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国产引进型300MW火电机组节能降耗综合治理经验介绍

时间:2007-3-8  编辑:liujin  来源:互联网  投稿邮箱:277298065@qq.com
内容摘要:国产引进型300 MW机组目前已经成为我国火力发电厂主力机组,在电网承担基本负荷和部分调峰负荷。该机组是引进了20世纪70年代末美国西屋公司技术制造生产的,虽然经过国内制造厂家优化,但投运的机组实际运行中仍然普遍存在汽机各缸相对内效率低、机组汽耗率高、汽轮机运行真空偏低等问题。下面以双辽发电厂1、2号机节能改造为例,将我们工作实践中的成功和经验介绍如下,供同类型机组节能综合治理时参考。 1 ...
国产引进型300 MW机组目前已经成为我国火力发电厂主力机组,在电网承担基本负荷和部分调峰负荷。该机组是引进了20世纪70年代末美国西屋公司技术制造生产的,虽然经过国内制造厂家优化,但投运的机组实际运行中仍然普遍存在汽机各缸相对内效率低、机组汽耗率高、汽轮机运行真空偏低等问题。下面以双辽发电厂1、2号机节能改造为例,将我们工作实践中的成功和经验介绍如下,供同类型机组节能综合治理时参考。

1 机组改造现状 

  吉林省共有4台哈尔滨汽轮机厂生产的引进型300 MW机组,先后于1994~1998年投产。自1996年起,吉林省电力科学研究院与双辽发电厂共同对1、2号机开展了能损诊断和节能治理工作,通过多次汽轮机热力性能考核试验分析,提出了汽轮机主辅设备中存在的问题,先后采取了重新设置高压加热器(以下简称高加)水位控制定值、更换部分疏水门、对汽轮机现场通流部分扩充、更换给水泵最小流量阀等,取得了比较好的节能效果,但机组主要经济指标仍然偏离设计值较多。为了彻底解决问题,1999年国家电力公司下达了“国产引进型300 MW机组节能降耗措施研究”科技项目,由国家电力公司西安热工研究院牵头、双辽发电厂和吉林省电力科学研究院参加,哈尔滨汽轮机厂协助配合共同开展了试验、研究和治理工作,于2001年完成了1号机节能综合治理项目的实施工作,并于2002年结合2号机大修,在1号机成功经验基础上完成了2号机节能综合治理项目。
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2 1、2号机存在运行经济性差的原因 

  从大修前各种工况的运行和试验数据以及大修揭缸检查的结果等方面综合分析,1、2号机在结构设计、优化设计及加工等方面的缺陷,导致高、中压缸效率低;高压缸上、下缸温差大;汽缸变形严重,汽封间隙超标,漏汽量较多;高压缸排汽温度高等同类型机组的共性问题,也有安装、运行等方面的因素,主要有以下几个方面。

2.1 汽轮机本体部分
2.1.1 调节级效率偏低
引进型300 MW汽轮机高压缸效率低的主要影响因素之一是调节级效率低,在此所讨论的调节级效率包含主汽门和调节汽门的节流损失影响。额定工况下调节级功率占高压缸总功率的20.8%,调节级设计效率为64.36%,调节级效率每降低1%,高压缸效率降低0.2%。实测调节级效率通常不到50%,调节级效率低的主要原因有以下几个方面。
a.调节级动叶汽封径向间隙大,汽封结构不合理 调节级动叶叶顶及叶根共有3道汽封,径向间隙设计值为(2.5±0.05)mm。根据该处汽封直径可求得漏汽面积为8 721.8 mm2,相当于内径为106 mm的管道。经调查同类型机组大修揭缸检查结果,该汽封没有受到任何磨损,表明设计间隙值偏大。主蒸汽设计压力为16.7 MPa,调节级动叶后设计压力为11.60 MPa,扣除调节汽门节流损失,调节级整级压差达到3.43 MPa。现设计的调节级汽封采用单齿、镶嵌式固定结构,在此压差下汽封显得薄弱。单齿阻力系数小,密封效果差,固定式汽封若出现动静碰磨,汽封无法退让,易受到磨损,汽封间隙增大,漏汽量增加。
b.喷嘴组弧段间间隙大 安装在6个汽室上的6个喷嘴组弧段之间设计预留膨胀间隙,左、右水平中分面设计间隙为5 mm,其他4道间隙分别为3 mm。根据其结构和计算分析,以及同类型机组改进后结果表明,该间隙预留值太大。调节级喷嘴出口蒸汽通过该间隙,未经过动叶作功,直接漏至第一压力级。同类型机组实际大修检查发现,有些机组的该间隙可达10~15 mm,使漏汽量增大,调节级漏汽损失增加。
c.喷嘴叶片损伤严重 由于调节级叶片处在主蒸汽进入汽轮机的第一级,工作条件恶劣,很容易受到蒸汽中携带的固体粒子的侵蚀,导致调节级喷嘴叶片损伤。当调节级叶片损伤达到一定程度,对调节级的通流效率影响较大。哈尔滨汽轮机厂生产的机组,调节级喷嘴采用68片叶片,由于叶型设计方面的原因,多次发生喷嘴损坏的现象,对机组经济性影响较大。

