抽凝机组改造为背压机组效益与安全性取舍.doc

抽凝机组改造为抽背压机组的效益与安全性取舍 崔素玉1，张玉峰1，崔健锋1，于尔亮2（1.双联化工有限责任公司 河北 石家庄 050200；2.伊宁电力机械设备有限责任公司 河北 保定 071051)摘要：阐明将抽凝机组改造为抽背压机组过程中，需对通流结构进行重新调整设计，但在注重效率与经济性的同时，安全性要始终作为首要问题考虑，本文用改造实例进行说明。关键词：汽轮机；抽凝式；抽背式；热力计算：改造；安全性1 概述 近年,随着工信部工业节能十二五规划与国家四部委关于热电联产的若干规定推行，其中关于热电联产与惩罚性电价的某些条文无疑对作为节能减排核心领域之一的火电、化工等高耗能企业起到了约束与导向的作用。 一些电厂或企业自备电厂开始进行大规模的改造，如：300 MW机组连通管打孔抽汽、100 MW抽凝机组改造为区域性供热背压机组、中小型抽凝机组改造为背压、抽背机组，使用新型叶片改造通流部分等项目，经济性与政策性原因并存。以上形式，都是提高机组效率的一种可行的方式方法。但在实际改造过程中，往往会遇到经济效益与安全性相矛盾的问题，所以，改造必须从科学角度出发，不能为了追求效率与经济性而盲目进行，安全始终是首要问题。笔者在一台50 MW机组改造过程中就遇到过类似的取舍问题。2 改造实例 2.1 机组概况 某化工集团有一台C50-8.89/0.98机组，系高温高压机组，共19级，热力系统回热抽汽分为2台高加，3台低加，1台高压除氧，其中1#高加抽气量额定负荷为13.20 t/h，压力为2.79 MPa（a），工业抽汽压力0.981 MPa（a），额定抽汽量为120 t/h。由于工业产品产能增加，同时为了提高热效率，提出将机组做出改造，要求机组工业抽汽压力提高到1.35 MPa（a）左右，同时增加一路压力为大于2.55 MPa（a）、供汽量 3540 t/h的高压抽汽。背压排汽压力为0.59 MPa（a），供造气岗位使用，即改造为双抽背机组。2.2 改造中的问题 改造中的安全问题对于该机改造方式,主要集中在后汽缸温度控制和机组通流部分调整后结构设计问题方面。对于改造后汽缸安全温度控制，我们应用保定市伊宁电力机械设备有限公司的组合降温装置，这套装置已经在3MW-50MW机组中实际应用，已经运行3年以上，实践证明是安全可行的。但是对于原高加增加抽汽量，工业抽汽压力由原设计0.981 MPa（a）提高到 1.35 MPa（a）左右，为了达到最佳效率，则要对各级焓降重新分配，必须经过详细的热力计算与强度计算确定最佳结构设计。为此，我们根据额定进汽工况270 t/h工况下做出整机热力计算并得出最佳结构方式。表1 270 t/h进汽工况热力计算一览表（热力特性计算书；11级后略）机级号名称 1（高压调节级）2 34 5（高抽） 6 7 8 9 10（低压调节级） 11流量，kg/h级后温度，级后焓，kJ/kg级后压力，MPa级前后压差，MPa级内功率，kW270000490.43396.35.9365791264840466 .43353.74.98640.953132.3264840443. 43309.74.15320.83323346.7264840419. 23263.73.41730.73593506.8264840391.53216.52.79320.62413596.3251640368.33166.62.2320.56123613.3251640335.93110.91.72670.50534012.1233160308.730601.35210.37463461.423316027529970.97950.37264233.394270214.42886.50.47910.50042885略表2 270 t/h进汽工况热力计算一览表（结构变更后）原机级号名称 1（高压调节级）2 3 4 5（高抽） 6 7 8 10（低压调节级） 11流量，kg/h级前压力，MPa级前温度， 级前焓，kJ/kg级后压力，MPa级等熵焓降，kJ/kg级前后压差，MPa级内效率，%级内功率，kW270000 264840 264840 264840 264840 229840 229840 229840 129840 129840 8.38 5.94 4.99 4.15 3.41 2.56 2.07 1.61 1.30 0.72535 490. 4 466. 4 443. 3 419. 2 381 354. 5 324 302.1 2473475.0 3396.3 3354.7 3309.7 3263.7 3195.8 3146.4 3089.9 3047.6 29455.94 4.99 4.15 3.41 2.56 2.07 1.61 1.34 0.72 0.59122.3 55.3 58.6 56.5 85.8 60.3 69.5 51.5 146.5 38.5 0.95 0.84 0.74 0.86 0.49 0.46 0.27 0.58 0.130.639 0.773 0.75 0.78 0.79 0.821 0.812 0.824 0.699 0.768 5791 3133 3347 3507 4988 3160 3603 2709 3694 1067N1=35000 kW 热力计算结果我们得出了最佳结构设计，即去掉第9级。去掉第9级后，前8级工作状态基本接近原设计水平，内功率达到35000 kW。高抽则采用从5级后（原高加抽汽管道）抽出。 针对原高加抽量增加后，我们计算了在不同抽汽量时，抽汽口压力及级前后压差的关系。发现在增大进汽量 ，该级前后压差增大，在最大进汽量308 t/h抽汽40 t/h时，该级前后压差增加至0.97 MPa（a），如表3、表4。