大型汽轮机论文

大型汽轮机论文（精选9篇）

大型汽轮机论文 第1篇

汽轮机上的中间轴在工作中,在巨大交变载荷工况下工作,承受较大的扭距、弯距。因此,对零件内部质量要求极其严格,超声波探伤标准采用B/HJ410-2004企业专用标准。根据零件形状,如果按照轴类件锻造成形,其工艺流程应该为镦粗、拔长。但由于其截面较大,在我公司32MN水压机上锻造,要保证内部质量完全达到技术条件要求,难度较大。如果适度降低材料利用率,锻造火次就要增加,成本相应增加。从中间轴的锻件图(图1)来看,它又可以看成典型的大型厚饼类锻件。但是,如果按照饼类锻件做单纯镦粗成形,对于如此厚的饼类锻件,要保证锻件内部不产生密集缺陷,难度也相当大。对于材料30Cr2Ni4MoV锻件,锻后热处理难度也大,更易加剧零件内部质量问题发生。因此,面对上述难度,中间轴锻件的锻造必须采取合理工艺措施,即进行有效的中心压实办法,保证锻件在整个制造过程中,具有良好稳定的内部质量,达到技术条件要求。

2 工艺方案确定

2.1 技术指标

2.1.1 锻件图(图1)。

2.1.2 超声波探伤验收标准:

B/HJ410-2004标准:(1)当量直径小于尴2mmFBH的单个分散缺陷忽略不计,但杂波幅度应低于当量尴2mmFBH反射波高的50%;(2)当量直径大于或等于尴2mmFBH的缺陷应记录,包括其轴向、径向和周向位置报告给需方;(3)不允许有密集缺陷存在;(4)不允许当量直径大于等于尴5mmFBH的缺陷存在。

2.1.3 材料:30Cr2Ni4MoV。

2.1.4 性能取样位置:切向。

2.1.5 锻件重:5200kg,采用8t真空精炼钢锭锻造。

2.2 方案及控制

中间轴锻造有两种工艺方案:其一采用两镦两拔,但由于中间轴的主截面1100,我公司32MN水压机对其能够有效锻透,达到2.1.2规定超声波验收标准的难度较大,而且终锻后,切头废料处理困难;其二采用镦粗后拔长下料,然后坯料镦粗,滚圆平整出成品。该工艺方案比较简单,是采用饼类件最终镦粗成形过程,而且对达到中间轴以传递扭距为主的力学性能指标比较有利。最终镦粗成形前的坯料是采用钢锭镦粗拔长后切下,坯料的内部质量可以达到中心压实的效果。但根据刚塑性力学模型的拉应力理论,当最终镦粗成形过程,径高比大于1时,由于上下刚性区相交,会在被动塑性变形区产生附加横向力,容易在坯料内部造成裂纹萌生及扩展。这种影响造成中间轴内部出现质量问题的因素不能排除,因此,必须设计专用镦粗漏盘,使坯料在漏盘内整体镦粗成形,在三向压应力状态下成形,彻底达到中心压实,满足探伤标准要求。按此工艺虽然能够有效地保证中间轴的内部质量,但锻造4件中间轴,就需投制一件6t重专用冶金辅具,成本投入较大。为降低冶金辅具制造成本,我们利用合适圈类锻件的中间工序坯料先制造漏盘,待锻造完该4件中间轴后,再用该漏盘锻造原来的锻件。这一方法,保证了中间轴的锻造质量,又降低了制造冶金辅具的成本,效果良好。中间轴具体锻造工艺方案:

第一火:压钳口,倒棱,错水口。钢锭烧料要烧均匀,压钳口时要保证钳口不要偏心,这样避免钢锭在后续镦粗及拔长变形过程中钢锭轴心发生偏斜。

第二火:钢锭镦粗最大圆尴1400mm,然后采用SUF[2](走扁方)拔长下料尺寸规格:尴730mm1600mm,锻造温度750℃～1250℃。

第三火:将坯料置于镦粗漏盘内镦粗,平整出成品。具体变形过程如图2所示。

由于中间轴的截面较大,停锻温度高,容易晶粒粗大,而且材料30Cr2Ni4MoV对白点敏感性强,为防止白点危害,细化晶粒,采用了锻后热处理,工艺曲线如图3所示。

按上述工艺方案锻造的中间轴,经粗加工及调质后探伤,结果均满足B/HJ410-2004标准要求。

3 结论

(1)采用刚塑性力学模型的拉应力理论,对锻造成形过程分析具有较好的指导意义。

(2)生产实践证明采用在漏盘内对坯料进行整体镦粗成形工艺,可以保证大型厚饼类锻件高的内部质量要求,具有较高的可靠性及稳定性。

(3)在漏盘内对坯料进行整体镦粗成形,可以推广到把钢锭在漏盘内整体镦粗成形,能够获得较好的中心压实效果,为后序拔长工序创造好的初始条件。

参考文献

[1]刘助柏.塑性成形新技术及其力学原理.北京:机械工业出版社,1995.

[2]康大韬,叶国斌.大型锻件材料及热处理.龙门书局出版,1998.

[3]张志文.锻造工艺学.北京:机械工业出版社,1983.

大型汽轮机论文 第2篇

级

检索号16-090317

浙江省电力试验研究院

科学技术文件

大型汽轮机滑压优化策略

工作总结报告

二○○九年十一月

大型汽轮机滑压优化策略

工作总结报告

编 写 者：

审 核 者：

审 批 者：

批 准 者：

工作人员：

浙江省电力试验研究院：童小忠

吴文健

樊印龙

包劲松

朱梅芳

孙永平

浙江省能源集团有限公司：朱松强

董昊炯

目录 项目背景...........................................................................................................1 2 解决问题的方法.................................................................................................3 3 工作内容...........................................................................................................7 4 项目成果...........................................................................................................9 5 项目应用情况..................................................................................................10 6 效益分析.........................................................................................................12 7 结论与展望......................................................................................................14

大型汽轮机滑压优化策略工作总结报告

摘要

汽轮机日常变负荷运行期间的滑压优化策略研究工作，对改善机组低负荷阶段运行经济性能有着十分重要的意义。本研究项目以各型汽轮发电机组滑压优化试验研究为基础，对机组变负荷滑压优化与汽轮机高压调门运行方式之间的内在关联进行分析，得出一系列机组滑压运行优化策略。本文从项目背景、工作内容、项目成果、实际应用与效益分析等几个方面对该项目进行了总结，并对今后工作内容作了展望。

关键词

汽轮机

滑压优化

策略研究

总结报告 项目背景

电力工业是我国国民经济的重要基础产业，燃煤火力发电企业是为社会发展和经济发展提供电力能源的企业，同时也是大量消耗一次能源和水资源的行业。随着国家电源建设的快速发展，大量600、1000MW容量等级的超临界、超超临界火电发电机组开始投运，电力供需矛盾已趋缓和。但带来的问题是，火电机组的利用小时数逐年降低，低负荷运行时间普遍增加。一些原先设计带基本负荷的大型汽轮发电机组也被要求深度调峰，长期处于低负荷运行，机组效率大大降低，厂用电率增加。因此，如何提高机组在低负荷阶段的运行经济性成为一个亟待解决的问题。

从全国大机组协作组的历年统计资料来看，浙江省内大型火电机组的可靠性与经济性均居于国内同类机组前列，省内各型火电机组的供电煤耗率普遍低于国内同类型机组的平均水平，这与浙江省能源集团有限公司对下属电厂加强机组设备的运行管理、开展运行节能降耗工作是密不可分的。近年来，浙江省电力试验研究院与浙江省能源集团有限公司合作，在浙江省能源集团各下属电厂的125、200、300、600MW多种类型机组进行了大量的滑压优化试验工作，对以下所列的汽轮机实际运行状况改变现象对滑压运行方式的影响进行研究，并制定出具体的应对策略，有效地提高了机组的运行经济性能。

（1）、机组改造后没有确定滑压优化运行方式

前些年，各电厂众多的125、200MW机组相继进行了汽轮机通流部分改造，这些机组改造后的运行性能与改造前相比发生了较大的改变，有时还出现改造后汽轮机通流能力大大超出机组铭牌出力需求的情况，而调速系统（DEH）、热工控制系统（DCS）改造，又改变了原先液压调速系统所固有的高压调门开启方式。由于汽轮机通流改造厂家以及DEH、DCS改造厂家都没能提供新的机组滑压控制曲线，所以电厂用户只能自己确定机组的变负荷运行方式。为加快机组负荷调节速度，大多数机组

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大型汽轮机滑压优化策略工作总结报告

采取定压运行方式，也有个别机组采取全开所有调门的滑压运行方式，这些不合理的运行控制方式会对机组变负荷运行经济性能造成损害。

（2）、汽轮机效率变化的影响

大量新机组投产后的性能试验结果表明，机组运行热耗率往往高于设计值，偏高幅度达2～3％左右，这会导致汽轮机的实际主汽流量需求大于设计值；而一些仅完成汽轮机中、低压缸通流改造的机组，汽轮机的高压调门和高压缸结构状况没有变化，但由于通流效率较以前提高约3～5％，所以实际运行的主蒸汽流量会较原先有所下降。若保持机组设计滑压控制曲线不变，汽轮机在相同负荷点的调门开度就会随着主汽流量需求的变化而改变，因而偏离原先设计的调门开度控制值。

（3）、汽轮机调门工作特性变化的影响

从实际机组调门特性试验得出的配汽特性曲线来看，试验得出的高压调门特性曲线往往与设计特性曲线之间存在一些偏差。实际运行机组的各高压调门之间“重叠度”设置、调门运行压损等都会出现与设计值不一致的情况。这些偏差因素会对汽轮机实际滑压运行的调门开度造成影响，使其偏离当初的设计意图，引起机组滑压运行经济性能的下降。

（4）、机组主要运行参数变化的影响

机组主要运行参数的变化，会对机组滑压控制曲线的应用效果产生影响。机组运行参数的变化主要包括主汽温度、再热蒸汽温度以及凝汽器压力等。其中凝汽器压力会随着冬季、夏季的循环水温度自然变化而出现较大的偏差。

当汽轮机在寒冷的冬季工况运行时，随着凝汽器压力的降低，滑压运行的高压调门开度会减少；当汽轮机在炎热的夏季工况运行时，随着凝汽器压力的升高，滑压运行的高压调门开度会增大。由此表明，随着凝汽器压力的周期性变化，汽轮机滑压运行的高压调门开度也会出现偏离原先设计滑压控制开度的情况，因而对机组运行经济性能产生不利的影响。

（5）、机组热力系统运行状态变化的影响

机组热力系统运行状态的变化，会对机组滑压控制曲线的应用效果产生影响。机组热力系统运行条件的变化通常包括加热器、给水泵等重要辅机的故障投切，锅炉大量吹灰、排污以及过热器、再热器减温水的大量投运等，其中影响最大的当属对外供热。汽轮机由单纯的发电状态变成热电联产状态，则汽轮机必须开大调门开度以增加进汽流量，由此造成了汽轮机在供热状态下的调门开度偏离原先的设计要求。而且供热抽汽的能级越高、流量越大，对机组滑压运行方式造成的偏差因素也就越显著。