2.1.2 高压缸效率偏低
   高压缸排汽温度高出设计值15~30 ℃,高压缸效率偏低3%~5%。除高压缸通流径向间隙大之外,还有以下几方面的原因。
a. 高压缸夹层漏汽量大 高压缸外缸与高压缸隔板套之间未设置汽封,大量蒸汽漏至高压缸内外缸夹层,通过中压缸冷却蒸汽管排至高压缸排汽,导致高压缸排汽温度升高,使高压缸效率降低。
b. 隔板套易发生变形 1号机大修揭缸后发现高压隔板套结合面漏汽严重,螺栓紧力不够,增加汽缸内漏汽量,降低了高压缸效率。
c. 中压缸进汽部分存在卡脖子现象,造成高压缸排汽不畅及压力升高 该机组出厂后在现场进行了高压缸扩充通流面积改造,使机组能够带至设计最大功率。由于中压缸通流面积未进行改造,使原中压缸前三级动、静叶尺寸较小,造成高压缸排汽不通畅及压力升高。
d. 主蒸汽进汽插管的密封环结构不合理 原机组主蒸汽导汽管及一级抽汽与内缸接口采用三道弹性密封圈密封。该密封结构装配较为困难,机组检修安装过程中容易产生裂纹或损坏。曾有电厂出现大修后回装时将密封圈压碎,使碎块掉进调节级汽室将调节级叶片打坏、被迫停机揭缸检修的事故。机组长时间运行后密封圈由于老化而丧失弹性,使密封效果变差,另外安装时要求3道密封圈的缺口相互错开120°,许多机组安装时并未遵守此规定。造成机组运行时导汽管漏汽量大,使主蒸汽及一级抽汽经高压缸夹层漏至高压排汽管,高压排汽温度升高,高压缸效率下降。
e. 原设计高压外上缸没有金属壁温监视测点 高压外缸上、下缸壁温测点设计选择部位不合理,不能真实反映机组实际运行中存在汽缸温差较大的情况,会导致通流汽封间隙磨损,汽缸发生永久变形,漏汽量增大,汽缸通流部分效率下降。
2.1.3 高、中、低压缸通流径向间隙大
高中压缸汽封包括通流部分的动、静叶汽封及汽缸端部的轴封。由于汽缸变形,启、停过程中机组振动增大,发生动、静碰磨等原因,很容易造成汽封磨损,径向间隙增大。
引进型300 MW机组属于反动式汽轮机,其结构和热力过程与冲动式汽轮机有较大差异。首先蒸汽在汽轮机内级的动、静叶均发生膨胀,动叶存在较大压差,使动叶汽封的漏汽量增大;其次结构上采用鼓形转子,转子直径大,由于汽封处转子的直径较大,间隙稍增大一点,漏汽面积增大较多,使静叶汽封的漏汽随汽封磨损增大较快。汽封漏汽短路本级不作功,而且这股汽流插入主流时会造成干扰,扰乱下一级入口汽流的流动方向,产生汽轮机级间的汽封漏汽损失。漏汽损失对级效率的影响较大,通流部分汽封间隙增加导致的漏汽量增加,是机组通流效率降低的主要原因。
汽缸两端轴封间隙增大则造成蒸汽旁路高、中压缸及低压缸,作功减少,未作功的蒸汽排至凝汽器,造成能量损失,直接导致热耗率增加。
国外或国内进口机组安装或大修对通流径向间隙调整工艺要求十分严格。不同电厂同类型机组大修前后试验结果表明,调整是否合理,可影响缸效率5%左右,是汽轮机本体大修的重点。
国内不同电厂检修普遍存在的问题是担心径向间隙调整过小,机组启动时出现摩擦而产生振动。由于该机组采用高中压缸合缸结构,汽缸质量和跨度较大,汽缸薄,法兰窄,外下缸承受各抽汽管的质量和拉力,而转子采用鼓形,直径大,在半实缸情况下,两者的变形量不同。在调整高中压缸径向间隙时,不可能在全实缸并紧全部螺栓的情况下进行。根据制造厂所要求的径向间隙调整值,进行汽封调整,一般的规律当左、右间隙在设计值内时,上下间隙值就远大于设计值。如何根据下缸与转子的相对变形量,对汽封径向间隙进行合理调整是关键。根据同类型机组安装与大修的经验,各轴封、反动级汽封径向间隙值按以下数据调整及修刮。
a. 各轴封左右侧按原制造厂设计值,上半间隙比原设计值增大0.1 mm,下半间隙比原设计值减小0.1 mm,公差±0.05 mm。
b. 高、中压缸各反动级,左、右间隙(0.50±0.05)mm、上半间隙(0.85±0.05)mm、下半间隙(0.65±0.05)mm。
   根据同类型机组大修经验,左右侧径向间隙达到要求值后,上下间隙已超出要求值。若出现这种情况,上、下、左、右方向的间隙实际值之和不大于这四个方向的要求值之和的0.20 mm。

