引进型300MW机组辅机优化运行及设备系统完善改进Word下载.docx
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左右走再循环，对主机完全不作功，这一部分汽耗损失是显而易见的
1.2运行方式〔。
）
一台汽动给泵带给水负荷运行，另一台汽动给泵退至盘车状态，和方式〔b）相比同样是
一台汽动给泵带给水负荷运行，（a）方式节约不作功汽动给泵的那部分耗汽量，显然经济性
一1一
要较好。
但从安全运行的角度来看，一台汽动给泵随着主机调峰负荷的变化，经常要启动和
停用，增加了运行人员的操作，对设各寿命对安全运行均不利。
1.3选择运行方式（C）
二台汽动给泵同时运行，电动给泵作热备用。
120MW时给水流量440Vh左右，分配给
二台汽动给泵，平均每台给泵带220Uh左右，落在给泵稳定流量区域内（给泵最低流量限值
为、50On），再经综合试验数据分析，兼顾了安全性与经济性，确认运行方式（c）是最为合
理。
因此，现在运行规定主机负荷调峰到120MW，汽动给泵运行方式选择是二台汽动给泵同
时运行，电动给泵作热备用。
2、疏水系统改造
21存在的问题
汽轮机真空系统严密性，是直接影响机组煤耗的一项经济指标。
而影响真空系统严密性
的因素和疏水系统布置合理与否有很大关系。
94年1号机刚投入试生产运行时，真空严密性
很差，直接影响凝汽器传热效果，端差上升，凝汽器排汽背压上升，主机汽耗率增加。
经现
场检查、分析研究，发现疏水系统的疏水扩容器结构以及布置不合理，是影响真空严密性的
主要因素。
上海电站辅机厂生产制造的凝汽器，疏水扩容器是附在凝汽器壁上的一个钢板焊接结构疏
水背包，其上布置有上下二层疏水集管，上层集管设计承接高温高压段疏水，因此，配有减
温水。
下层集管承接低温低压段疏水，不配备减温水。
机组调试阶段，每当发生一次MFT,
汽机跳闸联锁开启气动疏水阀门，大量疏水通过集管进入疏水背包，对这一焊接结构的疏水
背包来说，是一个加热过程。
而后减温水一喷，冷水进入背包，对背包又是一个冷却过程。
就这样在背包中发生了冷热交变应力，时间一久，在背包的接缝处产生疲劳裂纹。
当时1号
机疏水背包上产生的疲劳裂纹长达lm左右，严重影响真空系统严密性.
96年1月，2号机试生产阶段，发生过二次凝汽器钦管泄漏，总泄漏管数多达72根。
停
机检查发现，泄漏钦管位置正好是靠近疏水背包下排集管出口地方。
分析认为由于下排集管
疏水不经减温直接进入凝汽器，冲到出口防冲板上后反弹到附近钦管上，冲刷钦管，时间一
久造成泄漏。
22改进措施
针对疏水系统存在的这一系列问题，系统必须进行改进。
经调研分析，重新设计一个lOm3
外置、卧式疏水扩容器。
最大承载能力为250t/h（以扩容器压力为。
.06MPa计算）。
整个容器分
为四个区域，即高压、次高压、中压、低压，汇集机组上所有疏水。
由于安装位置有限，选
用的扩容器是IOm3,250Vh这一规格。
实际上30OMW汽轮机在额定工况下疏水全排放，瞬
间流量将达到400t/h左右，显然超出了扩容器的承载能力。
为此，对机组的自动疏水控制上
一2-
作了相应的修改，即以汽轮机高压主汽门为界，下游方向的疏水阀门随汽轮机的低负荷信号
或者跳闸信号联锁自动开启，而上游方向的高压疏水阀门则人为干预，不与汽轮机联锁，规
定在汽轮机惰走结束，锅炉泄压到一定值以后再开启。
实践证明，通过这一改进，无论是从
安全运行还是经济运行来看，都取得明显的收效。
目前，四台30OMW机组汽轮机的真空严密
性都达到了优良水平。
2.3减少内漏
95年7月，]号机做性能试验时发现，疏水系统内气控疏水调节阀门均存在着不同程度
的内漏。
特别是高温高压段的疏水调节阀门内漏特别严重使得汽轮机冷端损失增大。
影响
了机组的经济性。
分析认为在系统的设计布置以及设备安装等方面都存在问题。
按照
'
EBASCO’设计标准，现在汽轮机疏水系统中每根疏水管道上仅设计布置一只气控调节阀门
不管是高温高压段还是低温低压段均是如此。
30OMW汽轮机主蒸汽参数为16.7MPa/5370C
低压缸排汽压力为4.9kPa，对主蒸汽管道疏水来说，单个疏水调节阀门的进出口压差高达
16.7Mpa。
用。
AMPa仪用气压力控制的疏水调节阀门，在1OMPa压差下难以保证不泄漏。
更
何况"
ABB”公司中国代理商也承认，作为气控调节阀存在1%-2%的内泄漏量也是在设计规
范之内（外高桥电厂疏水系统气控调节阀门大多是选用"
ABB”公司的气控调节阀门）。
其次
是疏水调节阀门的安装问题，电建对进口设备包括阀门安装就位前一般不进行检修之类的工
