660MW空冷机组

660MW空冷机组（精选十篇）

660MW空冷机组 篇1

电站锅炉的排烟温度是锅炉设计的主要性能指标之一, 直接影响锅炉热效率、尾部受热面运行、烟道阻力、风机能耗以及制造成本等, 涉及到锅炉运行经济性和安全性。在我国, 目前主流脱硫工艺仍为石灰石—石膏湿法脱硫技术, 进脱硫塔前的烟气进口温度约为120~150℃, 经喷淋水减温、脱硫后从脱硫塔流出经烟囱排向大气。在此工艺流程中, 大量烟气余热被排放, 且过高烟温导致喷水降温量增加, 增大脱硫系统耗水量。据统计, 电站锅炉排烟热损失占锅炉热损失的70%~80%。如采取技术措施降低排烟温度, 不但可回收热量且可降低脱硫系统耗水量。另外, 通过降低除尘器入口烟温, 可降低烟气体积流量及飞灰比电阻, 进而降低引风机出力, 同时提高电除尘效率, 实现电除尘器“低温除尘增效”。

因此, 在保证机组安全、稳定、可靠运行基础上, 如采取合理技术改造及工艺流程降低锅炉排烟温度, 有效实现烟气余热回收利用, 在节能降耗同时减少污染物排放, 符合国家相关节能减排政策。

河北定洲电厂二期660MW超临界机组为上锅SG-2150/25.4-M976超临界参数变压运行螺旋管圈直流炉, 四角切圆燃烧方式、一次中间再热、单炉膛平衡通风、固态排渣、半露天布置、全钢构架的∏型锅炉。采用内置式无循环泵的启动分离系统。炉后尾部布置两台转子直径为Ф14236mm的三分仓容克式空气预热器。锅炉尾部烟气采用选择性催化还原脱硝处理工艺 (SCR) , SCR反应器直接布置在省煤器之后空预器之前。锅炉燃烧煤种沿用一期煤种, 设计煤种为神府东胜煤, 校核煤种为神木大柳塔烟煤。

改造前, 机组热效率性能试验在660MW负荷下, 锅炉排烟温度为130℃ (修正后为128.08℃) , 排烟热损失为5.249%;在450MW负荷下, 锅炉的排烟温度为125℃, (修正后为123.61℃) , 锅炉的排烟热损失为5.481%。本次改造目的一是回收烟气余热, 提高锅炉热效率, 降低供电煤耗、减少脱硫用水;二是通过降低飞灰比电阻以提高电除尘效率, 实现大气污染物减排。

1 热力系统改造

1.1 安装位置及配置方案

本项目将低温省煤器布置在空预器与静电除尘器之间, 此方案的主要优点是在利用了烟气余热的同时, 降低静电除尘器入口的烟气温度, 使烟尘比电阻下降, 提高了静电除尘器的效率;引风机入口的烟气体积容量随着烟温的下降而降低, 能节省引风机的部分运行功耗。这种低温省煤器布置方案主要应用在日本的不少大型火电厂。

1.2 排烟温度选择

理论上说, 采用低低温除尘技术, 排烟温度越低, 硫酸雾可以被飞灰颗粒吸附, 然后被除尘器器捕捉后随飞灰排出, 但是考虑到我国电厂实际燃煤含硫量波动很大, 对下游电除尘器和引风机设备腐蚀风险越高, 因此设计阶段应适当考虑一定的设计裕量, 从而保证低温省煤器设备运行安全性。

首先明确烟气露点温度的定义:烟气中的硫酸蒸汽在壁面上开始凝结, 引起不能允许的低温腐蚀时的壁面温度定义为烟气露点温度。在众多酸露点计算公式中, 苏联1973年锅炉热力计算标准中推荐的公式应用最广泛, 也比较接近实际。烟气露点温度计算公式为:

其中:tld为酸露点温度, t0ld为水露点温度, β取125, Szs为折算硫分, Azs为折算灰分, αfh为飞灰含量, 取0.9。

将表1中的数据代入式 (1) 可得:

设计煤种的酸露点为93.1℃, 水露点为40.7℃;

校核煤种的酸露点为95.7℃, 水露点为41.8℃。

另外, 根据日本电力研究院估算公式, 计算过程如表1。

如上所述, 按照日本推荐公式, 设计煤种酸露点109.4℃, 比苏联公式高16.3℃;校核煤种112.4℃, 比苏联公式高16.7℃, 二者偏差较大。目前国内主流的低温省煤器供应商主要采用苏联公式计算酸露点, 因此建议以苏联公式计算结果为准, 日本电力研究院估算公式可供参考。综合考虑以上问题, 并咨询国内生产厂家, 本此改造低温省煤器出口设计烟温取为90℃。

1.3 传热管型选择

由于低温省煤器的传热温差小, 为使受热面结构紧凑以减小体积, 并减少材料耗量, 传热管必须采用扩展受热面强化传热。本项目中低温省煤器的传热管采用H型翅片管。

低温省煤器最低管壁温度低于烟气酸露点, 管壁会发生烟气结露现象, 存在低温腐蚀现象。ND钢 (09Cr Cu Sb) 是目前国内外最理想的“耐硫酸低温露点腐蚀”用钢材, 广泛用于制造在高含硫烟气中服役的省煤器, 空气预热器, 热交换器和蒸发器等装置设备, 用于抵御含硫烟气结露点腐蚀, 它还具有耐氯离子腐蚀的能力, 产品经国内各大炼油厂和制造单位使用后受到广泛好评, 并获得良好的使用效果。本次改造低温省煤器全部采用ND钢, 杜绝低温腐蚀现象的发生。

1.4 热力系统设计

在空预器之后和电除尘器的入口端之间增设低温省煤器, 用于回收利用烟气热量, 每台炉布置4台。在低温省煤器内设置一定数量的热面用于回收烟气热量加热凝结水, 该部分热面内工质为冷凝水。冷凝水由7号低压加热器进口 (VWO工况下温度为56℃) 和7号低压加热器出口 (VWO工况下温度为108.5℃) 位置处抽取, 进口管道和出口管道上分别设有电动调节阀, 用于调节进出口的冷凝水流量, 使得最终进入低温省煤器内的冷凝水温度达到75℃ (可调) , 满足低温省煤器的系统要求。汽机冷凝水引入低温省煤器, 依次流经低温段、高温段, 冷凝水温度由75℃以上上升至108.5℃ (可调) , 然后回到6号低压加热器入口。冷凝水吸热后, 烟气温度由131℃降低至90℃以下进入除尘器设备, 冷凝水吸热后再返回低压加热系统。工艺流程图如图1所示。

2 节能效果分析

2.1 热力系统比较

从表2统计数据可以看出:①低温省煤器投运后, 出于投运初期安全角度考虑, 锅炉低温省煤器出口运行烟温略高于设计排烟温度, 以待后续观察尾部烟道腐蚀情况, 出口烟温比入口烟温降低20.93℃。②由于锅炉低温省煤器投运后, 锅炉烟温降低导致锅炉烟气体积降低, 导致引风机电量降低11.9k Wh/h。③由于机组投入低温省煤器后, 锅炉凝结水吸收锅炉烟气余热, 提高凝结水温度, 降低汽轮机6号段抽汽量, 汽轮机低压缸做功蒸汽量增多, 引起汽轮机背压略升约0.072k Pa。

2.2 节能效果

此单项改造以低温省煤器切除工况的供电煤耗结果作为改造前纯凝额定工况生产供电煤耗, 以低温省煤器投用工况作为改造后纯凝额定工况生产供电煤耗。

①在低温省煤器切除工况下, 在3VWO工况下对机组热耗率试验数据, 经过二类修正后, 机组低温省煤器切除工况为8033.79k J/k Wh, 低温省煤器投运后, 机组热耗率为8005.41k J/k Wh, 机组热耗率降低28.38k J/k Wh。②在低温省煤器退出和投用两工况下试验供电煤耗分别为294.36g/k Wh、293.21g/k Wh, 降低约1.15g/k Wh。③年节能量测算:发电降耗形成的年节能量=5500×额定发电能力× (1-厂用电率) × (改造前纯凝额定工况生产供电煤耗-改造后纯凝额定工况生产供电煤耗) 。加装低温省煤器改造后, 机组在额定负荷600MW工况下运行5500h, 供电煤耗率降低值为1.15g/k Wh, 则年节能量为:5500×660000×1.15× (1-8.44/100) /1000000=3822.17吨标准煤。

2.3 节水效果

由于低温省煤器的将烟气温度降低至110℃以下, 湿法脱硫塔蒸发水耗将大幅度降低, 根据测算, 在BMCR工况下能节水35t/h, 每年为电厂节水25万吨。

3 低温除尘效果分析

低温省煤器投运后, 烟气温度从130℃降低至110℃以下, 后部电除尘器运行温度降低, 烟气流量下降, 比集尘面积加大, 粉尘驱进速度增加, 电除尘器效率显著提高。低温省煤器投运后, 进入静电除尘器的烟气体积流量减少量和驱进速度可由式 (1) 计算得出:

投运前的比集尘面积:f前=A/QS前

投运后的比集尘面积:f后=A/QS后

根据修正的马茨公式和实测除尘效率, 其中k取0.5, 可比较相同煤质时电除尘的驱进速度。

投运前的驱进速度:

投运后的驱进速度:

可得:ω后=1.015ω前

式中, Qs为烟气流量, m3/s;ω为驱进速度, cm/s;η为除尘效率;f为比集尘面积, m2/m3/s;A为集尘面积, m2;P为电除尘入口烟气压力, Pa。

通过计算得出:①加装低温省煤器后, 电除尘器的驱进速度比之前增加约1.5%, 即在相同烟气流量和比集尘面积条件下, 电除尘器的效率提高。②由于低温省煤器的投入, 电除尘器的烟气体积流量QS减少约5%, 比集尘面积增加5%。

一般情况下当排烟温度在130℃-170℃时, 烟尘比电阻最高, 电除尘器容易出现低电压, 大电流的“反电晕现象”, 造成除尘器效率下降。通过表2烟气温度与粉尘电阻率的关系可以看出, 冷凝水吸热后, 烟气温度由150℃降低至110℃左右进入除尘器设备, 粉尘比电阻降低约1个数量级。见表3。

由表2粉尘比电阻测试数据可知, 烟温从130降至110范围时, 粉尘比电阻特征发生变化, 降低幅度为0.5-1个数量级, 有利于提高电除尘效率。投入低温省煤器后, 机组电除尘器出口排放浓度由20mg/Nm3降低到15mg/Nm3。

4 低温腐蚀、磨损防控措施

4.1 低温腐蚀防范措施

低温省煤器投运后, 排烟温度降低, 可能会带来低温结露腐蚀风险, 为保证低温省煤器及机组的安全运行, 防止管束因腐蚀而泄露, 采取以下防控措施:①以允许换热管束发生有限腐蚀为设计原则选用ND钢, 年腐蚀速率不大于0.2mm, 换热管束设计寿命15年;②控制低温省煤器进口水温, 以保证管束最低壁温高于水露点25℃以上, 避开严重低温腐蚀区;③低温省煤器水侧和烟气侧进、出口均设有温度测点, 时时检测进口水温和出口烟温情况, 一旦出现水温或烟温过低时, 及时启动控制方案并报警提示。

4.2 磨损防控措施

低温省煤器受热面布置在电除尘之前的烟道, 烟气中含灰量大, 必须做好磨损防控措施。为了防止长时间运行可能出现的磨损, 本工程采取了以下有利于降低磨损的措施:①对烟气流场进行数值模拟, 设计上避免出现烟气走廊、烟气偏流及产生烟气涡流;②采用合适的烟气流速, 使烟气流具有自清灰功能的同时又不至因烟气流速过高而产生不可控的磨损。根据低温省煤器运行经验, 电除尘前低温省煤器一般控制其烟气流速在10m/s左右, 可大大减少烟气粉尘对管束的磨损, 同时烟气清灰性较好;③烟道内管子整体无对接焊缝, 蛇形管弯头和焊口全部置于烟气流动区域以外进行隔离, 防止弯头及焊缝磨损;④采用厚壁管、加大翅片厚度, 使受热面具有一定的磨蚀裕度;⑤选用防磨损性能优异的H翅片管;⑥电除尘前低温省煤器进风侧安装假管, 以减轻烟气对后续换热管束的磨损。

5 结论

在660MW超临界空冷机组锅炉空预器出口至除尘器入口前加装低温省煤器, 利用锅炉烟气余热加热凝结水。在满负荷下低温省煤器投运后, 烟气温度从130℃降低至110℃以下, 凝结水温度提高, 降低汽轮机6号段抽汽量, 汽轮机低压缸做功蒸汽量增多, 机组热耗率降低28.38k J/k Wh, 供电煤耗降低1.15g/k Wh。可节约燃煤3822吨/年, 节约脱硫用水25万吨/年, 机组电除尘器出口排放浓度由20mg/Nm3降低到15mg/Nm3, 具有显著节能环保效益, 对于排烟温度较高机组就有较好借鉴意义。

参考文献

[1]徐刚, 许诚, 杨勇平, 等.电站锅炉余热深度利用及尾部受热面综合优化.中国电机工程学报, 2013, 33 (14) :1-7.

[2]赵之军, 冯伟忠, 张玲, 等.电站锅炉排烟余热回收的理论分析与工程实践[J].动力工程, 2009, 29 (11) .

[3]崔立明, 卢权.350MW亚临界机组加装低温省煤器节能及环保应用分析[J].神华科技, 2015, 13 (2) .

660MW空冷机组 篇2

交流润滑油泵出口压力油经各自逆止门出口分两路油路，第一路油路与二级注油器出口油路汇合后经三通阀到冷油器（1、2号），再经过润滑油过滤器后又分两个支路，一支路通过油箱上部的套装油管路至汽轮机各轴瓦供润滑油；二支路通往顶轴油系统供油。第二油路油经过分支逆止门后又经一个Φ76㎜直径的节流孔后与一级注油器出口油路汇合后又分两个支路，一支路为主油泵入口供油，二支路作为低压氢密封油备用油，在其油路中有一个Φ3㎜节流孔，经其节流孔后支路油回到套装油管路外套管后经回油滤网进入主油箱。

直流事故油泵出口压力油直接通向润滑油过滤器、冷油器后向各瓦提供润滑油。

主油泵轴瓦、推力轴承轴瓦及1、2、3、4、5、6、9各瓦回油经回油管路进入套装油管路经回油滤网回到主油箱，而7、8瓦回油经U型管密封集油管向密封油箱供油。

高压启动油泵经出口逆止门后分为两路油路，第一路油路又分为两个支路，一支路油向机械超速自动停机装置供油，二支路油作为高压氢密封备用油，在其油路中有一个Φ3㎜节流孔，经其节流孔后支路油回到套装油管路外套管后经回油滤网进入主油箱；第二路油与主油泵出口来油汇合后经Φ17.5㎜节流孔及节流孔后逆止门后向一、二级注油器提供高压动力油，用于维持注油器的正常工作用油。当机组达到或接近3000转/分钟时，主油泵出口油压达到正常值时，停止

该油泵的运行，其处于备用状态投入自动。

在主油箱低油位处有一条通往油净化装置的油路，经油净化后的油沿油管道返回主油箱。其系统与主油箱为独立的系统，投停油净化装置时应密切注意主油箱油位的变化，其系统的投入与退出不影响油系统的正常运行。

在1瓦及前箱推力瓦进油管路上分别装有处于并联状态的01、02交流润滑油泵、直流事故油泵自动启动装置及低润滑油油压停机装置05、06；在6瓦进油管路上装有处于并联状态下的03、04交流润滑油泵、直流事故油泵自动启动装置.主机正常运行时整个油系统由主油泵及二级注油器提供润滑油，主油泵出口油路分为两路，一路油与氢密封油备用油出口油路汇合后又分为两个支路，一支路油路至机械超速自动停机装置供油，另一支路作为高压氢密封备用油，在其油路中有一个Φ3㎜节流孔，经其节流孔后支路油回到套装油管路外套管后经回油滤网进入主油箱。第二路油分别送至一、二注油器入口作为注油器的动力油，一级注油器出口向主油泵入口供油同时也作为低压密封油备用油，二级注油器出口油经冷油器及油过滤器后向各轴瓦供润滑油。

润滑油系统主要由主油泵（MOP）、注油器、集装油箱、事故油泵（EOP）、启动油泵（MSP）、辅助油泵（TOP）、冷油器、切换阀、油烟分离器、顶轴油泵装置、油氢分离器、低润滑油遮断器、单双舌止回阀、套装油管路油位指示计、连接管道及监视仪表等设备构成。

大唐长山热电厂660MW机组主机调节系统各油路分类走向 有压力回油管路分为有压力回油DP1和DP2，有压力回油DP1为高压主汽门及高压调节汽门油动机活塞上或下EH油回油路；有压力回油DP2为中压主汽门及中压调节汽门油动机活塞上或下EH油回油路。其两路回油最终汇成一路为有压力回油油路使EH油回流到EH油箱。其油管路走向为高压主汽门、高压调节汽门、中压主汽门、中压调节汽门油动机活塞上或下EH油回至EH油箱回油油路。

无压力回油DV油管路均为AST油路和OPC油路及OPC和AST电磁阀排油管路相连通至EH油箱。

AST油路为高、中压主汽门油动机液压块上布置在通往跳闸油路母管上的止回阀后油路与隔膜阀入口之间的这段管路及OPC和AST电磁阀与其相连接管路。

OPC油路为为高、中压调速汽门油动机液压块上布置在通往OPC电磁阀及抽汽逆止保护阀油路母管上的止回阀之间的油路为OPC油路。

压力油HP油路为两台EH油泵出口油路，其出口油路分为三路：第一路HP1压力油路通往主机高、中压主汽门，高、中压调速汽门油动机及OPC和AST电磁阀；第二路HP2压力油通往1号汽动给水泵小汽轮机主汽门和调速汽门油动机及调节部件；第三路HP3压力油通往2号汽动给水泵小汽轮机主汽门和调速汽门油动机及调节部件.EH抗燃油再生装置油路为: 抗燃油再生装置油泵入口在EH油箱底部吸入EH油后经泵升压后先后通过硅藻土滤器、再生装置一级滤器、再生装置二级滤器后返回EH油箱。各级滤器均有旁路装置。其系统循环油路为独立系统，其启动投入、退出不影响EH油调节系统正常工作。