2.2 热力系统及辅机部分
a. 凝结水升压泵(下文简称凝升泵)扬程偏高 目前各电厂配置凝升泵(或凝结水泵)的扬程普遍偏高。双辽发电厂300 MW机组的凝结水系统配套2台100%容量凝结水泵和凝升泵,凝结水泵和凝升泵之间有精处理装置。机组正常运行时,凝升泵实际运行出口压力达到2.83 MPa,除氧器上水调整门节流损失在1.0 MPa以上,是设计值0.2 MPa的5倍,使凝升泵耗功增加,造成调整门节流噪音大。根据测试结果,实际凝升泵扬程140 m时即可满足上水要求。
b. 循环水泵扬程偏高,但效率偏低 双辽发电厂每台机组配套2台卧式双吸离心泵,型号为1400S24。泵的设计参数为:流量18 000 m3/h,扬程24 m,设计效率85.5%,配套电动机功率1 600 kW。机组自投产以来,循环水系统在阀门全开情况下,泵的电动机电流超限。实际运行时凝汽器的出口蝶阀只能维持在40%下运行。
c. 冷却水塔冷却能力低 双辽发电厂每台300 MW机组配1台4 500 m2自然通风冷却水塔,机组在夏季循环水温度高,需2台循环水泵运行,会发生冷却水塔分水槽严重溢流问题。
d. 高加疏水管振动大 
   疏水管道振动大主要是高加无水位运行,使得疏水管中产生汽液两相流,疏水容积流量增加,流速加快,流体对管道产生很大的冲击力,而原管道设计吊架无法承受,最终造成疏水管道振动。对于疏水管道的振动,一方面提高高加水位运行,减少管道冲击力,另一方面在保持管道原吊架基础上,利用管道旁边钢架为生根处,增加管道托架,把管道固定。
e. 高加端差大 加热器上端差大主要是高加水室出口导程板漏泄所致。导程板为方便检修,设计为可卸隔板,由4块隔板拼接,螺栓固定,各隔板搭接处用石棉板做垫加以密封。运行中由于水冲击,造成螺栓松动,隔板变形,密封面损坏,造成给水短路,部分未经加热的给水与加热的给水主流混合,降低了给水温度,增大了上端差。由于高加运行水位低造成下端差偏大。
f. 管束漏泄 管束漏泄原因是由于高加运行水位过低和管—管板焊口焊接质量差造成的。当高加水位低时,疏水冷却段进口(吸水口)露出水面而使加热蒸汽进入该段,形成蒸汽和水两相流动,流速增加,引起管束冲蚀性破坏。另外,管—管板焊口焊接质量差造成焊接层内有大量砂眼,经高压给水冲刷,使砂眼扩大,高压给水冲刷管子,使管壁减薄,造成漏泄。对加热器水位调整的同时,对管道焊口全部进行补焊,解决了管束漏泄问题。
g. 低压加热器(以下简称低加)疏水未经疏水冷却段 2台机组低加疏水系统设计为逐级自流式。4台低加均设置疏水冷却段,并装有低加危急疏水系统,确保在事故状态下将疏水直接导入凝汽器。机组自投产以来,7号低加疏水始终难以导入8号低加,而通过危急疏水系统直接导入了凝汽器,造成热损失增加,回热循环热效率降低。经试验分析,7号低加疏水不畅的主要原因是:带有疏水冷却段的加热器疏水阻力大,而原设计疏水压差小,低加疏水管道布置又长,同时低加汽侧易存空气也是个原因,此种现象在全国同类型机组中也是个共性问题。