作，设备或阀门到现场随即安装。
通过检查发现，许多阀门内泄漏的原因，有的是气控膜上
的弹簧紧力没有调整好，有的是阀门操纵杆与阀杆联接对轮安装位置偏低，在关闭方向上和
阀门法兰螺丝相碰，造成阀门关不到位，有的是阀门盘根显然己经老化，造成法兰处外泄漏
等。
这些问题如果在阀门安装之前进行解体检查，那么问题就会少许多。
为此，经论证，决定在高温高压段气控疏水阀门前后分别加装一只电动阀门与一只手动
阀门，电动阀门可以和主机的低负荷或者跳闸信号联锁，而手动阀门平时保持常开。
这样布
置方式也是符合本行业法规要求运行中手动阀全开，不参加调节，所以故障率不会很高。
而作为一次门的电动阀门平时仅起隔离作用（防泄漏）,就是联锁开启，也不受蒸汽的节流冲刷
（因为电动阀门开启时，气控阀门依然在关闭位置，电动阀门前后没有压差，不会产生节流冲
刷）。
所以电动阀门的故障率也不会高。
另外气控疏水阀门因为是经常性工作的阀门，尽管是
全进口的，可靠性要优于国产阀门，但故障率相对来说要高，曾经多次发生过气控疏水阀门
门杆填料吹掉，运行中无法隔离。
为了不至于因一只气控疏水阀门发生故障而需要停机处理，
在气控阀门前后增加隔离阀，从而对故障的气控阀门可进行在线消缺。
3、真空泵运行不稳定以及相应完善措施
我厂30OMW机组配置的真空泵为武汉水泵厂生产的2BW4353-OEL4型水环式机械真空
泵，系统见图1.97年冬季，每当低负荷时（120MW）,周期性地会发生凝汽器甩真空现象。
一3一
凝汽器背压变动幅度高达8kPa左右，严重威胁机组安全运行。
检查发现，真空泵的大气喷射
器扩散管及喉部上结霜较严重。
At改器
人水分离2s
图1真空泵系统示意图
3.1异常原因分析
泵启动前，阀门2,3关闭，I开足。
泵启动后随着阀门3前后压差达到一定值，阀门3开
足，阀门1关闭。
泵通过阀门2,3抽吸系统真空，等到系统真空度达到一定值，阀门I和阀
门2切换，即阀门1开足，阀门2关闭，大气喷射器丁作，抽吸系统内少量的不凝结气体。
泵组进入正常工作状态。
正常工作状态下，大气喷射器的工作介质是处于环境温度下含有一定量水蒸汽的湿空
气。
高速气流通过大气喷射器的喉部时，在那里形成负压，抽吸系统真空。
冬季，夜晚环境
温度下降许多，大气喷射器的工作介质经过喉部以后在扩散管中扩容，使得介质受外界温度
的影响，造成扩散管壁温降低而结霜，严重时甚至结冰。
随着结霜漫延至喉部，大气喷射器
工作介质含湿量增加，从而导至流过喉部的气流速度下降，形成负压的抽吸能力降低，一旦
降低至小于系统真空，则会引起甩真空的现象发生。
3.2完替措施
甩真空现象的发生，原因主要是工作介质含湿量增加以及大气喷射器喉部严重结霜所
致，为此，在大气喷射器外壁上加装一个电加热器，加热器的投停和泵的启停做成联锁，即
泵启动，加热器投用，泵停用，加热器也停用。
冬季减小真空泵冷却器的冷却水流量，提高
真空泵水环的水温等措施。
98年冬季，真空泵再也没有发生过甩真空现象。
一4'
4.凝汽器胶球清洗系统改进及循泵运行方式调整
凝汽器胶球清洗系统运行情况正常与否以及循环水量是否匹配，将直接影响凝汽器的端
差以及循泵的厂用电率。
4.1月交球清洗系统改造
我厂300MW汽轮机设置的凝汽器胶球清洗系统是无锡发电设备辅机厂生产制造的收球
大网板、加球室以及胶球泵。
程控系统由西安热工研究院为其配套。
95年初，1号机刚投产时，凝汽器胶球投运情况很不理想，胶球回收率只能达到50%左
右原因分析，在排除了运行人员操作不当这一人为因素外，从设备以及系统布置上寻找原
f:
原设计系统布置走向如图2（a）所示。
胶球泵设计参数:
功率:
22kW,出水扬程:
25m,
流量:
125亦，入口自吸高度:
4.3m.设备系统检查后分析认为，造成胶球回收率低的原因可
分为三个方面:
一是收球大网板的问题。
由于网板的传动机构没有调整好，收球网板在收球位置时，网
板约边缘和循环水出水管之间的间隙太大（图中所示的a,b处，当时检查发现间隙大于
25mm），易造成跑球。
其次是胶球泵的入口自吸高度，4.3m的自吸能力偏小。
循环水出水在正常运行时，具有
一定的虹吸现象，当长江潮位达到最低点时（长江潮位高低落差最大要相差3m左右），凝汽器
循环水出水虹吸从就地表计上显示也将达到3m左右。
因此，胶球泵的入口自吸能力设计仅为
4.3m，显然偏小。
再有就是系统的走向布置不合理，如图2（a）所示，收球网板在收球状态时，a,b二点处
的农球引出口，分别到胶球泵的入口处管道，沿程距离有长短，即acd>
bd，造成流动阻力有
偏差循环水出水管内的胶球易流向阻力小的一侧〔即图中的bd狈归，而一部分流向ac侧的胶