660MW空冷机组 篇3

关键词：600MW机组；脱硫运行系统；节能减耗；机组主体；运行参数 文献标识码：A

中图分类号：X773 文章编号：1009-2374（2015）06-0100-02 DOI：10.13535/j.cnki.11-4406/n.2015.0477

目前，社会经济发展中大力提倡环境保护和资源节约，节能减排是企业自身发展的需要，也是建立环境友好型社会的要求。SO2的排放对环境造成了严重的污染，国家对SO2的排放标准限制也越来越严格，我国很多燃煤机组已逐渐安装运用了脱硫系统，能降低SO2的排放浓度，带来较好环境效益的同时也降低了能量消耗。提高机组的整体效能，对逐步实现节能减排的目标有重要的现实意义。在600MW机组的装置使用中，如何优化脱硫系统的运行，控制运行指标来减少排放降低消耗，取得更好的经济效益和环境效益，是社会发展中需要研究的重要课题。

1 脱硫系统流程以及主要设备参数

以燃煤发电机组为例，其中配套的脱硫装置（FGD）一般采用石膏或者石灰石湿脱法脱硫工艺，包括石膏脱水系统、烟气系统等。在脱硫系统正常运行情况下，通过烟气换热器升降温度，调节增加风机来稳定脱硫进口烟道负压值。

2 600MW机组脱硫运行系统的作用影响

当今社会，国家对环境保护工作要求越来越高，企业生产过程中的环境标准也随之提高，这给传统很多高排放重污染企业发展带来很大的发展压力。600MW机组脱硫系统装置使用，是目前较为先进的脱硫装置系统，脱硫效率更高，对机组主体的运用有重要影响，同时，对环境保护和资源节约方面也有积极作用。

2.1 提高机组主体的脱硫效率

FGD的装置运行，从企业的经济成本和环境效益来讲，这两者在一定程度上是制约关系。虽然设备购买需要投入经济成本，但其带来的环境效益是比较客观的。脱硫装置增加了脱硫剂的供给要求，使得机组整体运行水平得到提高，减少了企业生产过程中SO2的排放。另外，脱硫剂在购买使用中，其花销的成本和使用中电能消耗会增加企业的经济成本，但是对环境起到了保护作用，在提高机组主体运行效率、减少企业污染治理消耗的同时，也在一定程度上增加了企业的运营成本，因此也需要积极探索脱硫系统优化运行措施。

2.2 有利于企业减排节能发展

在火电厂和燃煤机使用中，一方面造成社会资源的浪费，尤其是对煤炭资源的不合理使用；另一方面，高浓度SO2的排放，给大气造成严重污染，影响到人们的生活和可持续经济建设。脱硫系统的使用，使得企业在发展中可以达到国家对废气排放的规定标准，脱硫效率也大大提高，有利于企业长期经济效益的提高。

3 对脱硫系统运行方式的优化

脱硫系统的应用带来了很好的社会环境效益，符合资源节约型和环境友好型社会目标的实现要求。在具体运行中，其购买成本和运行过程中产生的消耗也较大，积极探索和优化脱硫系统，促使脱硫系统更高效率更好发挥脱硫功效，具有较高的社会效益。

脱硫系统运行方式的优化，要依据脱硫剂的主要组成部分以及具体参数设定的要求，对机组的增压风机、浆液循环泵、吸收塔石膏浆液密度、pH值等进行调节控制，以达到运行方式最优、效率最高、能源最省。

3.1 脱硫性能影响参数分析

机组运行中，脱硫效能受到多种因素的影响，一般包括烟气的温度和流速、浆液的pH值、原烟气中SO2的浓度等等，这些因素之间又相互影响，并同时对机组的整体脱硫能耗、脱硫效率产生作用。如烟气流速对机组的影响，提高烟气的流速，可以增加气液湍动的幅度，从而降低气液间膜的厚度，增强传质效果，提高脱硫效率。同时，烟气流动速度的提升也会缩短气液接触的时间，也有可能导致脱硫效率的降低。另外，烟气流动速度还会对增压机电能消耗产生影响，烟气流速越快，增压机电耗也越多。

3.2 加强600MW机组脱硫系统自动控制

目前，现有的脱硫系统很多仍然采用的是手动控制方式，这对脱硫效率带来很大的影响，造成部分调节系统运行滞后等问题，也不能发挥脱硫系统良好的脱硫效果。安装脱硫系统自动控制，可减少生产中人员的手动操作，对系统参数和运行实行自动调节，并对整个设备操作进行监控，加强自动化运行水平，从而提高脱硫装备的脱硫效率，也减少了因人员操作失误带来的问题。

3.3 优化增压风机运行方式

在使用中通常采用的是动叶或静叶可调轴流风机。通过调节增压风机入口导叶开度来调节入口烟道的烟气压力，以便更好保证炉膛的正常稳定运行。增压机入风口烟道的压力值是在生产时由厂家调试设定而来，不同增压机的烟道压力设定值也有差异。如果导叶是自动控制，那么导叶开度的调节是依据原有的压力值和实际压力值两个数值的比较而实现。在烟气流量的一定范围之内，假设是同一烟气流量，风机叶片的开度与机组的能耗有正相关关系，即风机叶片开度越大，其能耗也就越高。因此，在实际操作中，为了降低机组运行的能耗，在保证烟气流量以及烟气系统运行得到满足的前提下，要将风机叶片风度调节到最小。

3.4 脱硫系统总体优化节能探讨

在选择脱硫设备时，要考虑机组设备和燃煤的质量问题对脱硫系统脱硫的需求，保证各设备之间功能的匹配。要对设备的相关定量进行科学分析，设计安排合理的脱硫系统运行方案，达到对资源的有效整合利用。具体运行中，在考虑SO2排放要求的前提下，也要最大幅度降低机组运行所带来的能源消耗，降低生产成本。

浆液循环泵对能耗和烟气阻力有很大影响，要合理计算浆液循环泵的台数，降低能耗，同时减少延期流动阻力；对于增压机，在满足脱硫标准前提下，调节较小叶片开度。另外，对机组的其他设备参数进行试验调节运行，找到最佳运行状态时的具体参数作为标准，设计选择较优设备安装运行方案，在保证环境效益得到保障的同时实现企业生产成本的下降，最终达到节能减排、优化发展的目的。

4 结语

综上所述，600MW机组脱硫系统设备在减少企业生产中SO2的高排放方面起到了很好的效用。对机组主体运行效率的提高也有积极影响，科学合理地使用脱硫系统能保证企业的废气排放符合国家规定指标，也对资源节约型和环境友好型社会的建立有促进作用。在具体实施中，要积极探索试验脱硫系统最优运行方案，确保在环境保护的同时，降低脱硫系统运行时的能源消耗，更有利于企业长期使用。

参考文献

[1] 袁星.大型燃煤机组湿法烟气脱硫系统总体运行优化的研究[D].华北电力大学，2012.

[2] 薛龙.湿法烟气脱硫系统节能减排的优化设计[D].华北电力大学，2013.

[3] 李恒，刘永科，李文沧.660MW机组脱硫系统自动控制研究[A].2012年中国电机工程学会年会论文集

[C].2012.

作者简介：杨学玉（1971-），男，大唐景泰发电厂工程师，研究方向：機组脱硫双塔串塔运行技术。

660MW空冷机组 篇4

关键词：间接空冷塔,循环水,自动化控制,百叶窗

1 660 MW间接空冷塔的实际控制情况

2×660 MW间接空冷机组主要采用的是海勒式空冷散热器与哈蒙式的表面式凝汽器结合在一起的方式, 并选取了表面式凝汽器与自然通风冷却塔的间接空冷系统。这一系统的流程主要为:表面式凝汽器的水侧中进入循环水, 然后利用表面换热冷却凝汽器汽侧中的汽轮机排汽;通过循环水泵将受热之后的循环水输送到空冷塔中, 利用空冷散热器与空气之间进行表面换热;在空气把循环水冷却之后, 再将循环水输送至凝汽器中, 并对汽轮机排汽进行冷却处理, 由此形成一个闭式循环。

这一系统选用的是自然通风冷却塔。在塔底的四周边缘位置布置散热器, 并将其划分为8个区域, 这8个区域被称作8个扇区。每一个扇区中都有11组冷却三角, 每一组冷却三角中都包括2组散热器。每一个扇区中的循环水全部由11组散热器的底部进入, 然后从顶部回流至母管中。通过1个执行器控制的百叶窗对2组散热器及其风量进行控制, 以控制每一个扇区中的出水温度。1座空冷塔包含90套百叶窗, 每一套百叶窗的开度都由1个执行器对其进行控制。

一般情况下, 夏天室外处于高温状态的时候, 空冷塔各个扇区中的百叶窗基本上都处于全开状态, 不用对其进行开度调节;在春、秋季的时候, 早晚都会对百叶窗的开度进行调节, 确保凝汽器的背压不会过低, 而要将其维持在6 k Pa以上;最为重要的是在冬季, 当温度处于零下时, 如果无法有效维持各个扇区中的出水温度, 就可能会因为循环水的温度较低而导致散热器局部受冻, 甚至会造成散热器大面积破裂的状况。因此, 百叶窗的自动控制, 能够在很大程度上确保空冷塔处于一个稳定、安全的运行状态。