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大型汽轮机滑压优化策略工作总结报告

“大型汽轮机滑压优化策略”专题研究项目正是为解决这些问题而进行的，通过汽轮机滑压优化的理论研究，确立滑压优化的控制原则；通过大量机组滑压优化的试验比较工作，提炼得出滑压寻优的指导性方法；通过对机组实际运行条件变化对滑压优化运行性能的影响分析，总结得出为保持滑压优化运行效果而必须采取的修正策略。将这些“大型汽轮机滑压优化策略”应用于具体的运行机组上，可以指导机组的滑压优化综合治理工作，从而实现提高机组运行经济性能的目的。解决问题的方法

2.1 确立机组滑压优化的控制原则

机组滑压优化控制曲线直接反映了主汽压力控制值与机组负荷之间的对应关系。但从汽轮机实际负荷调节过程中的主蒸汽压力P0、高压调门开度Cv和机组负荷Ng、这三者的运行影响关系来分析，它们之间存在着相互关联、相互制约的关系：NgP0Cv ——公式（1）

一旦确定了机组变负荷过程中的高压调门开度控制方式，就相应地确定了机组负荷与主汽压力之间的对应关系，于是，机组滑压控制曲线也就固定下来了。因此，求取汽轮机优化滑压控制曲线的过程，实质上就是确定“最佳滑压阀位”的过程。

汽轮机按照“顺序阀方式”运行时，高压调门是逐个顺序地开启或关闭的，于是就会出现前面一只或几只调门已接近全开、而后续调门处于“将开未开”的特殊阀位，这被称为“阀点”位置。当汽轮机处于“阀点”状态运行时，调门的节流效应最小，在局部负荷变化范围内，机组效率也就较高。因此，在机组负荷下降的过程中，汽轮机由定压转为滑压运行时，一般应选择合理的滑压运行参数，尽量使汽轮机高压调门开度接近“阀点”位置。

汽轮机高压调门“阀点”位置的确定方法大致如下：（1）、调门阀杆升程测量法（2）、实际试验法（3）、查图确定法

但汽轮机的“最佳滑压阀位”并不等同于“阀点”位置，具体的滑压调门开度控制值尚需考虑调门特性、“重叠度”设置等因素，通过专门的滑压比较试验来确定。2.2 汽轮机滑压寻优的方法

2.2.1 采用试验比较的方法选取滑压优化运行方式

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大型汽轮机滑压优化策略工作总结报告

我们在进行机组循环效率试验期间，通常会穿插进行不同负荷工况的滑压优化比较试验，通过机组热耗率结果的比较，来确定运行经济性能较优的滑压控制曲线。机组滑压运行优化试验可以为机组不同滑压运行方式的性能优劣比较提供了一种可靠的检测手段。

国内一些试验单位也采取试验比较的方法来确定机组滑压优化控制曲线，但他们通常采用在一些典型负荷点上改变主汽压力的试验方法，来比较得出每个试验负荷点上机组效率最高的主汽压力控制值，由这些效率最高点相连而形成机组最佳的主汽压力与机组负荷对应关系线，即机组滑压优化控制曲线。但机组实际试验过程中常常会遇到的一个问题是：不同滑压运行方式的性能差异较小，容易受试验误差的干扰和影响，因此由效率最高点连接而成的滑压优化曲线可能会出现弯折、畸变的现象，最终影响对机组优化滑压运行方式的判断。

为了保证机组滑压优化评价结果的正确性，我们将热耗率结果比较方法由传统的“点对点”的比较转变为“线对线”的比较，并称之为“滑压试验比较法”。如下图1所示，为一台超临界600MW机组滑压优化试验过程中，按照不同的高压调门开度而设置的试验比较负荷工况，这些试验工况点的连线就形成了两条不同的滑压运行控制曲线。

26242220******00550机组负荷，MW主蒸汽压力，MPa滑压优化调整前滑压优化调整后600650

图1 一台超临界600MW汽轮机不同滑压运行方式的主汽压力控制曲线

对应于上图1所示的滑压优化调整前、后试验工况，通过高精度的试验仪表和领好的试验条件，可以获得较为精确的热耗率试验结果，如下图2所示即为一台超临界600MW汽轮机滑压优化调整前、后的修正后热耗率变化曲线。图2中的两条热耗率变化曲线各由5～6个工况点组成，对两条曲线进行差异比较后可知，滑压优化调整后的机组运行效率要明显高于原先的通常运行方式。

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8,450修正后热耗率，kJ/kWh滑压优化调整前滑压优化调整后8,3508,2508,1508,0507,9507,8507,******

机组负荷，MW图

2、一台超临界600MW汽轮机滑压优化调整前、后的修正后热耗率变化曲线

很显然，由多个试验工况点共同参与结果比较的“滑压试验比较法”可以获得更为精确的滑压优化试验结果，可以避免传统的“点对点”试验结果比较方法容易出现因误差干扰而引起的结果“误判”问题，从而确保机组滑压优化试验结论的正确、可靠。2.2.2 采用耗差分析的方法选取滑压优化运行方式

在汽轮机滑压优化试验结果计算和分析的基础上，我们总结认为主汽压力、高压缸效率和给泵汽轮机进汽流量这些运行参数与机组滑压运行方式之间存在着关联变化关系。因此，我们在滑压优化比较工作中引入局部耗差计算分析的方法，即对这三项运行参数进行耗差计算，并以三项耗差之和为最小来选取机组的滑压优化方式。

对上面这台超临界600MW机组采用“滑压耗差分析法”后，所获得的滑压优化调整前、后的机组供电煤耗率收益变化曲线如下图3所示。将图3中“滑压耗差分析法”计算结果与图2中采用“滑压试验比较法”得出的两条热耗率变化曲线所反映的机组性能差异状况进行比较后可知，这两者是较为接近的。由此反映，采用“滑压耗差分析法”和“滑压试验比较法”对同一次滑压优化调整试验得出的评价结果是基本一致的。

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供电煤耗率节省值，g/kWh1.00.0-1.0-2.0滑压优化调整前-3.***0500550机组负荷，MW滑压优化调整后600650

图

3、一台超临界600MW汽轮机滑压优化调整后的供电煤耗率收益曲线

（采用“耗差分析法”）

2.3 汽轮机滑压优化的修正方法

一般而言，机组滑压优化控制曲线确定之后，就反映了一种固定不变的主汽压力与机组负荷对应关系。但我们研究发现，汽轮机运行参数、热力系统运行状态的变化，会使汽轮机高压调门开度偏离理论控制值，改变机组的滑压运行方式。为此，我们对机组滑压运行控制曲线提出了通用型的修正计算方法，用公式化的语言表述为：CnNgCpP0Cv

——公式（2）

即通过对滑压控制曲线的机组负荷、主汽压力进行各类影响因素的计算和修正，来使汽轮机滑压运行期间的高压调门开度CV不变，从而保证了滑压优化运行的节能效果。

在众多的机组运行参数影响因素中，由于冬季、夏季自然环境条件的改变会引起凝汽器压力的大幅度变化，对机组出力变化的影响最大。因此，我们在机组滑压优化控制曲线中引入“凝汽器压力修正因子”的概念，对机组运行负荷进行修正，计算得到修正后的机组负荷Cn1Ng，以此作为机组滑压控制曲线中的横坐标。

同样地，在热力系统运行状态变化影响因素中，机组对外供热与否会对主汽压力（在调门开度不变时，主蒸汽压力与主蒸汽流量成正比例变化关系）有较大的影响关系，因此，我们在机组滑压优化控制曲线中引入“供热流量修正因子”的概念，对从机组滑压控制曲线中查取的主蒸汽压力P0进行供热流量的修正计算，并以修正后的机组主蒸汽压力CP1P0作为机组CCS的滑压运行主蒸汽压力控制目标值。通过这样的第 6 页

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大型汽轮机滑压优化策略工作总结报告

修正方法，可以基本消除机组对外供热等热力系统状态变化因素对汽轮机滑压运行性能的影响。工作内容

“大型汽轮机滑压优化策略”研究工作经历了由小及大、从简至繁、先局部后全面的试验实践和理论推导过程。其工作内容大致分为以下几个阶段：

（1）、第一阶段：进行机组定、滑压运行性能比较试验

2000年前后，浙江省内超高压125、200MW容量等级机组相继进行了汽轮机通流改造，并将汽轮机液压调速系统改造为数字电液调节系统（DEH），机组热工控制仪表改造为协调控制系统（CCS）。汽轮机改造前、后的运行特性发生了较大的变化，汽轮机改造厂家却没有提供新的机组滑压控制曲线。

随着电厂节能减排工作的持续开展，如何提高这些机组的低负荷运行经济性能成为一项重要的工作任务。于是，我们根据机组改造类型的不同，选取一些电厂的125MW机组进行运行优化改进的工作。主要工作内容是将汽轮机低负荷阶段原先采用的定压运行改进为滑压运行方式，并进行改进前后的运行经济性能比较工作。

由于超高压125、200MW机组都采用四只高压调门，DEH改造前的原液压控制系统所采用的控制方式是：机组加负荷过程中，＃

1、2高压调门同时开启，然后再相继开启＃3调门和＃4调门。所以，在滑压试验工况选取时，考虑恢复＃

1、2高压调门同时开启的变负荷运行方式，因此直接将“两阀滑压”确定作为滑压运行控制方式。实际试验结果表明，以汽轮机“两阀点”作为固定的调门开度来进行“两阀滑压”变负荷运行方式，与原先的定压运行方式相比，可以显著提高机组的运行经济性能。

（2）、第二阶段：进行汽轮机调门开度变化对滑压优化性能的影响研究 2003年，长兴发电有限公司＃1机组投产发电，汽轮机为上海汽轮机有限公司引进美国西屋公司技术设计制造的亚临界300MW机组，设置有6只高压调门。在机组投产后一年试运行期结束之后，汽轮机拟从单阀运行切换至顺序阀运行方式。电厂方面希望通过试验比较，确定汽轮机从定压方式转为滑压运行方式的“起滑点”，以及确定机组合理的滑压控制曲线。

我们在长兴电厂＃1机上开展了不同调门开度变化对滑压运行性能影响的试验研究，选取机组“三阀滑压”、“四阀滑压”以及单阀运行方式作为滑压运行比较方式。有关试验结果表明：对该型机组而言，“三阀滑压”比“四阀滑压”的运行经济性能要好

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大型汽轮机滑压优化策略工作总结报告

一些；而汽轮机在投产初期处于单阀滑压运行方式时，机组热耗率水平则要明显地高于“三阀滑压”和“四阀滑压”状态。

（3）、第三阶段：机组滑压寻优试验方法的拓展和完善

北仑电厂二期三台亚临界600MW机组从日本东芝公司进口，该型汽轮机配置了四只高压调门。实际试验发现，该机组存在着汽轮机高压主汽门、调门进汽压损偏大的问题，而按照制造厂提供的滑压控制曲线运行时，在540MW负荷以下由定压运行转为滑压运行，由于三只高压调门同时处于较大节流状态，进汽压损进一步加大，对高压缸效率、机组运行效率造成了不利的影响。

2005年，我们以北仑＃4机为试点研究对象，进行了机组滑压优化寻优的试验研究工作。针对该型汽轮机前三只高压调门同时节流调节、后一只调门重叠度设置较大的实际调门工作特性，我们在“三阀点”前后设置了不同的调门开度进行不同滑压运行方式的比较。

