛差压大小进行调整, 从而使锅炉的总风量发生一定的变化;锅炉烟气档板的开度调整的大小;锅炉受热面积灰、结焦, 吹灰器投运方式;机组负荷变化;锅炉减温水量变化;给水温度变化;锅炉水煤比控制失调等。

锅炉运行过程中其汽温会发生变化, 所以需要根据汽温变化的因素来对其进行针对性的调节。炉型的不同, 其对汽温的影响因素也不同, 当所采用的是直流炉时, 其水煤比是导致锅炉过热汽湿的根本因素, 煤质参数会限着煤质的变化而不断的发生变化, 煤质好参数就大, 否则, 参数就小。通过对水煤比进行控制, 可以使锅炉燃料与给水量对应关系处于正常的范围之内, 避免发生高汽温和低汽温的情况。因为一旦有高汽温或是低汽温发生时, 则会导致锅炉的使用寿命受到影响, 同时还会导致汽机应用变大的现象发生。而通过对水煤比进行控制, 可以有效的起到参照作用, 因为通过水煤比的变化可以很直观的反映出锅炉的运行状况, 通过对水煤比进行有效控制, 可以使锅炉的中间温度处于正常的范围内, 而通过中间温度的控制, 可以有效的确保锅炉运行中汽温变化的控制, 使其处于正常的标准内。

而在对锅炉汽温进行调整时, 则需要对汽水分离器出口温度的变化进行调整, 使其温度控制在5~30℃的过热度, 而这个中间点温度的掌握还需要根据锅炉汽温和管壁温度来进行具体的修正。

锅炉减温水的使用。过热器系统设置两级喷水减温器, 一般一级减温水作为粗调, 二级减温水作为细调, 每级减温器均为两只, 喷水水源取自给水母管。喷水减温器采用笛型管结构, 筒身内设置套筒, 减温器总长度为5m。在BMCR工况下, 过热器减温水的设计流量约为6%BMCR, 过热器减温水管路的最大设计通流量可达12%BMCR。低负荷下, 一、二级喷水电动截止阀一般闭锁开, 不能投用减温水。

由于机组在启动工况的时间较长时, 才对汽温使用进行控制, 而且电厂600MW超临界机组实际没有这个联锁, 所以为了避免其过热汽温低于饱和温度, 则需要在处于低负荷时, 对使用减温水要谨慎, 不能随意进行使用。同时为了有效的确保各受热面热量能够分配均匀, 则需要在过热器进、出口集箱之间的连接管道都要由两端进行引入和引出, 而且要实现左右交叉, 这样可以有效的防止热偏差的发生。

对汽温带来影响的其他因素则会对其产生一定的干扰, 所以需要在运行时根据干扰性质的不同而进行必要的调整, 而当机组运行处于正常情况下时, 汽温发生变化, 这时则需要进行如下处理。

首先, 加强对调温水自动调节, 使其可以进行正确的响应;其次, 要监盘人员能够及时发现并进行预知, 从而及时将自动调节改为手动调节, 如果还没有起到控制减温水的效果, 则需要对制粉出力、锅炉风量、二次风档板和烟气档板等进行联合调节, 从而有效的控制温度的变化, 使其温度逐渐趋于平缓, 恢复到正常的方式。但需要在进行调整时控制好调节的幅度。

当对锅炉运行时的汽温进行正常监视时, 这时不能忽视了对锅炉管壁温度的监视力度, 需要对锅炉管壁进行有效的控制, 使其温度在规定标准内运行。一旦对管壁温度进行调整达不到要求效果时, 则需要对汽温运行进行降低, 甚至进行降负荷运行。而对管壁温度进行控制的重点, 还是在机组启动时, 要控制好管壁温度, 避免其温度超限的情况发生。

3 600MW亚临界机组燃烧调整

3.1 加强对制粉系统的运行优化

为了有效的保证锅炉的燃烧, 需要确保其燃烧中心集中, 这样就需要在处于低负荷状态时, 要使制粉系统运行过程中不能出现断层的情况, 应该使制粉系统保持均衡方式进行运行。而且锅炉处到低负荷运行时, 则需要减少由于制粉系统启停操作所带来的干扰, 尽可能的避免进行启停的操作, 当必须要进行启停操作时, 则需要在保证锅炉工况稳定的情况下才能进行。

由于通过对制粉系统启停的控制, 可以有效的确保机组的负荷和总煤量, 同时为了使单个燃烧器具有较强的燃烧强度, 则需要对磨煤机的出力情况进行观察, 使其运行不能低于40t/h。而当制粉系统启停时, 则需要及时减少风量或是将磨煤机进行停运, 从而保证锅炉内烧烧器燃烧状况的稳定性。而当制粉系统出现跳闸情况时, 则需要及时进行投油, 对其燃料状况进行调整, 在确保制粉系统稳定运行的情况下, 还要对风机的运行情况进行观察, 避免其发生跳闸。另外, 在制粉系统运行时, 为了有效的保证燃烧的稳定性, 则需要加强对锅炉火检信号的监视, 一旦发现火检信号存在不稳的情况时, 则需要立即利用油枪进行喷油助燃, 而当燃烧稳定后才能退出油枪。

3.2 对风煤比进行有效的控制

对风煤比进行调整时, 需要参照具体的含氧量来进行, 使风煤比控制在均衡的水平, 避免其出现过大的情况。当需要对锅炉本体进行吹灰时, 则需要在燃烧稳定的情况下进行, 而当煤质较差时, 在必须进行吹灰的情况下则利用高负荷下进行单吹, 一旦吹灰过程中发生燃烧出现异常情况时, 则需要立即通出吹灰。当机组处于低负荷时, 这时进行降负荷操作则需要缓慢的进行, 适当的对负荷和压力变化率进行下调, 但应控制好煤量的下调度, 避免导致燃烧异常情况发生。而当燃烧发生波动时, 进行投油时则需要根据煤质及燃烧情况来进行助燃措施的采取。另外, 在锅炉运行时, 要加强对燃烧工况的监视和调整, 实时注意负荷及煤量的情况, 做好随时调整的准备工作。