2 660 MW间接空冷塔百叶窗的自动控制

660 MW间接空冷塔百叶窗自动控制的重点就是每一个扇区中的回水温度和循环水的热水温度。只要扇区中的回水温度和循环水的热水温度处于一个稳定的范围, 就能够确保散热器的水温处于合适的状态, 以此避免空气过冷造成散热器温度的下降。同时, 因为循环水的回水温度与扇区的出水温度是相对应的, 扇区的出水温度会对凝汽器的被压产生一定影响, 所以在调节温度的时候, 应当合理控制凝汽器被压的大小。

由于百叶窗的开度对凝汽器背压、扇区出水温度的影响较大, 加上空冷塔、机组的工作状态处于一个不连续的状况, 无法连续调节百叶窗的开度, 所以导致了凝汽器的背压处于持续上下波动的状态, 进而对机组的安全性、经济性造成严重影响。因此, 百叶窗的执行器应选择AUMA关断型执行器, 该执行器主要受开关量的脉冲指令的控制。针对调试结果, 每4 min对执行器的动作条件进行检测, 如果满足条件, 那么就只需要动作1次, 每一次动作的脉冲时间为2 s;如果不满足条件, 则应当在4 min之后再次对其进行检测。以下一系列工作状况的开启、调节和关闭均以此为基础。

环境温度低于2℃的情况。当扇区中的回水温度低于 (16-环境温度×0.091) ℃时, 即可将其视为过冷, 要对其进行关阀处理。延时150 s后, 扇区应当切除放水。

环境温度低于6℃的情况。当循环水的热水温度大于 (28-环境温度×0.091) ℃, 背压大于7 k Pa, 而且热水管温度大于38℃时, 那么扇区中的百叶窗则应当调节为开启模式;当扇区中的回水温度大于 (28-环境温度×0.091) ℃, 背压小于7 k Pa, 并且背压处于最高限值时, 那么扇区中的百叶窗则应当调节为开启模式。

环境温度大于6℃的情况。当循环水的热水温度大于38℃, 凝汽器背压大于7 k Pa时, 那么扇区中的百叶窗则应当调节为开启模式;当热水管的温度小于35℃时, 那么扇区中的百叶窗应当停止调节。当凝汽器背压小于7 k Pa, 且在8 min之内背压上升1 k Pa时, 那么扇区中的百叶窗则应当调节为开启模式。当背压处于最低限值, 且在8 min之内下降1 k Pa, 那么扇区中的百叶窗应当停止调节。

3 在极端天气中的自动控制和优化

660 MW间接空冷机组在冬季中运行时, 难免会出现少量的散热片受冻的状况。经过仔细、认真的观察, 就会发现空冷塔中的冷却三角连接处有一些狭小的缝隙, 在大风天气的时候, 冷风会从这些缝隙进入到空冷机组的内部, 从而带走散热片的局部热量。除此之外, 由于每一个扇区中的循环水主要是由11组散热片的中间和底部进入的, 因此造成了了两边流量小、中间流量大的现象。

根据660 MW间接空冷机组的实际运行状况, 在每一个扇区中的第6冷却柱与第17冷却柱上分别安装2支温度计, 安装位置为散热器的表面, 同一个冷却三角两面分别安装1支, 并对散热片进口处的最低风温进行测量。通过这种方法对每一个扇区两侧的百叶窗的开度进行控制, 提高扇区冷却三角处的水温, 进而加强每一个扇区中的容易出现受冻状况的两侧的防冻能力。

4 结束语

长期的实践表明, 对660 MW间接空冷塔自动控制的条件和信息数据进行优化, 可以对处于不同季节、不同工作情况的机组参数进行适当的调整, 使空冷塔处于一个安全、稳定的运行状态。

参考文献

[1]李百成.间接空冷塔 (660 MW) 安装工序及系统功能概述[J].中小企业管理与科技 (上旬刊) , 2012 (08) .

[2]刘军.超临界660 MW机组间接空冷烟塔合一系统设计的探讨[J].科学发展, 2010 (13) .

660MW空冷机组 篇5

关键词：330MW机组 空冷岛 防冻 解列 旁路启动

我厂一期工程为2×330MW直接空冷抽凝式汽轮机机组，#1机组于2011年11月13日投产。凝汽采用华电重工生产的6列5单元，双逆流形式空冷系统，机组由于调峰，夜间负荷长期维持在100-150MW之间，空冷岛在冬季6列投入时，进汽量严重不足，空冷所有风机全部停转时，空冷岛部分翅片和凝结水回水管均在零下，凝结水过冷却现象严重，空冷内部不同程度出现结冰情况，严重威胁空冷系统的安全运行。因此必须通过有效手段解决。

1 造成空冷岛冻结的原因

1.1 风机转速过高 但若风机转速调的过高，冷却风量过大，会造成凝结水过冷却，尤其在冬季，一但局部凝结水温低于零下4度，就会在局部结冰，造成堵塞，使结冰进一步扩大，最终造成大面积冻结。

1.2 机组启停过程中进汽量不足 机组在启停过程中，由于机组进汽量较小，乏汽量小，低于空冷岛的最小防冻进汽流量，即便所有风机停转，由于冬季室外温度较低，仅靠自然通风足以使凝结水过冷却而在空冷翅片和管道内冻结。

1.3 机组低峰负荷运行进汽量不足 由于我厂机组属地区性电厂调峰机组，根据外网负荷需求实时的进行调整，冬季运行进峰谷差值较大，尤其在晚上低谷负荷时，机组负荷最低减至80MW运行，再加之夜晚室外温度很低，无法满足空冷岛最小流量而造成空冷系统部分冻结。

1.4 冬季带采暖抽汽运行 我厂机组为抽凝式机组，设计为五段可调采暖抽汽，夏季退出，每年冬季为满足市区供热需投入该段抽汽，抽汽流量为设计440t/h，最大可抽550t/h，这样运行在冬季一但投汽，进入后汽缸的蒸汽量减小了440t/h，进入空冷岛的蒸汽量也减小了，对空冷防冻造成更大的威胁。

1.5 空冷系统泄漏 由于空冷系统是个庞大的真空系统，焊接点也较多，温度变化较大，常出现局部泄漏情況，在泄漏点处由于外界的冷空气漏入系统内，会造成此部位温度急剧下降，破坏局部流体流向，严重时造成局部冻结，甚至扩大到整个空冷系统。

1.6 室外风向的影响 空冷系统机组是靠室外空气通过空冷翅片直接与乏汽进行热量交换，室外风向的变化对换热效果有直接的影响，一般冬季我们希望刮炉后风，这样在一定程度上使空冷岛散热量减小，以防结冻。反之，若是反方向的风或是侧风均会使空冷系统的通风量相对增加，会使空冷局部过冷，产生冻结。

2 针对以上原因制定解决方案

2.1 严格规定空冷凝结水过冷却 在机组启停及正常运行期间，严格控制凝结水的过冷却度在1-2度范围内，若某列凝结水过冷却超限，立即进行风机转速的调节，进行蒸汽各列均匀分配，时时确保凝结水过冷却度。

2.2 启停机时根据空冷进汽量控制投入列数 机组启动过程中，若是热态机组，在冲转时解列#1#2#5#6列，仅投入空冷岛中间现两列，以确保中间两列足够的防冻流量，并网带负荷后，根据汽轮机进汽量的增加，逐一投入各列，直至6列全部投入，机组停运则根据进汽量的减小逐一退出各列。

机组若在纯冷态情况下冬季启动，一定要采取带旁路启动方式，也就是锅炉升至一定压力时，先投入高、低旁路，主蒸汽经两旁路减温减压后送入排汽装置进入空冷岛，确保空冷岛的最小防冻流量，再进行带旁路的机组冲转方式启动带负荷，随着机组负荷的增加情况，在确保空冷岛最小防冻流量的情况下，逐步退出高、低压旁，直至旁路全部退出。

2.3 机组长期低负荷运行空冷运行列的安全退出 我厂2012年12月份，由于电网需求，#1机组调峰运行，低峰负荷已减至100MW运行，室外温度零下20度，空冷岛无法运行，下令解列第1列和第6列，先关闭两列的进汽碟阀，再关闭该列的抽真空手动门，然后关闭该列的凝结水回水手动门，最后缓慢开启该列凝结水手动门前排地沟门。#1机组四列运行，至2013年3月9日，室外温度已升至零上，投入第1列和第6列，系统运行正常，两列均无任何异常。

2.4 冬季带采暖运行 我厂机组设计抽凝式机组，带440t/h采暖抽汽，设计为五段抽汽为可调。冬季带采暖抽汽时，后汽缸进汽量减少较多，造成空冷岛进汽量更少，解列空冷系统四列运行，也就是将第1、2、5、6列全部退出，仅抽入中间3、4列，以确保空冷岛最小防冻流量。

3 结论

现今热电厂均建设在北方地区，既热电联产电厂，但在夏季没有采暖抽汽时需带较高的电负荷，为实现在夏季机组能满负荷运行，将空冷岛换热面积建的较大来解决，但给冬季带采暖和低负荷运行时空冷岛的防冻带来很大的压力，我厂经过两年的经验积累和具体实施，认为机组在冬季运行中，根据实际空冷岛的进汽量，采用依次安全解列和投入部分列的运行方式是解决热电厂冬季空冷系统防冻最有效、最安全的技术措施。冬季冷态机组采用带旁路启动方式是解决启停过程中空冷岛防冻的有效措施。

参考文献：

[1]曾强，王智刚.自然风及空冷岛高度对直接空冷机组的影响[J].东北电力技术，2011（07）.