我们在该项滑压优化试验工作中，首次采用局部耗差计算分析的方法，对主汽压力、高压缸效率和给泵汽轮机进汽流量等运行参数进行重点测量，并以这三项参数的耗差之和最小为原则来选取机组的滑压优化方式。实际试验计算结果表明，采用一些与滑压运行方式相关的参数进行耗差分析的方法，同样可以取得良好的滑压优化评价效果。

（4）、第四阶段：对滑压寻优效果的影响因素分析和应对措施研究

对一台亚临界600MW机组冬季、夏季变负荷工况进行高压缸效率测试时，我们发现该汽轮机在同一条滑压优化曲线的控制下，冬季工况滑压运行的调门开度明显偏小，导致高压缸效率偏低于夏季工况约1.5％。这引发了我们对凝汽器压力等运行参数影响汽轮机滑压运行效果问题的关注和研究。

一台超高压125MW机组平时需承担对外供热16t/h的热电联产任务，我们对该机组进行了供热和不供热状态下的滑压优化比较试验，发现汽轮机在供热状态的调门开度需明显开大。而为了保持“两阀滑压”的合理运行方式，则需将供热状态的主汽压力滑压控制值提高约4％。这引发了我们对机组供热等热力系统变化因素影响汽轮机滑压运行效果问题的关注和研究。

通过对汽轮机日常运行期间众多变化因素对汽轮机滑压运行的调门开度控制值影响的分析，我们研究得出了通用型的滑压修正计算公式，并根据实际机组运行状况进行化简和具体应用，取得了良好的运行节能效果。

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大型汽轮机滑压优化策略工作总结报告 项目成果

“大型汽轮机滑压优化策略”的专题研究来源于解决机组低负荷运行缺陷问题的实践，并在大量现场试验工作中得到提炼，又在各型机组优化方式的合理性判别过程中得以不断补充和完善，最终形成了一整套适合于不同汽轮机型式、不同现场试验条件的滑压优化综合治理策略。

机组滑压优化的“总策略”是：寻找和确定汽轮机“最佳滑压阀位”，并以此作为汽轮机滑压运行的主要控制参量。

在滑压优化工作开始之前，就应根据汽轮机高压调门的实际控制方式，选取“最佳滑压阀位”作为机组滑压优化的控制原则。研究认为，汽轮机滑压优化所追求的“最佳滑压阀位”应在汽轮机“阀点”附近选取，但又不等同于“阀点”位置。必须考虑调门工作特性、“重叠度”设置状况等综合影响因素，合理地选取机组滑压运行的调门开度控制值。从而为机组滑压优化寻优工作提供了理论指导和判断依据。

在机组滑压优化试验工作过程中，根据不同的现场试验条件和仪表精度等级，分别选取滑压优化“子策略一”和“子策略二”进行不同滑压运行方式的优化效果评判。

滑压优化“子策略一”是：直接采用“滑压试验比较法”进行不同滑压运行曲线之间的经济性能比较试验，以机组热耗率结果差异程度确定机组的最佳滑压控制曲线。

由于汽轮机不同滑压运行方式之间的热耗率差异较小，而各类试验误差又会给滑压优化结果的比较和评判带来一些不确定因素。因此，对现场具备高精度试验仪表、可以确保较高试验精度的场合，推荐采用滑压优化“子策略一”直接进行滑压优化方式的评判。

由于“滑压试验比较法”改变了传统滑压试验的“点与点”之间性能比较的模式，而采取“线与线”之间的性能差异比较来获得最佳滑压方式，可以显著地提高结果比较精度，彻底消除由于试验误差带来的滑压控制曲线畸变问题。

滑压优化“子策略二”是：采用“滑压耗差分析法”对与滑压运行性能相关的参数进行耗差计算和分析，并以总耗差比较结果来确定机组的最佳滑压控制曲线。

“滑压耗差分析法”以耗差计算原理为基础，选取主汽压力、高压缸效率和给泵汽轮机进汽流量等与滑压运行相关联的运行参数进行耗差计算和分析，以总耗差收益变化情况作为滑压优化的评价依据。“子策略二”的应用不需要大量高精度试验仪表的投入以及严格的试验条件限制，是一种简化处理的滑压寻优方法。因此，推荐在无法进行高精度试验的滑压寻优项目中采用。

“滑压耗差分析法”是对滑压优化试验结果比较的提炼和简化，应用该方法可以

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大型汽轮机滑压优化策略工作总结报告

实现机组滑压运行性能差异的在线测定，并为汽轮机在线滑压寻优提供一种可行的技术手段。

在机组滑压优化曲线投入运行后，为了保证滑压优化试验得到的滑压优化方式免受内、外运行条件变化的影响，建议采用滑压优化“修正策略”：即在机组滑压优化控制曲线应用时，引入重要运行参数偏差状况修正因子以及热力系统运行状态修正因子，分别对滑压控制曲线的机组负荷和主汽压力进行修正。

滑压优化“修正策略”在某台运行机组上具体应用时，可根据机组实际运行状况进行适当地简化。例如，针对凝汽器压力随冬季、夏季环境改变而有较大变化的实际情况，可选取“凝汽器压力修正因子“作为主要的运行参数滑压修正项目；针对一些机组对外供热流量较大而对汽轮机主汽压力有重大影响的实际情况，可选取“供热流量修正因子“作为主要的热力系统运行状态滑压修正项目。项目应用情况

“大型汽轮机滑压优化策略”源自于机组变负荷运行的滑压优化试验，所以在其研究的过程中，就已经被应用于浙江省能源集团下属多个电厂的多台机组上，有力地推动了火电厂节能降耗工作的开展，取得了良好的节能经济效益与社会效益。

应用一：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在台州发电厂一台125MW（改造后为135MW）机组上，该汽轮机通流部分全部改造后，存在汽轮机通流能力增大、高压调门开启顺序不合理以及整个变负荷阶段都采取定压运行方式等问题。通过机组定压、滑压运行方式的比较试验，确定机组合理的变负荷运行方式为：115MW负荷以上采取定压运行方式，主汽压力保持额定值13.24MPa；在60~115MW负荷阶段采取“两阀滑压”运行方式时，采用“NO.1高压调门全开、NO.2高压调门为60%开度”作为合理的“滑压阀位”。与机组滑压调整前的定压运行方式相比，明显提高了机组的运行经济性能。

应用二：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在半山发电厂一台125MW（改造后为130MW）机组上，该汽轮机仅低压缸进行了通流部分改造。根据该机组高压缸、高压调门未改动的实际运行特性，通过机组常规定压和优化滑压运行方式的比较试验，确定机组采取 “两阀滑压”滑压运行方式，相应的定、滑压运行分界点负荷为100MW。与原先的定压运行方式相比，明显提高了机组的运行经济性能。

应用三：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在萧山发电厂一台125MW（改造后为

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130MW）机组上，该汽轮机需从冷再热蒸汽抽汽对外供热。通过机组供热、不供热状态下的滑压优化试验，确认为了保持较为优化的两阀滑压运行方式，机组滑压控制曲线需作调整。在接带同样的机组运行电负荷时，机组供热状态的主汽压力设定值要高于不供热状态，平均偏高幅度约为4％；相应地，汽轮机供热、不供热状态的定、滑压转换负荷分别为104MW和107MW。在该型机组试验优化滑压控制曲线投运时，应用滑压优化“修正策略”，在机组滑压优化控制曲线应用时引入“供热流量修正因子”，根据供热流量变化情况对主汽压力进行修正，从而确保了机组滑压优化运行效果。

应用四：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在镇海发电厂一台200MW（改造后为215MW）机组上，根据汽轮机通流改造后铭牌出力增加等实际情况，通过机组定压、滑压运行方式的比较试验，确定较为优化的滑压运行方式为“两阀滑压”，机组定、滑压运行分界点负荷为180MW。由于#

1、#2高压调门开度比原先的定压运行方式明显开大，减少了调门节流损失，高压缸效率显著提高，机组运行热耗率明显降低。

应用五：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在长兴发电厂一台300MW机组上，在该机组投产初期，汽轮机采用单阀运行方式的情况下，通过机组“三阀滑压”、“四阀滑压”以及单阀运行方式的比较试验。比较确定机组在低负荷运行时采取“三阀滑压”运行方式的运行经济性能较好。

应用六：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在北仑发电有限公司二期亚临界600MW机组上，该型机组为日本东芝公司进口机组，该型汽轮机存在着高压进汽压损明显偏大的问题。原先的滑压运行方式为：540MW负荷以下转入滑压运行，#1、2、3三只高压调门同步关小至54%左右，实际测得的汽轮机高压进汽平均压损高达17%。我们以北仑二期＃4机为研究对象，设置了不同滑压运行方式的比较试验工况，采用“滑压耗差分析法”进行不同滑压运行方式的耗差分析，选取优化的滑压运行方式。最终确定机组优化滑压运行方式为：汽轮机定压转滑压运行负荷点上移至580MW左右，滑压运行状态的＃1、2、3调门开度也开大至65%左右。由于大幅度降低了调门压损，所以提高了汽轮机的高压缸效率和机组运行效率。

2009年，北仑二期机组开始对外抽汽供热，单台机组的最大抽汽流量达70～80t/h，由此而使汽轮机高压调门开度增加，偏离了运行性能较优的“三阀滑压”运行方式。为此，在北仑二期机组优化滑压控制曲线中应用滑压优化“修正策略”，即引入“供热流量修正因子”对主蒸汽压力进行修正，随着抽汽供热流量的增加而相应地增加主蒸汽压力，从而确保汽轮机按照预想的“三阀滑压”方式运行。

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应用七：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在嘉兴发电厂＃4机上，该型机组为东方汽轮机厂与日本日立公司合作生产的亚临界600MW汽轮机，该型汽轮机采用了四只高压调门同时参与负荷调节的独特配汽方式。按制造厂提供的滑压控制曲线运行时，机组在540MW负荷以下由定压转为滑压运行,最后一只高压调门开度为6～10％左右，其余三只调门都处于较大节流状态,这对机组运行经济性带来了不利的影响。通过滑压优化调整试验，确定较为优化的滑压运行控制方式为：将汽轮机“起滑点”负荷从540MW提高至575MW左右，汽轮机#1～#3高压调门可以有较大的开度，降低节流损失，使机组滑压运行经济性能得到相应地改善。

应用八：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在嘉兴发电厂＃6机上，该型机组为上海汽轮机有限公司与美国西屋公司合作生产的亚临界600MW汽轮机，配置有四只高压调门。在该机组进行了“两阀滑压”、“三阀滑压”和机组原先的“两阀半滑压”运行方式进行比较试验。试验结果表明：机组在300～540MW负荷区间内变负荷运行时，原先“两阀半滑压”运行方式的机组热耗率数值与“三阀滑压”方式十分接近，而调整为“两阀滑压”运行方式后，机组热耗率可以降低约0.5％。因此，将该汽轮机“两阀滑压”状态推荐作为机组优化滑压运行方式，相应地，定、滑压转换点负荷从540MW调整至464MW。