3 实施措施及效果 

  通过对国内同类性机组电厂节能技术改造情况专题调研,借鉴国外机组的节能技术改造成功经验,本着机组在各种不同的工况下运行时都安全可靠,机组在各种不同的工况下运行时都经济的改造原则提出以下改造措施,实施后获得了很好的效果。
3.1 汽轮机本体部分
a. 高压调节级改进 经过计算调节级动叶间隙可减少到0.8 mm。珠江发电厂1~4号机的动叶间隙逐步由改为1.5、1.2、1.0 mm,没有发生不安全因素,表明该措施是可行的。制造厂家吸取珠江发电厂经验,已将该间隙设计值改为(1.0±0.05)mm,漏汽面积减小为3 484 mm2,相当于DN67管道,使调节级效率明显提高;在1号机大修中,将调节级动叶叶顶和叶根镶片式汽封各改为以圈双齿弹性汽封,汽封间隙由2.5 mm调整为0.75 mm。改造后调节级效率达到63. 4%,较大修前提高21.6%。2号机在大修中发现调节级喷嘴组损坏严重,更换了新喷嘴组。采用新设计的喷嘴,其通流面积与原喷嘴面积相同,更换新喷嘴组的汽封为3道弹性汽封和1道硬性汽封的结构、汽封径向间隙改造后,调节级效率为63.1%,基本达到设计值标准。
b. 高压外缸与高压隔板套之间增加1道弹性汽封 在高压外缸挡汽板和隔板套上加1道弹性汽封后,根据1号机大修后热力性能试验结果,改进后高压缸夹层漏汽量由21.06 t/h降到7.27 t/h,降低了13.79 t/h,煤耗降低了0.6 g/(kW·h)。该项目实施后,节能效果较好。
c. 更换高压隔板套 将1号机高压隔板套由73型更换为73B型,法兰结合面相对加宽,中分面6只紧固螺栓由M52改为M72,在高压缸隔板套挡汽板上加1道弹性汽封。此项改进对于减少缸内漏汽量,提高高压缸效率发挥了显著作用。在机组实际运行中,使该部位间隙处于“0”间隙。同时在高压缸外缸上、下缸同一截面各引出一根Ф158×9管路,将内外缸夹层漏汽引至二抽电动门前,作为2号高加加热蒸汽。此项改进针对解决机组隔板套易发生变形的问题,对于减少汽缸内漏汽量,提高高压缸效率发挥了显著作用。

d. 中压进汽平衡环增加1道弹性汽封圈 根据1号机大修后热力性能试验测试和计算结果,表明中压进汽平衡环增加1道弹性汽封圈后,能够减少蒸汽漏入中压缸通流部分,避免造成工质能量损失及使中压缸产生虚假效率升高现象。
e. 主蒸汽进汽插管由密封环结构改为钟型罩密封结构 改为钟型罩密封结构后,径向间隙为(0.07±0.02)mm,轴向间隙为(0.10±0.02)mm,便于拆装检修,保证密封面严密不漏汽,彻底克服和解决了密封环结构存在的各类问题。此项目在全国同类型机组中属于率先应用。
f. 高压进汽平衡环等12处弹性汽封改为布莱登可调式汽封 大修中,将高压进汽平衡环、高压排汽平衡环、中压进汽平衡环、高中压缸端部内侧(调端、电端)共12道弹性汽封改为布莱登可调式汽封。该项目是本次机组大修节能降耗的重要技术改进措施之一。与同类型机组相比,采用布莱登汽封比采用传统结构汽封漏汽量相对减小25%左右。按照双辽发电厂1号机布莱登汽封安装间隙计算,汽封漏汽面积及汽封漏汽量均减少40%。1号机大修后测试结果说明,轴封加热器温升下降2.36 ℃,漏汽量减少3.6 t/h,影响煤耗降低0.83 g/(kW·h);根据大修后轴封漏汽量试验结果,改进后高压缸平衡鼓漏汽至中压缸流量由大修前43.23 t/h减少至14.93 t/h,减少了28.3 t/h,漏汽量相对减少65.5%,煤耗降低了2.14 g/(kW·h);大修后,高压缸效率提高3.87%,中压缸效率提高了2.27%,综合影响煤耗降低4.37 g/(kW·h)。根据上述情况,保守估算,使用布莱登汽封可使机组煤耗降低1~2 g/(kW·h),具有推广使用价值。
g. 中压缸前三级动静叶片 对双辽发电厂1、2号机高压缸通流面积进行了扩容改造,但中压缸通流面积未扩容,造成高压缸排汽不通畅及压力升高。哈尔滨汽轮机厂根据要求改造后,中压缸效率由87.83%提高到88.29%,较改造前提高0.46%,降低煤耗0.5 g/(kW·h)。主汽门、调节汽门一挡漏汽由高排逆止门前改接至二级旁路门前,二级旁路预暖管改进后,由于主汽门、调节汽门一挡漏汽管路加粗及接入点压力降低,使一挡漏汽阻力减少,使其漏汽量增大,从而减少了二挡漏汽至轴封加热器的蒸汽量,有效地减小了轴封加热器温升。大修后轴封加热器温升由12.4 ℃降到5.0 ℃,较大修前降低7.4 ℃,降低煤耗1.12 g/(kW·h)。
h. 高压缸内上缸及高压外缸上、下缸加装金属壁温测点 大修中在高压下内缸壁温测点对称部位加装了高压缸上内缸壁温测点,在高压外缸中部合理部位加装了高压外缸上、下缸壁温测点。根据1号机大修后汽缸壁温测试结果,表明壁温测点位置选择及指示值均正确,为运行人员进行汽缸壁温及温差的监视和调控提供了可靠依据。