[2]曹旭，胡洪华，臧瑞起.直接空冷机组空冷岛优化运行研究[J]. 热力发电，2011（08）

660MW机组FCB功能的实现 篇6

为满足用户对电力的需求,大容量、高参数的600MW、1 000MW发电机组已相继投运。为进一步提高机组的安全性,国内已有几家电厂实施了部分机组FCB功能的试验工作,并取得良好效果。FCB是指机组在高于某一负荷之上运行时,因机组或电网故障与电网解列,瞬间甩掉全部对外供电负荷,并保持锅炉在最低负荷运行,维持发电机带厂用电运行或停机不停炉的自动控制功能。机组具备FCB功能不仅有助于事故情况下机组安全停机,而且可以使发电机具备解列后带厂用电“孤岛运行”的能力[1]。

为实现2台660MW超临界表面间接空冷机组的FCB功能,某电厂决定开展相关工作。通过分析可知,该电厂的汽机、锅炉、电气一次系统、热工控制系统等满足FCB功能的要求,但电气发变组的保护逻辑不满足要求,因此需要对其进行改进和完善。

2 发变组电气一次系统

发变组电气一次系统图如图1所示。每台机组均采用发电机、变压器单元接线,发电机采用自并励静态励磁系统,出口设断路器以完成正常的并网、解列操作;设2台高压厂变,供厂用6kV三段母线,机组启动时,通过主变倒送厂用电。变电站电气主接线采用一个半断路器接线,电压等级为750kV,设置完整的2个发变—线串,电能通过2条同杆架双回线接入银川东750kV变电站。此外,2台机组共用1台停机变,其容量按单台机组安全停机负荷考虑,电源取自附近变电站的110kV母线,低压侧作为每台机组厂用6kV母线的备用电源。每段6kV厂用电源切换通过备自投装置实现。

3 发变组保护逻辑现状

发变组采用北京四方继保CSC-306D、CSC-316M、CSC-316A、CSC-336C型保护装置,分别实现发电机(含励磁变)、主变、高厂变的电气量和非电气量保护。

(1)定义的保护出口方式。①全停:跳主变高压侧750kV开关、发电机开关、磁场开关、6kV侧开关,关主汽门,启动750kV开关和发电机开关的失灵保护。②停机:关主汽门,跳发电机开关、灭磁开关。③停汽机:关主汽门。

(2)保护的出口方式。①用于全停的保护:主变差动保护、高压侧零序保护、低阻抗保护、过激磁保护、非电量保护,高压厂变差动保护、速断保护、非电量保护、后备保护。②用于停机的保护:发电机差动保护、定子接地保护、匝间保护、过激磁保护、过电压保护,励磁变速断保护、过流保护,控制台紧急停机按钮。③用于停汽机的保护:对称过负荷保护、不对称过流保护、失磁保护、频率保护、失步保护。

(3)与发变组相关的保护逻辑。①机炉电联锁逻辑:“电跳机”方式通过电气保护动作后关主汽门实现,“机跳电”方式通过程序逆功率保护实现。②电网安稳装置切机逻辑:当电网安稳装置动作切机时,将装置输出接点引入发电机保护的“外部跳闸开入”,使发电机、汽轮机跳闸。③发电机、磁场开关跳闸联锁逻辑:正常运行中,当发电机开关(或磁场开关)偷跳或受干扰跳闸时,通过跳闸开关的辅助接点启动发电机非电量保护中的联跳回路,不经任何闭锁,使发电机、汽轮机跳闸。

4 发变组保护逻辑改进与完善

由于系统优化时为汽轮机设置了100%高压旁路,当电气保护动作后,不需立即关闭主汽门,因此,重新定义了保护出口方式。

(1)全停:跳主变高压侧750kV开关、发电机开关、磁场开关、6kV侧开关,启动750kV开关、发电机开关失灵保护。

(2)解列灭磁:跳发电机开关、灭磁开关。

按照改进后的保护出口方式,原作用于全停的保护出口方式不变;原作用于停机、停汽机的保护出口方式改为解列灭磁。

改进后的相关保护逻辑如下。

(1)机炉电联锁逻辑。“机跳电”方式通过程序逆功率保护实现;保留“电跳机”方式,根据汽机系统运行情况投退发变组保护屏中“关主汽门”的跳闸压板。

(2)电网安稳装置切机逻辑。当电网安稳装置动作切机时,将装置输出接点引入主变高压侧750kV开关的跳闸回路,跳开2台开关。

(3)发电机、磁场开关跳闸联锁逻辑。考虑到开关辅助接点的不可靠性和没有任何闭锁的实际情况,为避免发变组保护误动,取消发电机、磁场开关跳闸的联跳保护逻辑,具体功能由发电机失磁保护实现。

(4)励磁调节器严重故障联跳逻辑。由于微机励磁调节器具备故障自诊断功能,当装置出现严重故障时,装置跳磁场开关的同时会输出“装置故障”接点,因此可将该接点引入发电机非电量保护“外部跳闸”中,启动发电机跳闸。

根据改进后的逻辑对保护功能进行如下完善。

(1)增加发电机零功率保护功能。在发电机保护屏内增加1套“零功率判别装置”,实现发电机零功率保护功能。考虑到发电机零功率时,主变高压侧开关可能在合闸位置,因此,该开关变位信号不能作为电气FCB信号。完善后的逻辑如图2所示。

(2)电气FCB信号的作用。通过启动出口继电器,电气FCB信号作用如图3所示。①通知热工自动控制系统,触发机组FCB功能。②联跳主变高压侧开关[2]。③常闭接点与发电机开关接点串联,作为发电机的“并网信号”送往励磁调节器,启动励磁调节器初始给定值置位,以防止发电机突然甩负荷后过电压。④常闭接点与发电机开关接点串联,作为发电机的“并网信号”送往热工DEH系统,启动汽机控制由负荷控制切至转速控制。

(3)增加主变高压侧开关“同期并网”功能。发电机带厂用电“孤岛运行”一段时间后,当并网条件满足,发电机需与系统并网时,同期点在主变高压侧开关上,而不在发电机开关上。由于原发电机开关只设置了1套自动准同期装置的情况,因此需增设1套“同期选线”装置,以供2台主变高压侧4台开关同期并网时使用。

5 结束语

本文通过分析发变组保护逻辑现状,并结合相关设备的实际情况,提出了实现FCB功能需要对发变组保护相关逻辑进行改进和完善的措施,满足了机组FCB功能对电气二次设备的要求,对同类机组实现FCB功能有一定借鉴作用。

参考文献

[1]王立地,姚金环.FCB功能的成功应用与一种新的实现方案[J].自动化仪表,2004,25(6):48-52

660MW空冷机组 篇7

随着我国推广的节能减排政策以及对电力系统减少能耗的认知, 大容量、高参数的机组已经逐渐替代高污染的小型机组。当前, 600MW及以上大容量机组已成为我国火力发电的主力机型。

大容量汽轮机一般设计成2个低压缸 (4个排汽口) , 其凝汽器多数采用双背压凝汽器。所谓双背压凝汽器, 就是将凝汽器的汽室分隔成2个独立的部分, 2个低压缸的排汽分别进入各自的汽室, 循环水则串联通过2个汽室的冷却管束, 由于循环水进口温度不同, 形成了一低一高, 2个背压。与单背压凝汽器相比, 双背压凝汽器在相同的冷却面积、冷却水量和冷却水温的条件下, 机组可以获得较小的平均背压, 提高了机组的出力, 降低了汽轮机热耗率。采用双背压凝汽器, 可以利用静压差把低压侧温度较低的凝结水送往高压侧回热, 以减少低压加热器的抽汽量, 使整个系统的循环热效率得到提高。

为积极响应国家节能降耗要求, 景德镇发电厂对2台机组的高、低背压凝汽器抽真空管路布置进行了调研, 对凝汽器抽真空管路连接方式进行分析, 提出了技术改造方案。

1 双背压凝汽器抽真空系统存在的问题

景德镇发电厂1#、2#机组为东方汽轮机厂引进日立技术生产的660MW超超临界压力汽轮机, 配套由东方汽轮机厂生产的N-38000-14型双背压、单流程、表面式凝汽器。

1.1 抽真空系统连接方式

2台机组的凝汽器抽真空系统各自的连接方式如图1所示。高、低背压各有2个抽汽口, 高压侧抽出的空气及不凝结汽体进入真空泵A, 低压侧抽出的空气及不凝结汽体进入真空泵C, B真空泵通过2个气动门分别与A、C真空泵联通。正常运行情况为A、C真空泵运行, B真空泵备用。