应用九：“大型汽轮机滑压优化策略”应用在兰溪发电厂＃1机上，该型机组为东方汽轮机厂与日本日立公司合作生产的超临界600MW汽轮机。该汽轮机“滑压优化调整前”运行的定、滑压转折负荷点为530MW左右，经过滑压优化比较后，将定、滑压转折负荷点调整至570MW左右，减少了汽轮机三只高压调门同时处于较小开度时的节流损失。实际试验结果表明，采取“优化后滑压运行方式”后，机组各个负荷点上运行的供电煤耗率要比“优化前滑压运行方式”平均降低1g/kWh以上。在该型机组试验优化滑压控制曲线投运时，应用滑压优化“修正策略”，在机组滑压优化控制曲线模块中引入“凝汽器压力修正因子”，根据凝汽器压力变化对机组负荷的影响关系，修正得到以凝汽器设计压力为参照基准的“修正后负荷”，从而确保汽轮机能按照“最佳滑压阀位”运行。

效益分析

“大型汽轮机滑压优化策略”研究成果在浙江省内各电厂的125、200、300、600MW（亚临界和超临界）等多台汽轮机组上得到了成功应用，根据每台机组运行

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特性的不同，比较得出适合于该机组的滑压优化控制曲线。由“滑压优化调整后”运行方式与“滑压优化调整前”运行方式的性能试验比较结果，可以使机组供电煤耗率平均降低1g/kWh左右。

以本滑压优化研究课题所涉及的600MW机组来统计效益：目前，北仑发电有限公司的3台亚临界600MW机组、嘉华发电有限公司的2台亚临界600MW机组以及浙能兰溪发电有限公司的4台超临界600MW机组已将试验得出的滑压优化控制曲线投入实际应用。根据各电厂2008年的统计数据，这9台600MW机组一年的发电量约为330亿度，采取优化滑压方式可以使机组在整个负荷变化范围内的供电煤耗率降低约0.92g/kWh，则这些机组可节省标准煤约3.05万吨，标准煤价格按700元人民币计算，折合全年节省燃煤成本约为2137万元。由于燃煤量的减少，每年可减少排放二氧化碳量排放量8.48万吨，减少二氧化硫排放量721吨，减少氮氧化物排放量212吨。

以本滑压优化研究课题所涉及的300MW机组来统计效益：由于采取优化滑压方式可以使机组在整个负荷变化范围内的供电煤耗率降低约0.7g/kWh，根据长兴发电有限公司2008年的统计数据，4台300MW机组一年的发电量为72.6亿度，平均负荷率为74.9％，则可节省标准煤约0.51万吨。标准煤价格按每吨700元人民币计算，折合全年节省燃煤成本约为355万元。由于燃煤量的减少，每年可减少二氧化碳排放量1.41万吨，减少二氧化硫排放量120吨，减少氮氧化物排放量35吨。

以本滑压优化研究课题所涉及的200MW机组来统计效益：由于采取优化滑压方式可以使机组在整个负荷变化范围内的供电煤耗率降低约1.3g/kWh，根据浙江浙能镇海发电有限公司2008年的统计数据，4台200MW机组一年的发电量为53亿度,平均负荷率为79％，则可节省标准煤约0.69万吨。标准煤价格按每吨700元人民币计算，折合全年节省燃煤成本约为482万元。由于燃煤量的减少，每年可减少二氧化碳排放量1.91万吨，减少二氧化硫排放量162吨，减少氮氧化物排放量48吨。

以本滑压优化研究课题所涉及的125MW机组来统计效益：目前，台州、半山、萧山发电有限公司5台超高压125MW机组已将试验得出的滑压优化控制曲线投入实际应用。仅以萧山发电有限公司的2台机组为例，采取优化滑压方式可以使机组在整个负荷变化范围内的供电煤耗率降低约0.9g/kWh。浙江浙能萧山发电有限公司2台130MW机组2008年度的发电量为15.8亿度,平均负荷率为75％，则可节省标准煤约0.14万吨。标准煤价格按每吨700元人民币计算，折合全年节省燃煤成本约为100

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万元。由于燃煤量的减少，每年可减少二氧化碳排放量0.4万吨，减少二氧化硫排放量33吨，减少氮氧化物排放量10吨。

按照滑压优化研究课题所涉及的电厂各台机组2008年的发电量来计算经济效益，汇总后可得：“大型汽轮机滑压优化策略”研究成果的应用和实施每年可节省标准煤约4.4万吨，产生经济效益3070万元。由于燃煤量的减少，每年可减少排放二氧化碳量排放量达12.2万吨，减少二氧化硫排放量达1037吨，减少氮氧化物排放量达305吨。因此，本课题研究成果具有可观的节能减排效益，在目前火电机组负荷率普遍降低、低负荷运行时间相对增加的严峻形势下，具有较为广阔的推广应用前景。结论与展望

“大型汽轮机滑压优化策略”这一专题研究在多方共同努力下已经完成，这一专题研究提出了大型汽轮机滑压方式优化研究的总策略与若干子策略，其成果已逐步推广应用。

“大型汽轮机滑压优化策略”的研究和总结，规范了机组滑压寻优的判断方法和评价原则，为机组滑压寻优工作提供了理论指导和计算分析手段，对滑压运行控制曲线应用问题提出了修正方法，确保了机组日常变负荷运行的滑压优化节能效果。该策略成功地应用于浙江省内125～600MW多台不同类型的大型汽轮机组，得出了适用于各种不同机组的滑压优化控制曲线。应用结果表明，“大型汽轮机滑压优化策略”促进了汽轮机滑压优化工作的大规模开展，实现了机组运行节能降耗的目的。

随着“大型汽轮机滑压优化策略”在各台机组上的逐步推广和应用，也遇到一些新的问题，需要在其它专业的工作配合下，不断地解决和完善。譬如针对一些调门控制方式设置不合理的汽轮机，需与汽轮机调节系统（DEH）的试验调整工作相结合，实现对调门“重叠度”等参量的合理调整；又如针对一些机组滑压优化控制曲线应用后，AGC负荷响应速度变缓等问题，需在机组协调控制系统（CCS）专业人员的参与下共同解决。这就要求“大型汽轮机滑压优化策略”在不同机组上具体实施时进行相应地调整，并在实践过程中不断得到更新和完善。

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大型汽轮发电机组轴系接地状况监测 第3篇

摘 要：本文阐述了大型汽轮发电机组轴电压产生的原因和防范措施，通过对一台660MW发电机试验数据的分析，结合以往轴电压试验方法，提出使用万用表检测轴电压的简便新方法，直观有效地监测到轴电压水平，避免了轴瓦电腐蚀的发生。

关键词：发电机轴电压；接地效果监测新方法；轴瓦电腐蚀

中图分类号： TK218 文献标识码： A 文章编号： 1673-1069（2016）25-251-2

0 引言

汽轮发电机组发展到今天，单机容量已大幅度提高，随之而来的是轴电流的危害加剧。轴电流的防治是现在大型汽轮发电机组的重要课题。如何简单有效的监测接地碳刷接地状况，是防止汽轮机侧轴瓦上轴电压过大而产生轴电流的重要条件。

1 概况

本单位汽轮机为西门子生产的单轴四缸四排汽、凝汽式反动汽轮机。发电机为西门子生产的THDF 115/67型660MW氢冷发电机。该汽轮发电机组轴系从汽轮机至发电机励磁轴共有8块轴瓦。汽轮机和发电机联轴器在#5、#6瓦之间，接地碳刷也安装在此处。发电机的#6、#7瓦对地有双层绝缘，励磁轴的#8瓦对地有单层绝缘，这3块轴瓦的润滑油连接管路对地也有绝缘。汽轮机侧的#1～#5轴瓦对地没有绝缘。

运行时整个轴系通过油膜悬浮在这8块轴瓦上，形成悬浮电位。如果接地碳刷不能有效地将轴系上的电荷导入大地，当其累积到一定程度，就会击穿油膜，在对地没有绝缘的#1～#5轴瓦上产生轴电流，烧灼轴瓦并使润滑油脂劣化。2009年初在#1机组D级检修期间，发现#2、#4瓦存在电腐蚀现象，如图1所示。

2 轴电压产生原因及目前所采取的措施

轴电压产生的原因有以下几种：

①磁路不对称：定子叠片接缝不对称、转子偏心、转子或定子下垂产生变化的磁通。

②轴向磁通：剩磁、转子偏心、饱和、转子绕组不对称。

③静电荷：由于蒸汽冲刷汽轮机叶片。

④转子绕组上的外加电压：静态励磁设备、电压源或者转子绕组绝缘不对称、有源的转子绕组保护。

针对上述原因，发电机在生产设计及运行后采取了以下措施来限制轴电压。

⑤对于磁路不对称、轴向磁通所产生的轴电压，发电机在设计时对与转轴有接触的部件全部采取绝缘措施，其绝缘不低于20MΩ，且#6、#7瓦采用了双层绝缘，该措施有效阻断了形成轴电流的回路。

⑥为了消除汽轮机侧静电荷产生的轴电压，在#5、#6瓦之间，即汽轮机与发电机之间安装了接地碳刷。

3 常用轴电压测量方法

轴电压测量接线如图2和图3所示。

测量方法：保留发电机接地碳刷，测量发电机汽、励两侧的轴电压U1（即图2中的电压表）。测量励侧对地的轴电压U2（即图3中的电压表）。在测量U2的同时，如图3所示用电流表回路将励侧油膜短路。理论上如果轴瓦、瓦枕、密封瓦的绝缘垫良好，电流表读数应该为0。事实上在轴瓦、瓦枕、密封瓦上都会有很小的轴电流流过。在测量U2的过程中在毫安电流表上分别读出轴瓦、瓦枕、密封瓦上的轴电流读数，轴电流不能超过50mA。

为检查接地碳刷接地状况，在发电机汽测通过碳棒直接测量大轴的对地电流，如果电流较小，可以表明接地碳刷接地良好。

不足之处：用此方法可以很好地监测发电机侧#6、#7、#8瓦对地绝缘，但是仅仅依靠测量汽侧大轴对地电流，并不能证明接地碳刷接地状况良好，更不能证明之前所测的轴电压是否已经对汽轮机侧的轴瓦产生了不良影响。因为大轴对地电流的大小受到轴系接地状况和高次谐波的影响，如果发电机接地碳刷接地不良，并伴随有汽轮机侧轴瓦油膜击穿，那么测量所得的对地轴电流也不是很大。因此用此方法存在监测盲区。

4 改进后的轴电压测量方法和效果分析

当轴电压过大击穿油膜的放电过程如图4所示。

从图4中可以看到，放电前没有击穿电流，此时轴瓦间只有耦合电流。放电电压急剧升高，电流对应也急剧增大，放电持续时间极短。轴系上各轴瓦所承受的轴电压为第二节中各种因素产生的轴电压的向量和，用公式表示如下：

电压V是时刻变化的，不易监测。但从生产实际出发，又需要掌控轴电压V变化情况，确保其被限定在较低的水平；因此在保留上文所述测量方法之上，提出增加使用高精度数字万用表测量接地碳刷处大轴对地电压。万用表测量所得数据为电压的有效值，虽不能直接反应电腐蚀放电特性，但其读数的大小和公式（1）中电压V必然存在某种联系。为此采用以下试验来证明。

试验方法：使用FLUKE 87Ⅲ型高精度数字万用表测量#2机组接地碳刷处大轴对地电压，调整碳刷压力取若干个电压值，同时使用一台日本日置公司8846型录波仪对#3瓦处的大轴电压进行录波，录波时间20秒。接线如图5所示：

从以上四组录波图可明确得到如下结论：

①随着接地碳刷处大轴对地电压有效值的增大，#3轴瓦处的大轴电压也明显的随之增大，当接地碳刷处轴电压增大到1V时，#3瓦轴电压个别尖波峰值超过20V，当增大到2.5V时，超过20V峰值的尖波明显增多。②接地碳刷处大轴对地电压值低于300mV时，#3瓦处轴电压最大峰值约为10V。相关研究表明，油膜的击穿电压一般为20V以上，因此应保证接地碳刷处大轴对地电压不要大于300mV。

5 结束语

轴瓦和油膜的放电主要受轴电压峰值影响，通过此试验可以证明，在日常生产维护时，使用高精度数字万用表测量接地碳刷处大轴对地电压数值的大小，可间接的反应轴电压的变化情况。当高精度数字万用表所测电压值较小时，对应的轴系上的轴电压峰值较低。即证明了接地碳刷接地状况良好，将大轴上由各种因素所产生的电荷有效导入大地。因此为保证将汽轮机侧的轴电压峰值限制在较低的水平，应确保接地碳刷处大轴对地电压有效值在0.3V以下。通过调整碳刷压力或者更换高导电率材料的碳刷，即可有效改善接地状况。

参 考 文 献

[1] 西门子公司.THDF 115/67型发电机安装手册.2000.