球，就可能由于流动不畅影响收球率。
确认了影响收球率低三方面原因以后，委托上海电站
辅机厂对胶球清洗系统进行重新设计改进:
收球网板传动机构重新进行调整，做到基本上要
求关闭严密:
胶球泵重新选型，在保持功率、扬程不变的情况下，入口自吸能力提高到7m;
对系统走向重新布置，改为如图2（b）所示。
系统布置上做到尽可能消除流动偏差。
经过改进
后的胶球清洗系统，胶球回收率保持在92%-96%左右。
4.2循泵运行方式调整
我厂1-4号机组的循环水系统，设计每台机组配置二台各50%的循环水泵。
同时为了灵
活地进行循环水运行方式的调整，1号机和2号机之间、3号机和4号机之间，循环水母管互
相联接。
如何进行循环水泵运行方式的合理调整，以期解决循环水泵厂用电率偏高的问题。
98年1月对3号机组循环水泵运行方式进行了优化试验，试验结果表明:
（a）凝汽器循环水压力4;
20kPa,凝汽器循环水不会出现失水现象;
（b）凝汽器循环水出水门要求保持开足位置（因为关小凝汽器循环水出水门，将会使得循
一5一
泵出口压力升高，循泵耗功增大，循环水流量减少）;
（c）在不同的循环水温度情况下，主机带不同负荷时，循泵相应可以选择不同的运行台
数，正常运行情况下1号/2号机循环水母管联通、3号/4号机循环水母管也联通，二台机可以
选择二台循泵运行或者二台机选择三台循泵运行。
以及调整运行循泵的叶角大小使得循泵电
流和主机负荷相对应（即不同的主机负荷，对应不同的循环水流量）。
案}‘，x1}}Ir
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毛1.ewe-l山
出水管
进水管
胶球泵
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加球室
（b）
图2改进前后的系统布置走向
表1中列出了主机负荷从120MW-300MW.凝汽器循环水进水温度从5'
C-25℃变化时，
推荐的循泵运行台数以及调整运行循泵叶角到所需的循泵电流值.对应的汽机背压值为理论计
算值，即假定凝汽器真空严密性优良，凝汽器传热端差为设计值时的汽机背压。
一6一
表1循泵运行方式推荐表
汽机背压kPa/
循泵电流（A）
机组负荷（Mw））
300240180150120
循环水进水
六曰
，【n
度
（℃）
〕4.07/1003.4/10034/953.4/953,4/95
74.22/109」58/10934/953,4/9533195
94.37118377/11834/983.4/953.4/95
114.52/1273.97/12733/12734/953.4/95
134.67/1364.16/1363.66/13634/13634/95
154.82/1454.36/14539/145367/1453.44/145
l74.9/1604.55/160414/1603.94/1603.73/160
19474/170438/1704.2/1704.02170
4.63/180朱47/1804.32/18021
4.74/1904.61/19023
4.9/19025
大十25
注:
二机三泵运行时运行循泵叶角均调至最大+60
理论上确定了循环水泵的运行方式，但实际运行中又会碰到一些问题。
例如，根据试验
的结论，凝汽器循环水出水门要求开足运行。
但到了冬季，当江水温度低于10℃以后，如果
凝汽器循环水出水门开足运行，有时会出现凝汽器循环水出水发生气阻现象，造成循环水左
右二侧出水温度不一样，最高有时相差4-5'
C.影响循环水系统正常工作。
分析原因，冬季
江水温度降低以后，水中溶解的空气量增大，进入凝汽器温度升高以后，在循环水出水室处，
水中空气逐渐析出，积聚在出水室而形成气阻因此，实际运行时，发现循环水温升左右发
生偏差时，除了到就地开启有关阀门放空气以外，在运行上也作出明确规定:
即冬季江水温
度低于100C后，规定凝汽器循环水出水门关小至50%开度，目的是使得凝汽器循环水出水室
充盈，避免出水室空气容易积聚。
经过优化调整，表2结果表明，机组总体经济性有所提高，循泵的厂用电率明显下降
表2调整前、后循环水泵平均厂用电率（%）
名称I号机组2号机组3号机组4号机组
调整前（97年）】010.970.850.79
调整后（98年）0.600.600.700.70
结束语
通过对机组辅机的运行优化以及系统设各的完善改进，提高了主辅机设备的性能及可用
从而提高了机组整体经济性。
一7一
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