1.2 存在问题

景德镇发电厂2台机组的真空严密性一直较好, 高、低背压的真空严密性试验结果均在100Pa/min以下, 且在冬季和气温较低的季节里, 凝汽器的高、低背压真空高达98k Pa左右, 在这样的情况下, 1台机组只需运行1台真空泵就可以满足机组的真空要求, 同时可以节约1台真空泵的厂用电, 达到节能降耗的效果。但是1台机组运行1台真空泵来维持凝汽器高、低背压的真空时, 高背压凝汽器就会排挤低背压凝汽器空气的抽出, 严重影响低压凝汽器的换热效果和机组真空, 不能充分发挥双背压凝汽器提高机组出力和降低机组热耗的优势[1,2,3]。

2 真空系统互联改造

综上可见, 既要节约厂用电, 又要达到660MW机组双背压凝汽器设计标准, 发挥双背压凝汽器的优势, 就必须对现有的抽真空系统进行改造。

2.1 真空系统互联改造思路

景德镇发电厂2台660MW超超临界汽轮机组, 均为省调机组, 正常运行过程中2台机组的负荷偏差小, 相差在30MW以内。同时2台机组均采用1台真空泵运行维持相应机组真空的能力, 因此, 在2台机组真空严密性良好, 环境温度较低的情况下, 将2台机组真空系统的高、低背压抽气母管各自联通 (见图2) , 采用1台真空泵抽2台机组的高背压真空, 1台真空泵抽2台机组的低背压真空的2机2真空泵的运行方式, 既节约了厂用电, 又能满足双背压凝汽器设计标准, 发挥双背压凝汽器的优势。

2.2 真空系统互联改造方案

根据真空系统改造思路, 将1#机的高背压抽真空母管与2#机的高背压抽真空母管通过2个气动门和1个手动门相联通, 将1#机的低背压抽真空母管与2#机的低背压抽真空母管通过2个气动门和一个手动门相联通, 如图2所示。正常运行时2台机组高、低背压联通管上的气动门和手动门保持全开状态, 高背压侧运行1台真空泵, 低背压侧运行1台真空泵, 其余真空泵投入联锁备用。

2.3 真空系统互联后的控制逻辑

鉴于1#、2#机组间高、低背压真空泵联络运行方式的投用, 需修改相关联锁逻辑, 以实现1#、2#机组高、低背压真空泵在新的运行方式下联锁备用, 并在任一台机组停运及真空异常时, 及时关闭高低背压真空泵联络门, 防止出现异常的机组对正常运行机组真空的影响。热工逻辑组态图如图3所示。

1) 真空泵备用联锁逻辑修改。

1#、2#机组真空系统在独立运行方式时, 真空泵为2运1备用, 当在真空互联运行方式时, 2台机组各运行1台真空泵, 每台机组的真空泵为1运2备用。其他逻辑与真空系统独立运行方式一样。

2) 真空互联气动联络门联锁逻辑。

考虑到机组联络信号会影响到机组DCS的独立性, 逻辑按照在某台机组出现跳闸或某种原因影响真空的情况下, 联锁关闭相应机组侧的气动联络门。此处仅罗列1#机组控制逻辑, 2#机组控制逻与1#机组相同。具体控制逻辑如下:

1#机组侧高 (低) 压真空泵出口母管气动联络门。

开启允许条件:1#机组真空>92k Pa;

联锁关闭条件:1#机组汽机跳闸 (停运) 关闭全部高低背压真空泵出口母管气动联络门;1#机组高 (低) 压凝汽器真空<88k Pa, 关闭对应高 (低) 压真空泵出口母管气动联络门。

3 真空系统互联改造后的应用效果及注意事项

3.1 真空系统互联实践运用及效益分析

2015年2#机组大修期间, 对景德镇发电厂的1#、2#机组的真空系统进行了互联改造, 并于当年10月份对该真空互联系统进行了调试, 试运结果如表1所示。

从表1的真空互联试运结果可以看出, 在真空互联系统投运前后, 2台机组的负荷相近且变化较小, 2台机的高压侧真空在互联投运前后没有变化, 仍为94.4k Pa, 同时排汽温度只有微小变化;低压侧真空在互联投运后比投运前1#机降低了0.05k Pa, 2#机降低了0.02k Pa, 均有微小下降。这些变化主要是因为2台机组均增加了15MW左右的负荷所带来的影响。2台机组在真空互联投运后比投运前都减少了1台真空泵运行, 且真空互联投运后的真空泵电流均无明显变化。试运结果表明, 真空互联投运后2台机组不但各减少了1台真空泵运行, 同时2台机组的高、低背压真空均未受到影响。

真空系统互联改造并投运后, 2台机组可减少2台真空泵的电耗, 按每台真空泵的电流为160A, 2台真空泵1d可以少消耗电量4296k Wh。按2台机组全年运行占比80%计算, 真空互联可以投运8个月, 全年下来可减少真空泵耗电量约103.1万k Wh。而双背压凝汽器真空系统互联改造投资小, 只需投入少量的耗材和人工, 经济效益显著, 具有很高的推广价值。

3.2 真空互联系统运行中的注意事项

水环式真空泵运行性能的影响因素有:工作水进口温度、工作水流量、吸入口压力、吸入口混合物温度以及真空泵转速等。其中最重要的是真空泵工作水进口温度。工作水进口温度从设计值15℃升高到30℃, 真空泵的抽气能力将下降80%。当环境温度上升, 真空泵的工作液温度也随之升高, 影响真空泵的性能, 进而影响机组的真空。因此, 在循环水温度高于20℃时, 应增启1台真空泵, 同时观察增启真空泵一侧的真空值是否有0.1k Pa提高, 如有则保持增启真空泵运行, 退出真空互联, 保持2台机组真空系统独立运行。另外, 当2台机组负荷偏差在50MW及以上时, 造成2台机组真空偏差较大, 在真空互联投入时高背压凝汽器就会排挤低背压凝汽器空气的抽出, 影响2台机组真空偏低, 应退出真空系统互联, 保持2台机组真空系统独立运行。

真空系统互联投运时, 仍要定期退出真空系统互联方式, 分别对相应机组进行真空严密性试验, 一旦发现有真空严密性不合格的情况, 应对真空系统泄漏点予以消除, 待真空严密性试验合格后, 方可重新投入真空系统互联运行方式。

4 结语

通过对景德镇电厂2台660MW超超临界双背压凝汽式汽轮机组的真空系统进行互联改造, 使2台机组的高、低背压抽真空管道相联通, 并对真空互联系统进行控制逻辑的修改, 在机组真空严密性良好的前提下, 投入真空系统互联运行方式。实践证明真空互联系统运行稳定, 并取得了很好的经济效益, 可供相同类型机组的电厂借鉴。

摘要：通过对2台660MW双背压凝汽式汽轮机组的抽真空系统改造, 将2台机组的高、低背压凝汽器分别联通。在机组真空严密性良好的前提下, 采用2台机组高、低背压分别共用1台真空泵的运行方式, 既保证了2台机组的正常真空, 同时也节约了厂用电, 达到了节能降耗的效果, 值得其他同类机组借鉴。

关键词：双背压凝汽器,抽真空系统,真空系统互联,节能降耗

参考文献

[1]李明, 龙宁晖, 甘复泉, 等.双背压凝汽器抽空气系统的改造及效益分析[J].电力技术经济, 2009, (3) :47-47.

[2]邢志刚, 陈乔伟, 陈立功.超临界600MW双背压凝汽器抽真空系统及设备优化改造[J].河南电力, 2011, (2) :53-56.

660MW空冷机组 篇8

火电厂在进入冬季时很容易发生空冷散热器堵塞的现象, 究其原因是因为由于冬季天气较为寒冷, 当环境的温度在低于2摄氏度的时候, 空冷凝汽器的凝结水过于冰冷, 由此会导致凝结水结冰的现象出现, 进而造成空冷散热器堵塞, 假如工作人员没有注意到这个状况, 也没有进行相关的防范措施, 日积月累就会使得空冷散热器出现变形, 严重的会使得空冷散热器受到严重损害。所以说, 当空冷机组系统在低温下工作运行的时候, 一定要注意做好防冻措施, 避免出现因为凝结水过于冰冷导致空冷散热器堵塞甚至损坏的现象发生。

1 直接空冷系统的基本构造和特点

1.1 基本构造

简单来说, 直接空冷系统就是汽轮机排汽直接进入了空冷凝汽器, 排出的气汽体液化产生冷凝水, 冷凝水通过凝结水泵再次排入汽轮机组的循环过程。直接空冷系统的基本构造主要分为以下几个部分, 其中主要有汽轮机低压缸排汽管道;空冷凝汽器管束;凝结水系统;抽气系统;疏水系统;通风系统;直接空冷支撑结构;自控系统;清洗装置等。

1.2 直接空冷系统的特点

由于目前科学技术在直接空冷系统方面的技术还不够完善, 在直接空冷系统的运行方面还存在一些难以克服的问题, 比如受到严寒、大风等环境因素的影响严重, 系统自身设计存在一定的缺陷, 在运行管理方面还不够到位。当然与运行电站空冷系统相比较, 直接空冷系统还是存在不小的优势。直接空冷系统的有优点也有缺点, 它的背压较高, 由于安装了强制通风的风机, 使得用电量增加许多, 同时强制通风的风机在运行过程中产生了较大的噪音污染, 还有直接空冷系统的钢平台占地面积较大, 直接空冷系统所产生的效益要远远超过间接冷却系统, 比它的大30%左右, 直接空冷系统的散热面积比间接的少30%, 最关键的是直接空冷系统的造价相对经济。