[2] Ammann C.静止励磁的发电机中产生的轴电压——问题和解决方案[J].国外大电机，2005（3）.

[3] 倪勤.汽轮发电机组的大轴接地与轴电压[J].安徽电力，2006（6）.

大型汽轮机快速冷却技术的应用 第4篇

经过科学家们的不断努力, 目前大型汽轮机的冷却技术已经逐渐地成熟起来。冷却方式也多种多样, 但是每一种方式都有其自身的优势和缺点, 使用时必须趋利避害, 确保实现高效快速的冷却效果。

1 大型汽轮机的快速冷却方式

1.1 按冷却介质分

冷却方式的分类比较繁琐, 按照冷却介质划分, 可以分为空气冷却和蒸汽冷却两个主要的形式。相比较之下, 蒸汽冷却方式不仅冷却的速度快, 而且相同单位的介质放热远远高于空气介质的冷却形式, 此外对于设备的要求比较低, 能够为企业节约设备和厂房改建的经济成本。所以人们倾向于选用蒸汽冷却的形式。当然蒸汽冷却也存在自身的限制性因素: (1) 由于冷却方式气流比较分散, 所以难以进行温度和总量的控制, 虽然能够满足冷却的需求, 却常常带来其他的故障隐患; (2) 低温蒸汽在流动过程中, 可能携带水分, 容易引发汽轮机的构件生锈, 降低其使用寿命。

比较之下, 采用空气冷却的办法, 能够有效的解决蒸汽冷却的上述困扰:空气冷却的办法, 对空气的使用量可以通过阀门来进行控制, 只要空气量得到了控制, 那么温度以及气压等数值就可以进行调节;其次, 空气冷却的方式没有水分的生成, 因此就不存在设备的腐蚀, 延长了汽轮机的使用寿命。

以空气为冷却介质的快速冷却方式又可分为抽真空冷却和压缩空气冷却。抽真空冷却是在盘车转速下启动抽气器吸入环境低温空气对汽轮机进行快速冷却, 冷却空气从预留的进气口入汽轮机, 吸收热量后进入冷凝器由抽气口抽出。抽真空冷却的方式不需要进行其他装置和设备的引进, 对厂房的规模要求又比较低, 所以不需要电力企业投入更多的资金。它的限制性因素主要表现在: (1) 抽空气需要运用抽空气的容器, 这个容器的容量有限, 换言之, 抽空气的总量有限, 所以冷却的效果不明显;受抽气器容量所限, 空气流量小, 冷却后期效果差。 (2) 轴封供汽参数偏低, 有时蒸汽带水进入轴封, 使转子轴封弹性槽受到很大的热应力冲击, 造成大的寿命损耗 (>1%) 。 (3) 空气入口处金属和空气温差大, 易发生急剧冷却, 也会造成较大的热应力。压缩空气冷却是将压缩空气净化加热后通入汽轮机进行强迫冷却, 金属和空气的温差由热应力水平而定, 冷却速度可通过空气流量调节。由于这种冷却方式的冷却效果好, 冷冲击应力小以及增添设备费用少等优点, 被越来越多的电厂所采用。采用哪种冷却介质进行冷却, 主要应根据现场设备的具体条件和运行经验来决定。两种介质冷却都可以达到快速冷却的目的。

1.2 按介质流向分

按照介质的流向划分, 主要包括顺时针的流向和逆时针的流向两种具体形式。通过大量的经验数据分析, 我们已经明确了顺时针的流向方式相比较逆时针的流向方式而言, 更具有使用的价值和优势:

1.2.1 其流向与汽轮机蒸汽膨胀做功的流向一致, 从汽轮机高温区进入, 低温区流出, 平均传热温差大, 温降速度大, 冷却效果好。

1.2.2 进入高、中压缸的空气或蒸汽流可通过全周进 (气) 汽流经各全开的调速汽门, 均匀进入汽缸, 则对转子、汽缸冷却比较均匀。

1.2.3 在高、中压缸进汽区原设计已有金属温度运行监测点, 可便于监视和调整冷却速率。

2 空气快速冷却技术

空气冷却技术在使用的过程中需要注意到技术上和使用上的事项, 只有按照其本身的要求进行优化调整, 冷却效果才能显著。

2.1 要求

2.1.1 空气快速冷却技术的一般要求

冷却的时间不宜过长, 同时冷却需要在一定条件下使用, 不需要冷却的温度进行了冷却处理。同时冷却的温度也应该基本恒定, 避免出现温度的大幅度变化。

2.1.2 冷却过程中需要使用的设备

(1) 循环水泵, 并且凝汽器要通有循环水; (2) 凝结水泵; (3) 高压油泵; (4) 轴封抽汽器; (5) 轴封系统; (6) 冷却抽汽器; (7) 连续盘车。

2.1.3 进行空气冷却前需要检查的部分

为了确保冷却工作能够快速有效的开展起来, 必须在工作之前准备好相关的设备和仪器, 并进行必要的安全检查。例如对各个阀门需要进行开合检查, 保证每一个阀门的制动效果良好;对不需要参与的组成部分, 需要关闭其阀门, 如高低加空气门, 热网加空气门等。

2.2 措施

2.2.1 通入空气开始冷却的措施

空气冷却的办法尤其严格的操作程序和步骤, 为了保证冷却的基本效果, 必须对其进行严格的监控, 确保冷却的过程科学合理:

进行额定数量和额定温度的送气, 并在送气的过程中保证外部的压强恒定, 将空气阀门打开。打开全部需要开启的开关和阀门, 便于空气在汽轮机的内部流通, 进而起到空气冷却降温的实际效果。法兰冷却的时间需要适当的延后, 通常在通气冷却进行了四个到五个小时为宜。为了不流入水分, 降低对设备的损坏, 需要关闭所有的水阀门, 并进行必要的加热。根据冷却的数值和实际情况, 科学确定冷气阀门的开合大小。对汽缸内的温度进行定时监测, 通常每0.5h观察一次汽缸温度和膨胀差。汽轮机汽缸与法兰之间的温差应该控制在75℃以内。汽缸的温度应该降到150℃。汽缸温度的下降速度应该为6~8℃/h。根据汽缸温度的变化对轴封进行调节。空气进气量的控制通过抽汽器进气阀以及空气进气阀来调节。

2.2.2 停止空气冷却的措施

当空气冷却达到需要的数值之后, 需要立即停止该项操作。首先要将送气的阀门关闭, 然后开启真空系统, 进行空气的真空处理, 当汽轮机内部实现了真空处理之后, 需要打开相应的水阀, 关闭原有的所有阀门, 开启关闭的阀门, 最重要的是需要打开油泵, 维持汽轮机的正常运转。

2.2.3 注意事项

汽缸温度达到300℃以下时才能够进行空气冷却, 而且温度下降速度保持在6~8℃/h为宜。在整个冷却过程中, 汽缸与法兰之间的最大温差不能超过75℃, 如果超出应该及时停止冷却操作。冷却时应该对左右2个法兰的温度进行监测, 温差不能超过20℃, 超出应该采取措施。当汽缸内温度下降到150℃以下时, 应该停止冷却抽汽器以及轴封系统。

2.3 经验及建议

空气冷却的形式, 由于空气流通不均匀, 所以导致的内部冷却效果也不均匀, 存在着一个温差, 这个温差进而导致气压差, 影响汽轮机的正常运转, 所以需要在该系统内部安装相应的加热器, 能够通过计算机监控和数据测量, 调整内部的气温差, 提高冷却的效果;在进行冷却方式切断时, 也需要根据数值来进行判断, 同时切断的过程需要缓慢进行, 忽然的冷却停止会给汽轮机带来严重的损害;在高压缸和中压缸排气口可以安装对空排气阀, 避免高温空气进入低压缸。

3 结束语

总之, 选用正确的冷却方式, 是提高冷却质量的关键, 由于每一种冷却形式都有其独特的优势和限制性因素, 所以在选用的过程中必须具体问题具体分析, 必要时, 可以进行局部性的调整。只要相关的工作人员从客观实际出发, 进行不断的理论钻研和经验积累, 我国的大型汽轮机冷却水平将会得到不断的提升, 更好的带动电力系统的安全稳定运行。

参考文献

[1]叶绍义, 沈琦.玉环电厂超临界1000MW汽轮机组快冷系统的应用[J].热力发电, 2009, 38 (8) :89-92.[1]叶绍义, 沈琦.玉环电厂超临界1000MW汽轮机组快冷系统的应用[J].热力发电, 2009, 38 (8) :89-92.