3.2 辅机部分
a. 凝升泵更换叶轮改造 通过技术经济比较和试验论证,决定采用更换凝升泵叶轮的改造方案,即凝升泵壳体与电动机不动,只重新设计更换叶轮,在保证流量满足需要的前提下,降低凝升泵扬程。凝升泵更换叶轮后,耗电量降低100~120 kW/h,年节约厂用电量50~60万kW·h。
b. 循环水泵更换叶轮及密封环改造 对循环水泵叶轮及密封环进行了改造更换,改造后泵技术参数为:扬程19 m、流量大于22 000 m3/h、效率83.5%。改造后泵电动机电流下降15~18 A,耗电量降低145 kW/h,年节约厂用电量87万kW·h,厂用电率降低0.1%。
c. 冷却水塔增加喷淋装置改造 结合1号冷却水塔实际结构和运行状况,在1号机大修中对冷却水塔进行了改造工作,即安装喷淋装置。1号水塔加装喷淋装置型号为TP-Ⅱ型,规格Ф40,数量428套。改造后在单机2台泵的运行工况下,水塔水流温溢水槽影响冷却效果的问题得到根本解决。专门制作的500个活塞,用于冬季单泵运行时,使水尽量向水塔周围区域分布。不但减少了水塔结冰现象,减轻了冬季频繁拆装水塔挡风板的工作强度,
还改善了夏季水塔冷却效果,提高了机组运行经济性。

d. 高加及系统改造 对于疏水管道的振动,一方面提高高加水位运行,减少管道冲击力,另一方面在保持管道原吊架基础上,利用管道旁边钢架为生根处,增加管道托架,把管道固定。为方便检修,保留一块水定隔板可拆卸外,其余全部改为焊接,从而杜绝给水短路,提高了给水温度,减小上端差。由于高加运行水位低造成下端差偏大,根据试验确定出最佳运行水位,并重新标定水位计,将1、2、3号高加的电接点水位计和水位测量系统进行了调整,零水位标高比改前分别提高215、170、170 mm。实施高压加热器及系统改造后,300 MW工况时1、2、3号高加下端差较改造前分别下降8.5、6.8、18.6 ℃,都达到8 ℃以下。给水温升分布更加趋于合理,基本上达到设计值。从改造后的试验数据结果看,高加上、下端差基本达到设计值,出口给水温度也达到设计值,加热器运行水位稳定,消除了疏水管道振动,使加热器的安全可靠性和运行经济性得到明显提高。
e. 低加疏水系统改造 将原7号低加疏水管割除,重新布置,并对调节阀、管路重新设计加大口径,并减少了疏水管路长度及弯头数量,将疏水管路就近引入8号低加前部疏水器。低加疏水系统改造后,通过运行观察,该系统运行状况良好,低加运行水位保持稳定,达到了预期效果,可使机组供电煤耗降低0.5 g/(kW·h)。

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