2 直接空冷系统冻管的原因分析

直接空冷系统在进入寒冷天气时, 容易发生空冷系统冻管的现象, 严重危害了直接空冷现象的正常运行, 经过分析发现, 影响因素主要分为以下几个方面;

首先是系统本身的原因, 如果直接空冷系统存在漏气现象, 尤其是在当系统漏气量较大的时候, 系统本身的抽气功能会相对的降低, 由此会导致由于换气换热的不均匀, 使得空气容易在系统中发生聚集现象, 进而形成冷区。所谓冷区, 其中的蒸汽含量较低, 蒸汽凝结产生的热量也较小, 空气也就很容易冷却到环境温度。所以当凝结产生的水流经过冷区的时候, 由于温度较低, 很容易被冷却, 如果冷区的温度到达冰点, 凝结的水流就会发生结冰的现象, 所以说, 只要是能导致空气发生聚集的, 都会使得冻管的几率增加。其次是外界环境因素, 当外界环境的温度到达冰点以下时, 尤其是在启动时间长且蒸汽流量较小的机组, 如果进入ACC的蒸汽流量很小的话, 即便是风机不运行, ACC同样也会因为自然换热的因素而发生冻结的现象。所以说要想避免此类现象的发生, 一定要保证进入到ACC的蒸汽量十分充足, 并且还要极力缩短进汽的时间, 最好不要超过两个小时, 由于进入ACC的蒸汽量会随着某些因素变化, 特别是他会随着ACC的换热面积的降低和环境温度的升高出现一定的下降现象, 所以即便是在连续运行时, 也要注意保持蒸汽量的充足。

3 有关的防冻措施

由于环境温度的降低, 对于空冷系统的正常运行造成了一定的危害, 为了有效解决空冷凝汽器的冻结问题, 提出相应的防冻措施。

(1) 为了避免冷区现象的发生, 需要确定最小的防冻热负荷。因为汽轮机直接空冷系统的排汽管道大部分都分布在室外并且管道系统十分庞大复杂, 所以使得在室外温度较低的时候, 蒸汽进入空冷凝汽器之前就发生了大量凝结, 进而使得进入空冷凝汽器的热负荷严重降低了, 由此会出现在散热器内部运行时热力和蒸汽流量分配不均匀的问题。因此当在计算最小的防冻热负荷时, 要首先考虑由于各排间热量的偏差使得管束系统散热量和管束系统被冻结的危险。

(2) 为了保障机组的正常运行, 一定要对直接空冷系统的重要部位进行彻查, 以防不测。由于对于空冷岛的防冻相对复杂, 更要对其进行重点部位的检查工作, 并做好有关的温度记录, 重点检查的部位有:各投运列顺流管束下部、逆流管束上部, 进汽阀、凝结水阀、抽空气阀等阀门的前后温度以及空气抽出管和凝结水管的温度, 另外空冷器各列凝结水温度要尽量控制在45摄氏度以上, 这些部位一定要认真检查, 并做好有关的记录。

(3) 由于逆流管束容易发生过冷的现象, 所以要在逆流区尽量安装一些具有反转功能的风机, 即便是逆流管束产生过冷的现象, 该风机也可以产生局部的热风, 使得温度上升, 可以进行再循环。

(4) 在停机过程中, 需要人为的将空冷系统的自动调整状态, 改为降低各列风机的转速, 并将凝结水的温度控制在35摄氏度以上。还有在停机过程中, 空冷系统的排汽量会相应的减少, 所以这就需要人为的强制性的停止某一空冷列, 并先对温度低的那列进行解列处理。

(5) 冬季温度降低, 机组长期低负荷进行运行, 有一部分散热器出现过冷的现象, 这时应该将出现此类状况的散热器进行保温处理, 用帆布盖好散热器, 还要将风机的风筒用帆布堵上, 由此来减少散热器的通风量, 进而避免散热器出现温度过低的现象。

4 结语

综上所述, 针对直接空冷系统在温度较低是出现的问题及原因, 本文提出了有效的解决办法, 希望对同类型机组的安全运行及生产提供有效的指导作用, 虽然还有一些有待克服的难题, 一些因素还会影响空冷岛的正常运行, 但是一定要保证安全的前提下, 即便是损失一些经济效益, 也要维护空冷岛的安全。

摘要：现阶段, 虽然我国目前的科学技术水平在全世界的地位有很大的提高, 但是还是有一些科学技术不能实现的。比如, 在300MW直接空冷机组空冷岛的防冻技术方面还是没有达到预想的良好效果。因为我国处于一个四季比较明显的纬度, 大部分地区到了冬季还是比较寒冷的, 尤其是一些高寒地区, 所以对于直接空冷机组空冷岛的防冻任务, 自然就成为了保障整个直接空冷系统安全运行关键条件。笔者在本文主要探讨的就是关于300MW直接空冷机组空冷岛的防冻措施, 详细内容见下文。

关键词：直接空冷系统,原因分析,防冻措施

参考文献

[1]王学民.300MW直接空冷机组空冷岛的防冻措施[J].工业技术, 2012 (04) .

660MW空冷机组 篇9

关键词：振动,动静碰摩,密封瓦,密封胶

0 引言

井冈山电厂四号机组系中国东方电气集团有限公司生产, 汽轮机为超超临界、一次中间再热、三缸四排汽、单轴凝汽式机组, 型号为N660-25/600/600;发电机型号为QFSN-600-2-22D, 采用水氢氢冷却方式, 同时采用机端自并励静态可控硅整流励磁, 密封瓦为单流环式结构, 每圈4块, 径向和轴向均用卡紧弹簧箍紧, 密封瓦径向可随转轴浮动, 上下有定位销防止切向转动。

在机组大修后的稳定运行过程中, 汽轮发电机组轴系振动良好, 轴系振动最大是5Y, 振动值为67μm;在机组正常连续运行28天后, #5-#8轴振突然出现振动缓慢爬升, 直至机组振动大保护动作, 机组跳闸。

本文中的“5Y”、“7Y”表示#5轴承Y方向、#7轴承Y方向, 其他依此类推;“LP-2”转子表示低压缸第2根转子, 即与发电机连接的低压转子。

1 振动现象

1.1 第一次振动故障现象

大修后的开机过程较为顺利, 超速试验结束后, 在稳定负荷工况下, 机组整个轴系轴振幅值均在80μm以内, 处于优良水平。

在连续稳定运行24天后, 首先7Y轴振开始爬升, 之后#5-#8轴振幅值都出现爬升现象, 直至6Y测点振幅达到254μm (如图1所示) , 导致保护动作;座振幅值也有相应的大幅变化。

在跳机后的惰走过程中, 5Y、6Y振幅出现大幅度的爬升现象, 5Y振幅最高达到360μm (如图2所示) 。

1.2 第二次振动故障现象

经过10 h的连续盘车后, 机组再次挂闸升速至3000 r/min, 整个升速过程轴系振动无异常。并网后带负荷至380MW时, 首先7Y轴振开始爬升, 紧接着#5-#8轴振幅值又出现爬升现象, 当6Y振幅达到160μm (如图3所示) 时, 手动打闸停机;在随后的惰走过程中, 5Y、6Y振幅再次出现大幅度的爬升现象, 5Y振幅最高达到280μm (如图4所示) 。

2 振动诊断

2.1 振动特征分析

该机组振动故障呈现如下特征:

(1) 振动出现异常时, 机组轴系振动故障表现为振幅的持续性爬升;

(2) 停机惰走过程中的轴系振动幅值远远高于开机升速过程中的振动幅值;

(3) 停机后低转速下轴系的晃度比开机时低转速下的晃度大, 说明转子存在热弯曲;连续盘车后, 轴系晃度基本恢复, 说明转子暂态热弯曲基本恢复, 不存在永久弯曲因素;

(4) 再次升速及定速工况下, 振动情况与先前振动情况基本一致;

(5) 振动主要成份为基频分量;

根据上述振动特征, 诊断振动故障为动静碰摩。

上述两次振动故障属于动静部分始终脱离不了接触, 在转子某一方向上形成越摩越弯、越弯越摩的恶性循环, 这是摩擦振动中最危险的一种情形[1]。该故障表现为振动幅值持续上升, 而且上升速度越来越快。

工作转速下振动保护动作后, 动静接触部位并没有脱离接触;随着轴系转速不断接近一阶临界转速, 转子振型逐渐由二阶振型为主转换为一阶振型为主, 此时转子振型高点靠近转子中部, 在临界转速附近, 由于转子热弯曲的存在, 轴系振动幅值大幅度增大, 使摩擦进一步加剧;所以, 碰摩最严重的部位应该在LP-2转子中部, 原因是大修中为了降低汽轮机热耗率, 将低压缸径向间隙控制在设计值下限-0.15±0.05mm, 轴系振动爬升过程中, 低压缸汽封也出现了碰摩, 导致LP-2转子振动幅值最高;但是值得注意的是, 这是碰摩故障所产生的后果, 而不是诱发碰摩故障的根本原因。