汽轮机的大型可靠螺栓连接件 第5篇

对于利用剪切力锁紧的刚性联轴节来说, 两个联轴节半部依靠它们与驱动件的表面接触来传递扭矩, 这时驱动件本身承受的是剪切力。

根据剪切式联轴的承载能力, 在联轴节和驱动件之间的接触压力与驱动件的剪切载荷同等重要。通常, 联轴节的尺寸都是根据剪切载荷予以确定。相当高的接触压力仅通过经验所得的安全系数予以考虑。如果在设计阶段通过分析来计算表面压力, 则可以明显提高联轴节的承载能力, 从而减小所取用的安全系数。在实践中, 采用多顶紧螺栓紧固件可获得较高的承载能力。

2 拧紧和松卸的问题

在拧紧高扭矩传递的联轴节连接件时, 联轴节螺栓的拧紧和松卸是最大的问题。

在拧紧联轴节螺栓时, 人们总是试图获得尽可能高的预载荷, 以便把两个联轴节半部固紧在一起。由于传递的扭矩大, 而且随着技术的完善还会增大, 就需要采用大直径的螺栓。但是, 大直径的螺栓难以拧紧。目前常用的拧紧方法如下:

(1) 力矩拧紧法。采用力矩拧紧法时, 先把螺母套在螺栓上, 然后按照规定的力矩予以拧紧。由于力矩的增大与螺纹直径的三次方成比例, 这种拧紧法很快就达到了极限。当螺纹直径达到M24或更大, 单靠人力已无法保证可靠地拧紧联轴节螺栓, 必须改用机械工具、气动工具或液压工具。而这些工具通常都较笨重、昂贵, 并需要较大的操作空间。

(2) 机械拧紧法。机械拧紧法可能比较理想, 因为这时螺栓和连接法兰同时被预紧, 在理论上螺栓可以达到最大拉伸量。

(3) 多顶紧螺栓紧固件。多顶紧螺栓紧固件能精确达到目的, 也就是说, 利用较小的螺栓连接件可以获得同样的预载荷, 从而使连接系统更紧凑、刚性更好、更经济。因此, 采用机械式多顶紧螺栓紧固件是一种理想的解决方法。这时所要求的操作空间较小, 用简单的机械工具就可拧紧, 材料可得到最佳利用, 而且拆卸时毫无困难。

3 多顶紧螺栓介绍

(1) 结构。有一个螺母本体, 与标准紧固件一样被拧紧在连接螺栓上。在螺母的主螺纹四周有若干个小的顶紧螺栓。连接面的紧密性不是依靠主螺纹的拧紧, 而是依靠这些小的顶紧螺栓来实现。每个顶紧螺栓产生一个小的压紧力, 但加起来就成为了很大的预载荷。

(2) 拧紧。采用多顶紧螺栓时, 主螺纹在载荷下不会发生移动, 只需把所有小的顶紧螺栓拧紧就可。拧紧小尺寸顶紧螺栓所需的力仅仅是拧紧主螺纹所需力的一小部分, 因为拧紧力矩与螺纹直径的三次方成比例。

相对于大螺纹来说, 小螺纹较容易处理, 而且能较精确地拧紧。利用普通的力矩扳手获得的预载荷误差为±10%, 通过同时测量螺栓的延伸率, 就能获得精确的预载荷。

(3) 拆卸。小直径螺栓的拆卸比大直径螺栓容易得多, 但要注意, 必须使各顶紧螺栓逐步减少载荷。如果使顶紧螺栓一个接着一个完全卸载, 则整个载荷将落到其余螺栓上, 这一点在具体操作时很容易被疏忽。此外, 利用专门的松卸程序时, 即使多顶紧螺栓紧固件过载, 也能无损地松卸。通常, 可以先把一个顶紧螺栓完全松开, 重新上润滑剂后, 再用比原来高10%的力矩重新拧紧。这时, 相邻的各顶紧螺栓就变得松动。用这种方法可以在很短的时间内松卸多顶紧螺栓紧固件, 而不会产生其它问题。

(4) 优点。多顶紧螺栓紧固件不仅在拧紧和松卸方面比标准紧固件优越, 而且在运行方面也具有很大的优越性。因为所达到的预载荷可以在尽可能长的时间内保持不变。载荷的不均匀、螺纹的塑化和变形等, 只需要通过紧固件的高弹性就能予以控制。预载荷能保持更长的时间, 使连接面保持可靠的紧密性。所以, 其载荷的分布要比传统的紧固件更为均匀。

由于载荷分布均匀, 延长了螺栓的使用寿命, 因为载荷集中程度较低, 降低了出现裂纹的危险。对8.8级M42螺栓连接系统的疲劳试验证明, 多顶紧螺栓紧固件的使用寿命为传统紧固件的2.5~4倍。

4 结语

大型联轴节的螺栓连接件在运行时常常出现问题。利用摩擦型联轴节无法传递所需的力矩, 因为无法达到或无法保持所需的轴向预载荷。采用正向 (持续) 锁紧的联轴节, 又会在联轴节法兰之间承受负荷时发生位移, 导致联轴节螺栓的变形, 以及松卸时的磨损。在检修时往往必须更换联轴节螺栓, 成本较高, 而且还需要修复联轴节法兰。

采用多顶紧螺栓紧固件能有效地解决这些问题。只需使用简单的手持力矩扳手, 就可以非常精确地达到预载荷要求。由于高弹性和均匀的负荷分布, 预载荷能保持较长的时间, 联轴节能保持紧密连接。此外, 还能迅速松卸, 节省时间和费用。因此, 采用多顶紧螺栓紧固件是控制高传递扭矩的联轴节螺栓连接系统的理想解决措施。

摘要：在电站中需要把高扭矩从汽轮机传递给发电机, 高扭矩由专门设计的、位于汽轮机和发电机转子之间的大型联轴节来传递。根据所用的螺栓连接件的不同, 联轴节可以是依靠摩擦力锁紧, 或依靠剪切力锁紧。

大型汽轮机论文 第6篇

随着科技的不断发展, 大机组功率的汽轮机支撑方式逐渐由灰浆垫块取代传统的钢质垫铁。目前, 一种新型的MF-870C灌浆料已广泛应用于基础灰浆垫块的生产过程中, 它具有无收缩、微膨胀、高强度、流动性大等特点, 28天后强度能达到70 MPa以上, 而膨胀率仅为0.02%~0.5%。

1 情况介绍

福建大唐宁德电厂厂址原是围垦垦区, 南部紧靠低山丘陵。电厂一次总体规划容量4600 MW+21 000 MW, 共6台机组, 分3期建设, 整体由南向东按#1~#6机组横向布置。一期工程因南部山体及场地开挖无法满足工期要求, 故先建设#3、#4 2台机组;二期工程分别建设#1、#2 2台机组。二期工程2台汽轮机组为东方汽轮机厂生产的N660-25/600/600型超超临界燃煤发电机组, 采用MF-870C灌浆料制作成基础灰浆垫块, 对施工工艺要求较高, 灰浆垫块三维示意图如图1所示。受原材料、水质、模盒、操作方法、环境温度、后期养护等因素的影响, 在宁德电厂的#2机组施工过程中出现密集型气泡的现象, 故#1机组施工前对水质选择、模盒外形、搅拌速度3个关键工序进行了分析。

2 关键工序分析

2.1 水质分析

现场搅拌用的水源是距离电厂9 km处的半岭水库供给的自来水, 拌合后发现水与灌浆料无法充分融合, 最终造成气泡较多, 停顿20~30 s后, 气泡仍无法全部排出。宁德电厂地处福建沿海地区, 三面环山, 一面傍水, 水源水质复杂。为测定水质情况, 对水质进行了化学成分分析, 化验结果如表1所示。

从表1数值得知, 自来水中浑浊度、酸碱度、溶解性固体含量均较高。因此, 必须更换所需用水, 考虑使用纯净水或蒸馏水代替目前使用的自来水, 但成本较高, 不符合实际需求。经电厂工程部同意, 允许现场采用#2机组化学除盐水作为搅拌用的水源。经临时透明软管接通并引至搅拌点周围后, 同样对水质进行化验分析, 化验结果如表2所示。

综合对比表1和表2, 我们不难发现除盐水杂质含量远低于自来水。为了验证更换水源后的效果, 我们再次进行了拌合试验, 倒入模具盒发现, 灌浆料与水能充分融合, 且气泡大大减少, 证明采用除盐水作为搅拌水源效果良好。

2.2 模盒分析

模盒各尺寸如图2所示。现场模盒按注入口侧和溢出口侧均为50%的坡度进行制作并安装, 在浇灌后发现汽泡无法快速排出, 主要集中在模盒的溢出口侧形成密集型气泡。为此, 通过反复对比和计算, 现场修改了模盒尺寸。注入口侧坡度改为: (150-20) /200100%=65%;溢出口侧坡度改为: (90-20) /100100%=70%, 按此坡度重新制作安装了模盒, 并现场再次搅拌了灌浆料。第一次连续地沿着斜坡倒灌至灌浆高度约30~40 cm后, 等待了30 min, 同样连续均匀地第二次倒入灌浆料, 直到灰浆从溢出口流出, 并使其注入的灰浆溢出。倒灌期间认真观察, 发现导流性能明显增加, 气泡能均匀排出。

2.3 搅拌速度

现场使用手持式混合叶片回转搅拌器, 即在普通电钻前端 (转速500 r/min、功率600 W) 配备有特殊形状的混合叶片, 由于转速慢, 难以搅拌均匀, 搅拌出的灌浆料常有结块, 灌浆料不能与水充分结合。为此, 我们尝试使用了各种不同等级的转速和功率的搅拌器, 均无法达到良好的效果, 最终使用了转速750 r/min、功率850 W的搅拌器, 进行灌浆料的拌合。采用20 L容器搅拌1袋25 kg的灌浆料, 先将全部用水量 (4.2 L) 的80%加入容器中, 再缓缓加入全部灌浆料, 搅拌时不断改变混合叶片位置, 使其混合均匀、稳定且没有块状灰浆, 可以观察到浆面不断地冒出灰浆中的空气, 搅拌2 min后, 再加入剩余20%的水继续搅拌1 min, 结果灌浆料能均匀地混合, 更换后的搅拌器使用效果良好。

3 最终效果

经过3天的保养后, 现场缓慢、依次地拆除了模板, 认真检查每块砂浆垫块, 其表面平整光滑, 未出现大于准20 mm的气孔, 准5 mm以上的气孔也不超过3点, 效果如图3所示。

根据要求, 现场按标准养护条件制作了规格为100 mm100 mm100 mm的留样试块, 并委托北京诚聚成电力技术检测有限公司进行抗压强度试验, 试验结果如表3所示。

由报告可知, 以上各项数据指标均符合相关标准的要求。

4 结语

气泡的消除, 可以最大限度地保证垫块与汽轮机台板下表面的接触面积, 使垫块能够将汽轮机的静态和动态负荷均匀地传递给基础, 从而减少振动, 保证汽轮机的安全、平稳运行。综合分析考虑, 灰浆垫块制作时所产生的气泡是不可避免的, 但通过以上3个关键工序的控制, 可以大幅度降低气泡的出现, 提高一次制作合格率, 保证施工质量和工期要求。

摘要：针对大型机组汽轮机基础垫块施工过程中容易出现密集型气泡, 导致一次制作合格率不高的问题, 结合施工现场的实际情况对施工中的关键工序进行了分析, 通过多次试验并加以改善, 取得了良好的效果, 以期为同类型机组的改善提供参考。

关键词：汽轮机,灌浆料,灰浆垫块,气泡

参考文献

[1]GBT50448—2008水泥基灌浆材料应用技术规范

大型汽轮机论文 第7篇

汽轮发电机组在运行的时候会因为转动部件和静止部件之间的摩擦而产生故障, 上述描述出来的故障, 被我们称之为碰摩故障, 随着我们社会节奏的快节奏化, 这个直接的原因就导致了这些故障在近几年开始逐渐的增加, 那么, 随之而来的就是对大型机组的效率提出了更高的要求, 因此加快了几组动静间隙频率, 碰摩增加。目前来说我国的机组碰摩故障发生率特别普遍, 这类故障是即质量不平衡的第二类震动故障。在对碰摩故障的检修当中, 常常会误以为是质量不平衡或其他故障, 进行了错误的处理方式, 导致了问题没有解决还浪费了大量时间。等到发现真正原因的时候, 发现汽封或流通部分已经摩擦的非常严重了。所以正确的诊断汽轮机动静碰摩故障是保证机组稳定安全运行的重要因素, 也避免了生产过程的频频发生的事故。

1 机组动静碰摩的原因、机理

1.1 机组碰摩发生的原因

汽轮机组径向与轴向碰摩经常发生在隔板汽封、围带汽封及轴端汽封, 也会发生于轴承油挡、档汽片的位置;发电机的径向碰摩在密封瓦处发生的较多。动静碰摩发生的原因有以下几个:

1.1.1 转轴振动过大。转轴的振动会

因为各种因素而不断的加大, 最终导致其超过了最小间隙值, 进而与静止部件之间发生摩擦, 像是质量不平衡、转自永久弯曲等等都会导致转轴的振动不断加剧。

1.1.2 轴系对中不够标准。可以导致轴颈处于极端的位置, 致使转子偏斜从而引起碰摩。

1.1.3 动静间隙不够。设计之初就将

动静部件间隙设计的过于狭小, 亦或是在安装和检修过程中操作不规范, 导致了间隙过小。

1.1.4 缸体跑偏、弯曲或变形。大机

组高压转子前汽封长, 冷态启机缸体膨胀, 上下缸温度的差别等一些参数掌握不得当也会引起碰摩, 过于严重时, 会导致大轴塑性变形、弯曲。

1.2 碰摩机理分析

1.2.1 碰摩的发生往往还会引起后续

的故障, 动静碰摩部位的温度通常都是非常的高, 因为高频率的摩擦产生了热量, 这个热量在摩擦点可能会有上千度, 即使是周围也能达到几百度, 时间一长就容易导致摩擦部位的形变, 进而就会引发其他的质量不平衡问题。

1.2.2 在一定条件下, 恒定转速没有

发生碰摩, 振动高点滞后不平衡质量一个与机组转速相关的固定角度;发生碰摩时, 转轴与静子的接触点一定会是一个高的点位, 由于高点侧局部加热使得转子要向高点方向弯曲, 从而在反转向位置产生一个附加的不平衡质量, 它与转子原有不平衡质量合成后的新的不平衡质量要逆转一个角度。高点滞后于不平衡质量点的角度是固定不会变化的, 不平衡质量的逆转使得高点也要同时逆转, 这种情况, 就造成了碰摩过程中振动相位的连续变化。

1.2.3 转子在转动中始终与静子接触

是全周碰摩;一周中只有部分孤段接触是部分碰摩。部分碰摩会出现碰撞、摩擦和刚度改变, 随着这三种物理现象的出现。转子做周期性碰撞, 使得转轴振动在不平衡质量引起的强迫同步响应基础上叠加一个自由振动响应和一个由碰撞力决定的周期振动, 自由振动的频率等于转了固有频率, 这个振动的发生会出现相对应的响应, 在我们所接触的机器的响应的成分组成当中, 其占有很高的比重。碰摩同时造成的刚度变化使得响应中含有转速之半分频成分。我们也可以这样理解, 碰摩转子的响应应该含有次同步、同步和超同步谱带。实际碰摩的响应受到碰摩发生的轴向位置、冲击锐度、结构对不同频率振动传递特性等闲索影响, 这样所发生的直接影响是对于信号中频来说的, 会直接影响到其成分, 使其成分更加的复杂化, 不同情况下会呈现不同量值的次同步和超同步分量。

2 碰摩的现场诊断和应急处理方法

2.1 假设转速不变, 其振动幅度会随着转动的时间而增大或者减小。至于相位有可能保持不变或者变大。

2.2 振动的幅度、相位发生改变时应该滞后于运行工况的变化。

2.3 轻微的碰摩不会导致倍频分量增

大的情况, 因此, 单纯的从频谱上无法看出什么端倪, 但是严重性碰摩则会在频谱上有明显的表示, 振幅会变成两倍甚至三倍。

2.4 动静碰摩有可能会出现的情况:

定机暖速、升速过程、带负荷过程:变转速下不容易分辨, 主要依靠定转速下的振动幅度、相位的不同状态来认定。

2.5 对于发生静动碰摩的机组, 如何做现场处理, 有以下几种办法:

2.5.1 提高升速率升速。如果在某个

低速点或临界转速前有碰摩状态发生, 现场对碰摩判断很准确的把握, 并且大部分瓦振动正常, 只有个别瓦振动幅度较大。整个机组没有其他的振动问题, 现场也可以采用升速率冲过这个转速区, 直接升到高速或3000/min的办法。

2.5.2 把暖机的时间延长。将机组打

匝至盘的状态, 或者保持在某一转速数小时甚至更长时间, 使碰摩部位自行摩损。

2.5.3 我们要不断的对碰擦的产生原

因进行理论分析, 然后找到碰摩发生的原因, 从而达到根除缺陷的根源所在。

3 调查结论

3.1 我们通过对我国的汽轮机弯轴事

故调查发现, 绝大部分的事故都是因为碰摩故障所导致的, 一些碰摩非常严重的, 其转轴都已经损坏了。所以在平时的工作当中, 能够确定振动故障原因, 找到振动故障的损坏部位, 正确的对故障因素有一个判断, 是稳定安全生产的前提条件。

3.2 在一些特定的时候, 像是大修之

后的首次启动之类的情况是碰摩事故的高发阶段, 所以在这个阶段要特别的注意碰摩的发生, 在冲转和空载运行时要保持运行参数的稳定。因为在冲转过程中出现了碰摩的情况, 那么在临界转速的时候情况会变得更加严重, 最后导致弯轴。

新机组和大修过后的机组, 需要对其振动情况密切的关注, 因为汽轮机动静径向间隙非常小, 一些参数需要进行严格的控制, 否则参数不稳定, 碰摩情况会很容易出现, 这些参数诸如前轴偏心、气缸温差、差胀等等。当机组在多次的停启之后, 我们就可以逐渐的消除对轴封间隙问题而产生碰摩故障的监视。

3.3 启动时要有一个循序渐进的过

程, 不能盲目的猛地将机组升速, 这样的突然强行升速, 容易导致大轴的弯曲, 并且这种完全是不可逆的永久性弯曲。速度加快的时候, 若确定在临界转速的范围之内, 就能把机器停下来, 等到停留一段时间后, 然后再重新启动, 超过临界转动的速度的时候要进行升速的话, 则可以在原速度上进行停留, 等到有了一定的间隙再进行升速。

3.4 当发现机组在运行时出现振幅不

断增加的情况后, 应该要密切留意振动情况, 减低负荷运行。如果振动速度上升很快, 并且情况紧急就必须马上停机, 避免设备的损坏以及事故的发生。

4 结语

大型汽轮机动静碰摩故障是当前比较普遍存在的故障, 这种故障通常比较隐蔽难于发现, 容易误判为其他故障, 导致检修的不及时, 对机组是一个严重的损害, 因此为了保证机组的稳定运行, 延长其寿命, 我们需要对碰摩故障的机理有一个明确的掌握, 并且知道如何应对处理, 让生产过程安全, 避免事故的出现。

参考文献

[1]陆颂元.大型机组动静碰磨的振动特征及现场应急处理方法[J].中国电力, 2003, (1) :6—11.

[2]戈志华, 高金青, 王文永.旋转机械动静碰摩机理研究[J].2003, (4) :426-429.

[3]汪江.大型机组动静碰摩故障振动特征及现场处理[J].汽轮机技术, 2002, (2) :45～47.

大型汽轮机论文 第8篇

关键词：燃油喷射测试,压力开关的固定值,球打飞,超速,轴系,紧急管理

1 问题的提出

根据国电发防止电力生产重大事故的25项重点要求“防止汽轮机超速和轴系断裂事故”中明确要求:机组机组在正常运行中, 每2000h需要进行一次危急保安器注油试验, 注油试验不合格时应及时处理。我国北方某一大型火电站5、6、7、8号4台机组自从投产以来均不同程度存在着喷油试验不成功问题。喷油实验主要是为了验证危急遮断器及其油门是否灵活不卡涩。如果喷油试验不合格, 按规程要求机组也不能进行超速试验。因此, 如果机组发生超速, 而危急遮断器不动作, 将直接导致汽轮机超速甚至轴系断裂的恶性事故发生。

表1为2002年至2005年部分机组在改造前进行试验时, 值长日志记录汇总。

根据喷油试验失败时, 其他检修专业所作的相关检查结果进行了统计汇总, 得出以下几类缺陷情况的描述:

(1) 喷油试验时危急遮断器杠杆移动信号保持不住;

(2) 存在如下现象, 进行喷油试验, 在控制面板进行操作时, 飞锤不能击出, 而直接采取在电调输出端子柜上短接试验电磁阀的继电器时, 飞锤能顺利击出;

(3) 存在如下现象, 飞锤在3000r/min不能击出, 而当转速提高到3006r/min时飞锤能顺利击出;

(4) 存在如下现象, 有时喷油试验失败, 但强制超速试验, 飞锤却成功击出。

2 原因分析

2.1 机构动作原理

机构示意图如图1。危急遮断器上从左至右依次为1号飞锤和2号飞锤。正常情况下, 做1号飞锤喷油压出试验时, 机组保持3000r/min转速, 主控操作开始进行试验, 1号飞锤杠杆移动电磁阀2YV带电, 活塞向右移动, 1号飞锤上的杠杆移开, 杠杆移动到位后, 1号飞锤喷油电磁阀1YV前油路接通, 压力开关PS1在压力达动作定值时向控制系统反馈信号, 控制系统发指令1YV电磁阀动作, 向1号飞锤后部注油, 在离心力和油压力共同作用下, 1号飞锤击出, 试验成功。同理做2号飞锤喷油试验时, 2号飞锤杠杆移动电磁阀3YV带电, 活塞移动, 飞锤上的杠杆移开, 杠杆移动到位后, 2号飞锤喷油电磁阀4YV前油路接通, 压力开关PS2在压力达动作定值时向控制系统反馈信号, 控制系统发指令4YV电磁阀动作, 向2号飞锤后部注油, 在离心力和油压力共同作用下, 2号飞锤击出。

2.2 通过专项QC小组对原因进行深入分析

通过全面质量管理理论中主要的5个因素进行分析, 确定了人机料法环可能导致本问题的原因, 最终主要锁定在以下3个方面 (如图2框线内所示)

(1) 压力开关出现故障或定值偏差;

(2) 喷油口设计不良, 由于设计原因导致实验时喷油进入飞锤底部油量不足;

(3) 喷油实验过程逻辑上存在设计的缺陷。

3 对锁定的三方面确定要因及解决对策

3.1 压力开关故障或定值偏差

(1) 确定要因。经专业部门检查确认, 压力开关PS1和PS1不存在故障。但通过实验过程分析知道, 杠杆是否移动到位是通过喷油管路上的压力开关PS1或PS1的反馈信号来判断的。当杠杆移动到位后, 喷油管路的进油口打开, 管内的压力升高, 压力反馈开关动作。电调接到压力开关反馈信号后, 动作喷油电磁阀, 当试验油喷出时, 喷油管内压力会有所下降。如果此时压力反馈开关的定值高于此值 (或理解为实际喷油管的压力低于压力开关设定值) , 则反馈信号消失, 其外在表现则为杠杆移动信号保持不住, 喷油试验失败。