2.2 故障根本原因分析

由于工作转速下LP-2转子呈现二阶振型, 转子振型高点靠近转子两端;工作转速下发电机转子呈现三阶振型, 转子振型高点也靠近转子两端[2];据此可诊断动静碰摩部位应在转子端部, 即油挡、轴端汽封以及两端隔板汽封。

由于机组在大修后已经连续稳定运行24天, 期间未发生振动波动现象, 据此可判断汽封间隙基本正常, 唯一不能排除诱发动静碰摩的部位是油挡间隙。

根据同型机组现场高速动平衡实测数据来看, 发电机转子振动变化对LP-2转子振动影响较大、而LP-2转子振动变化对发电机转子振动影响较小;尽管跳机是由6Y测点振幅高触发、同时惰走过程中5Y、6Y振幅最高, 但是7Y振动首先出现爬升现象, 所以不能排除整个轴系动静碰摩的最初接触点在发电机转子处的可能。

3 停机检查情况

停机检查发现:#5、#6轴瓦油挡无异常;#5、#6轴封无异常;#7瓦内、外油挡及上轴瓦无异常。

汽端密封瓦间隙为0.21mm, 在设计值范围内;但是汽端密封瓦上半油槽中发现大块的凝固密封胶, 密封面上有小块的密封胶;下半密封瓦有少量的密封胶。经与安装人员沟通, 了解到在发电机做气密试验时, 汽端密封瓦端盖处有较大漏点, 但是为了赶工期, 没有解体密封瓦端盖, 只是从螺栓孔位置强行注胶进行密封, 导致密封胶进入密封瓦油槽内, 在运行中随着密封油的流动, 小块的密封胶进入密封面上, 再加上密封瓦卡死, 导致密封瓦与轴颈紧密接触, 出现动静碰摩, 成为轴系振动爬升的根本原因。

#8瓦内、外油挡间隙及密封瓦无异常, 随后对汽端密封瓦进行解体, 清理干净后重新回装。

4 故障处理后的运行情况

在消缺后的开机升速过程中, 机组轴系振动平稳, 在临界区域未出现峰值响应现象;在之后的整个带负荷过程中, 机组轴系振动幅值均稳定在70μm以内, 处于优良水平。

在后续的数月连续运行过程中, 机组轴系振动一直处于稳定状态, 说明诱发机组振动故障的根本原因得以彻底消除。

5 结束语

经过对问题进行分析及对设备解体检查, 发现并解决了本次超超临界660MW机组轴系振动大的根源, 现总结如下:

(1) 诱发机组保护动作的振动现象为动静碰摩;

(2) 引起动静碰摩故障的根本原因为发电机密封瓦安装工艺不合格, 注胶不规范, 导致密封瓦油槽内进了较多密封胶;运行过程中密封胶将密封瓦卡死在某位置, 导致密封瓦和轴颈接触性碰摩, 导致发电机转子产生热弯曲, 表现为轴系不稳定振动;

(3) 消除缺陷后, 机组轴系振动整体处于优良水平;

(4) 长期稳定运行结果表明, 诱发机组振动的故障已经得以彻底消除。

参考文献

[1]寇胜利.汽轮发电机组的振动及现场动平衡[M].北京:中国电力出版社, 2007.

660MW空冷机组 篇10

炉膛负压是反映燃烧工况稳定与否的重要参数。锅炉燃烧时有送风机向炉膛内输送空气, 还有引风机将燃烧后的烟气向外吸走, 因为炉外的冷空气经燃烧后体积会增大, 为防止炉膛承受向外的压力发生爆炸, 规定引风机的引风量要比送风机的送风量大, 让炉膛内气压低于大气压力, 这就是炉膛压力为微负压的原因。当炉膛负压过大时, 引风机电耗、热损失均增大, 锅炉效率会降低, 尤其是锅炉低负荷运行或燃烧不稳时, 很可能由于炉膛负压太大使锅炉灭火。而如果炉膛负压太小或偏正压运行, 炉膛内的高温烟气和火焰直接外冒, 将危及人身及设备安全, 还可能造成炉膛结焦等现象, 甚至使其因过热而变形烧毁。因此, 炉膛必须保持一定的负压运行。

2 现象描述和原因分析

2.1 现象描述

2014年5月22日, 某公司机组运行正常, 负荷620MW, 机组协调投入, 负压自动投入。A、B引风机开度都为76%, 炉膛负压设定值为-100Pa, 实际负压10Pa。10:11:05, 由于发电机组主变高压侧A相PT间隔 (GIS) 有接地, “发变组差动保护”和“主变差动保护”两套动作, 发电机解列, 汽轮机跳闸, 锅炉灭火, 炉膛压力急剧下降;10:11:30, 引风机静叶自动解除, 调节挡板位置维持在66%开度;10:11:32, 炉膛负压达到最低值-4 407Pa, 经过运行人员手动增加引风机动叶开度, 炉膛负压维持在146Pa左右。

2.2 原因分析

当锅炉发生MFT时, 因为炉膛熄火, 随着炉内温度的快速下降, 炉膛负压会大幅度增大, 而且这种变化瞬时发生, 根本不可能通过常规单回路的炉膛压力控制策略正常的调节回路来控制住, 30s内炉膛负压变化了4 000Pa。在此过程中, 虽然引风机静叶也相应关小了10%, 但还是远远赶不上炉膛压力的变化速率。从风机特性曲线可知, 当引风机静叶开度变化时, 流量变化明显。因此, 可以在锅炉MFT后, 通过快速关小引风机静叶控制负压增大的幅度, 尽可能减小负压峰值, 以保护设备;当炉膛压力开始恢复上升时, 也可较快调节引风机静叶, 保证锅炉压力快速恢复到正常值。而机组正常运行期间, 由于调峰机组负荷变化较大, 需随之增加或减少送风机进入炉膛的总风量, 从而保证炉膛燃烧的稳定, 此时仅凭借引风机负压偏差回路进行引风机静叶指令调节控制就很慢, 很容易造成负压摆动频繁, 使炉膛负压的动态偏差较大。

3 控制策略的优化

发生MFT时, 因为炉膛熄火会造成炉膛负压大幅度增大, 而且这种变化瞬时发生, 根本不可能通过正常的调节回路来控制住, 为防止负压值过大造成炉膛内爆, 特设计了引风机超驰保护回路。该回路有一函数发生器F1 (X) , 会根据MFT发生前锅炉的总风量输出一个对应的数值, 该数值分别引到静叶PID的偏差回路以及PID出口。一旦发生MFT, 60s内立即将两台引风机的静叶开度指令都减去该数值, 实现立即关小引风机静叶开度的目的, 从而预先减小引风量。待60s后再取消该超驰信号, 完全按原有的引风调节回路进行调节。F1 (X) 函数如表1所示。

当送风量改变时, 如果引风量单纯根据炉膛负压的变化进行调节, 必然会使炉膛负压的动态偏差较大。现在以送风机动叶开度作为前馈, 使引风量能及时随送风量的改变而改变。该回路有一函数发生器F2 (X) , 会根据两台送风机动叶开度平均值乘以修正系数, 输出一个对应的数值, 增压到引风机静叶PID前馈回路, 这样调节可以减小动态偏差, 提高控制效果。F2 (X) 函数如表2所示。

引风机静叶控制逻辑优化之后的控制策略如图1所示。

4 应用效果

逻辑修改后, 于2014年9月25日15:34:48, 机组负荷563 MW, 炉膛负压-187.97Pa, A引风机静叶开度62.21%, B引风机静叶开度65.43%, 发电机励磁碳刷烧毁, 发变组保护C屏报励磁系统故障保护, 发电机解列, 汽轮机跳闸, 锅炉灭火;15:35:09, 炉膛负压达到最大值-2 874Pa;15:37:08, 炉膛负压为26.13Pa, A引风机静叶开度为21.71%, B引风机静叶开度为22.63%, 并快速向正常值靠拢。可见, 控制策略优化后, MFT导致的炉膛压力负峰值有效减小, 从MFT到炉膛压力降至最低时间为21s, 下降速度得到有效控制。炉膛压力在MFT发生后很快就被控制在正常范围内, 从而大大提高了机组的安全性。

5 结语

控制策略优化后对机组运行情况进行分析, MFT导致的炉膛压力负峰值有效减小, 从MFT到炉膛压力降至最低的时间及下降速度均得到了有效控制, 炉膛压力在MFT发生后很快被控制在正常范围内, 大大提高了机组的安全性。机组正常运行期间, 以两台送风机动叶开度作为前馈, 使得升降负荷期间炉膛负压的调节精度大大提高。

摘要：锅炉炉膛负压是反映燃烧工况稳定与否的重要参数, 现主要针对锅炉发生主燃料跳闸时及正常运行期间, 对炉膛压力控制策略进行优化, 通过引风机静叶的快速动作, 将锅炉炉膛压力快速调整到正常范围。

关键词：主燃料跳闸,炉膛压力,控制,优化

参考文献

[1]于国强, 吕佳, 高绥强.660 MW超超临界机组MFT时炉膛压力控制策略优化[J].江苏电机工程, 2010, 29 (4) .