(2) 解决对策。降低杠杆移动信号压力开关定值至合理的数值。

3.2 喷油口设计不良, 导致实验时喷油进入飞锤底部油量不足

(1) 确定要因。经检查了解到原喷油口设计为φ6mm的不锈钢管经适量压扁后在侧面钻小孔。而在检修后的静止喷油试验时发现, 喷出的油流均为不同程度的发散状, 此现象将造成喷油后油流进入飞锤后部腔室的油量较少, 在程序设计的时间段内, 积累的油量不足以压出飞锤, 从而致使喷油试验失败。同时这一点也可以解释延长喷油时间后, 有些飞锤可以击出的实验现象。

(2) 解决对策。改造喷油管结构设计以保证进入飞锤底部足够的喷油量。

3.3 逻辑设计问题

(1) 确定要因。杠杆移动信号的压力开关定值是低于1.96MPa的母管压力的。当杠杆没有移动到位时, 喷油管路的进油口也就意味着还没有充分打开, 但此时已达到压力开关定值, 从而致使压力反馈开关动作。电调接到压力开关的反馈信号后, 认为危急遮断器杠杆移动已经到位, 就立即打开喷油电磁阀, 喷油电磁阀打开后, 会进一步降低喷油管路内的油压 (也就是杠杆移动活塞下的油压) , 致使危急遮断器杠杆最终不能移动到位, 喷油管的进油口就不能充分打开。此时会有两种可能:一是飞锤击出, 由于杠杆没有移开, 致使机组掉机;二是由于喷油压力 (流量) 不足, 致使离心力和油压的合力未能将飞锤正常压出。而在电调输出端子上手动短接试验电磁阀的继电器时, 由于杠杆移动和开始喷油之间有充分的时间, 杠杆肯定能移动到位, 同时也预示着喷油管路上的进油口已充分打开, 所以手动喷油试验时, 飞锤可能顺利击出。

(2) 解决对策。修改喷油实验的设计逻辑。

3.4 对策实施

实施一:针对压力开关PS1和PS1定值偏高的问题, 降低杠杆移动信号压力开关定值, 根据母管压力及试验油喷出后油管压力进行分析, 最终将杠杆移动信号压力开关定值调整降低至1.6MPa。

实施二:针对喷油口设计不良, 由于设计原因导致实验时喷油进入飞锤底部油量不足, 改造喷油管为弯管并直接对准油口喷油。如图3所示:

实施三:针对喷油实验过程逻辑上存在设计缺陷的要因, 修改喷油试验逻辑, 将杠杆移动信号压力开关信号反馈回来以后延时5秒再闭合喷油电磁阀, 以保证危急遮断器杠杆移动到位, 同时也保证了喷油管的进油口充分打开, 从而保证喷油管路的油压。

3.5 效果检验及效益分析

经过检修窗口, 执行上述改造后, 所有机组喷油试验全部成功, 消除了该火电站自从投产以来一直存在的重大安全隐患。

2004年底机组改造后运行日志描述如表2:

从安全角度讲, 该电站通过QC小组的成功改造, 使所有存在问题的机组可以正常进行喷油试验, 也就是可以安全的定期活动危急保安器, 使汽轮机的危急保安器时刻处于良好警戒状态, 机组一旦发生超速等重大异常, 保护能立即动作, 避免发生汽轮机飞车甚至轴系断裂的恶性事故发生。从经济性分析来看, 此次改造几乎没有成本, 但是技改后的结果确可避免一次恶性事故发生所带来的数千万的巨大经济损失, 是非常值得推广和认可的。

参考文献

[1]防止电力生产重大事故的二十五项重点要求[S].国电发[2000]589号, 2000.

[2]肖增弘, 徐丰.汽轮机数字式电液调节系统[M].中国电力出版社, 2009.

[3]郭延秋.大型火电机组检修实用技术丛书汽轮机分册[M].中国电力出版社, 2009.

[4]徐灏.机械设计手册[M].水力电力出版社, 2000.

大型汽轮发电机转子通风冷却研究 第9篇

关键词：汽轮发电机,转子,通风冷却,结构组成

汽轮发电机最初采用空气表面冷却, 最大容量不超过100MW。随着氢内冷和水内冷发电机的出现, 才使单机容量提高到300MW以上。单机容量的提高对冷却技术提出了更高的要求, 汽轮发电机超负荷运行也需要良好的通风冷却作为保障。因此, 汽轮发电机的通风系统研究成为汽轮发电机研究中的重要课题之一。

1 汽轮发电机结构组成

汽轮发电机主要由机座、定子、铁心、定子绕组、转子铁心、转子绕组、端部护环等几部分组成, 由于发电机的装机容量不同, 所以各组成部件在设计参数上也有不同。转子铁心在圆周上开有一些槽, 将转子励磁绕组 (即转子铜线圈绕组) 嵌入转子槽内, 在转子圆周上共有4个槽距大的面称为大齿, 在转子槽内线圈通电后, 大齿最终形成的磁极;转子励磁绕组两端是通过集电环接到励磁电源的, 通入直流电, 在转子圆周上的大齿上就形成磁极, 转子转动时即形成旋转磁场;定子被固定在发电机的机座内, 转子装入定子内后由机座两端的轴承支撑, 可在定子内自由旋转。

2 发电机转子通风冷却的物理模型

如图1所示为发电机转子轴向1/2、周向1/8结构示意图。发电机通风冷却系统中包括了转子本体、线圈、槽楔、定子等固体材料以及冷却流体。冷却流体 (氢气) 沿副槽轴向流动, 并分流到线圈内的径向风沟内, 冷却线圈, 然后出流到转子与定子之间的气隙。该部分氢气汇同气隙内轴向进入的气流通过定子的径向风沟流出, 最后到达定子与外壳的环形空间并流出。

该模型仅包括周向一个副槽通风单元, 模型的两个侧面为相邻副槽单元的周向对称面。冷却介质 (氢气) 从副槽入口轴向进入副槽通道, 在轴向流动过程中逐渐向线圈内的径向风沟分流, 并冷却线圈, 然后进入转子和定子之间的气隙。模型左右两侧固体壁面按对称面绝热处理。由此, 我们已建立其发电机转子通风冷却过程完整的物理模型。

3 大型汽轮发电机转子通风冷却的方式

3.1 空气冷却。

发电机的转子暴露子在空气中, 可以直接通过通风散热的方式进行热交换处理, 将发电机内部工作产生的热量及时带走, 以保证发电机的正常运转。目前一些大型生产转子的厂家对转子的构造和设计进行了一些调整, 将空冷电机的容量提升到了300MW, 比以往的空冷和氢冷电机提升了将近一倍的容量, 可以容纳大尺寸直径的转子, 对于旋转磁场的形成更加有利。汽轮发电机依靠高密度的空气能和风能来散热, 对设备本身的损害也比较大, 当发电机运转到一定的功率后, 空气冷却无法达到及时散热的条件要求, 所以, 逐渐退出了人们的视野。

3.2 氢冷却。

氢冷却技术最开始是由美国的GE公司提出, 经过几年的实践总结, 逐渐完善了冷却的设计流程和工艺方式。氢冷却技术主要是通过空芯的铜线管来实现氢的自由流通, 然后以热交换的方式将热量传递出去, 一般能做到对流传热、热传导或热接触的形式, 氢的潜热能较大, 在循环系统中吸收热量的速度较快, 而循环系统与外界连通的部分是金属材质, 散热的速度也是极快的, 这就能很好的实现发电机的快速降温。转子氢冷却系统虽然导热的效果好, 但是系统内部的构造设计及原理十分复杂, 设备的成本十分昂贵, 对场地的要求也比较高, 在我国的发电厂中并没有普及。

3.3 液 (水) -氢冷。

这一技术是在20世纪初由匈牙利的科学家提出的理论观点, 在当时风靡一时, 后来经过将近一个世纪的研发设计, 终于将这一技术付诸实践。水氢冷主要是在转子的内部, 用空芯铜线缠绕成绕组, 作为转子产生磁场的关键技术环节, 氢可以从空芯内部的循环系统经过, 快速的流动, 能起到降温的效果;而液态的水就通过齿轮的空隙或槽楔的排风口吸收传递的热量, 在发电机封闭的系统内部, 连接一个循环装置, 将低温度的水及时替换吸收潜热的水。如此以来氢冷和水冷同时进行, 可以有效的降低发电机温度, 提升发电机的工作效率。

3.4 双水内冷。

双水内冷主要是将发电机的铁心、定子以及转子分别采用空冷和水冷同时降温的方式, 是我国独家研究出的一种制冷技术, 已经大规模的投入运行生产中去。这样设计的主要原因是考虑经济价格和制冷效果, 因为不涉及氢气的运转, 所以没有必要将发电机内部系统封闭起来, 这就节省了一部分绝缘密封的费用。对于冷却系统的制作, 只要简单的水循环运行装置即可, 大大减轻了发电机的重量, 在运输和安置过程中搬运都比较方便, 既节省了材料, 又节省了大量的人力物力或机械设备的运行费用, 经济实惠。但是, 双水内冷的定子铁心端是利用风力和空气流通来降温的, 局部会出现发热的现象, 对设备的损耗较高。

3.5 全液 (水) 冷。

与空气、氢气等气体相比, 液体的比热容较大, 对于热量的吸收效果较好, 同样的绕组温度条件下, 使用液体降温能将时间缩短到0.3-0.4倍, 这就说明液体的降温效果比较明显。全液冷技术需要的介质流体简单, 只要有水即可, 而相对于其它的原料来说, 水是最容易获得, 成本也是最少的, 使用的设备也就一套足矣, 运行操作的过程也比较简单, 在许多国家被广泛的采用。在20世纪90年代中期, 前苏联就研制了一款T3B-60-2型全液冷汽轮发电机, 应用的定子和转子都是经过重油的浸泡, 然后才侵入到水中使用, 这就能有效缓解水对零件的腐蚀, 延长发电机使用维修的周期, 增加了发电厂的发电效率。

3.6 蒸发冷却。

蒸发冷却技术是刚刚提出的新的理论设计, 目前还在研究设计阶段, 应用于转子的通风冷却, 主要的理论基础是转子的自循环。蒸发冷却在其它大型的机器设备中应用已经有了先例, 日本东芝的MZU-2000、美国GE的WW-1-1等都是成功的典范。而我国在这方面的研发技术也一直处于领先水平, 转子内冷气轮发电机、自循环蒸发冷却发电机、氟利昂蒸发式冷却装置以及超导蒸发发电机等, 都是最新研制的成果, 虽处于实验阶段, 一旦各方面的性能调试好, 各项指标达到了国家的要求, 即可投入各大发电厂进行生产使用。

结束语

目前我国正处于大电网和大机组的发展阶段, 要提高电机的运行效率, 主要通过增加发电子转子的冷却效果来实现。一般依靠增加线圈负荷会导致发电机铜线圈温度升高, 绝缘老化加剧, 从而降低发电机的工作效率甚至对发电机造成不可恢复的损坏。为此, 必须采用更有效的冷却技术, 以提高其散热能力, 从而将汽轮发电机各部分的温升控制在允许范围内, 保证其安全可靠的运行。

参考文献

[1]赵飞飞.大型汽轮发电机转子通风冷却研究[D].重庆:重庆大学, 2012.