表3 高抽40 t/h进汽量和抽汽口压力及该级前后压差的关系进汽量，t/h5级前压力，MPa5级后压力，MPa5级前后压差，MPa280 290 300 308 3.5 3.63 3.77 3.872.61 2.71 2.82 2.90.89 0.92 0.95 0.97表4 高抽25 t/h进汽量和抽汽口压力及该级前后压差的关系进汽量，t/h5级前压力，MPa5级后压力，MPa5级前后压差，MPa260 270 280 290 300 3083.29 3.42 3.55 3.68 3.81 4.092.56 2.66 2.77 2.87 2.97 3.060.73 0.76 0.78 0.81 0.84 1.03 图1 最大进汽量和抽汽量关系曲线图2 不同高抽抽汽量、抽汽口压力和进汽量关系曲线 从图1、图2可以看出，高抽抽汽40 t/h时，总进汽量只能在280 t/h以上时才能抽出， 随着进汽量的增加，第5级前后压差增大，在308 t/h进汽量时候，可达到0.97 MPa（a）。抽汽量越少，进汽量越大时，该级前后压差越大，隔板挠度也越大。在高抽25 t/h时，进汽量308 t/h时，抽汽口压力达到了3.06 MPa（a），隔板前后压差更是达到了1.03 MPa（a）。为此，在这个工况下我们对必须对该级隔板进行计算与校核，以验证其安全性，否则可能影响安全运行。 根据隔板数据汇总，我们采用华尔法对隔板强度和挠度进行校核。计算结果显示，当隔板前后压差达到1.03 MPa（a）时候，隔板体应力为1471.86 kg/cm2，隔板挠度为2.64 mm，而原机组通流动静间隙该级设计小于3mm。以上计算结果说明，在低抽汽量、高进汽量工况下运行，是一个很危险的工况。如遇高抽热用户负荷发生波动，将会造成动静部分摩擦事故发生，一旦因隔板弯曲发生动静部分摩擦，变形隔板与叶轮发生严重碰撞时，将会引起推力轴承、隔板、叶轮等设备部套严重损坏。针对以上情况，根据热力计算结果虽然优化结构设计后效率提高，内功率较高（见表3），但是同时，这种结构设计方案严重影响安全运行。从安全角度出发，我们否决了这一方案。2.3 解决方案针对以上问题的出现，我们重新考虑了整个改造方案。同时我们也对保留第9级作出了比较计算，结果如表5。表5 270 t/h进汽工况热力计算一览表级 号名 称 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11调节级 高压压力段 低压调节段 低压压力段流量，kg/h级前压力，MPa级前温度， 级前焓，kJ/kg级后压力，MPa级等熵焓降，kJ/kg级前后压差，MPa级内效率，%级内功率，kW270000 264840 264840 264840 264840 229840 229840 229840 229840 129840 129840 8.38 6.03 5.1 4.21 3.48 2.84 2.37 1.98 1.67 1.3 0.72535 494 470 444 418.5 391 369 346 326 302 247 3475 3403.9 3362.8 3314.7 3266.1 3215.5 3173.2 3130.9 3092 3047.6 29456.03 5.1 4.21 3.48 2.84 2.37 1.98 1.67 1.37 0.72 0.59113 55.3 59 60.7 62.8 51.5 51.5 47.7 50.2 146.5 38.5 0.93 0.89 0.73 0.64 0.47 0.39 0.31 0.3 0.58 0.130.644 0.819 0.818 0.799 0.806 0.818 0.82 0.818 0.82 0.699 0.7685459 3329 3552 3566 3723 2689 2696 2493 2630 3694 1067N1=34898 kW 表6 308 t/h进汽工况热力计算一览表级 号名 称 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11流量，kg/h级前压力，MPa级前温度， 级前焓，kJ/kg级后压力，MPa级等熵焓降，kJ/kg级前后压差，MPa级内效率，%级内功率，kW308000 302310 302310 302310 302310 262310 262310 262310 262310 142310 1423108.38 6.88 5.82 4.8 3.96 3.23 2.69 2.24 1.88 1.32 0.74535 508 481 455 428 401 379 355 334 302 2493475 3428.6 3378.3 3328.1 3281.2 3231.8 3189.5 3144.3 3103.7 3048 2948.86.88 5.82 4.8 3.96 3.23 2.69 2.24 1.88 1.32 0.74 0.5960.7 61.1 61.5 57.4 60.7 51.5 55.3 49.4 80.4 139 49.4 1.06 1.02 0.84 0.73 0.54 0.45 0.36 0.51 0.58 0.150.764 0.821 0.819 0.819 0.813 0.818 0.82 0.819 0.809 0.705 0.813967 4214 4232 3944 4144 3069 3303 2948 4738 3874 1443N1=39876 kW 从以上热力计算可以看出，虽然这一方案比较以前去掉第9级方案少发出103 kW功率（额定工况下），但是保留第9级后，第9级能承担50.2 kJkg左右的焓降，前面各级的焓降都有所减少，压力有所增加，级前后压差有很大的改善，特别是第5级前后压差，由原来的最大进汽量308 t/h时0.97 MPa降低到 0.73 MPa（a）降低了 0.24 MPa（a），与原设计典型运行工况相接近。而且，保留第9级后，抽汽投运工况也有所改善，原来小于250 t/h不能正常投入，现在210 t/h以下时才不能投入。这个结构设计是安全可靠的。从安全与运行角度考虑，机组最后结构设计定为11级，否决撤掉9级的方案。该机组改造历时2个月，由保定市伊宁电力机械设备有限公司承担，开机试运一次并网成功，各项指标均达到设计目的。目前，该机组安全稳定运行3年，为该单位节能降耗作出了巨大贡献。3 结论 旧机组改造受相对内效率，机械效率，发电机效率等影响无法与原始设计机组相比，但是这种节能改造最大限度的利用原有设备，将高耗能设备改造为完全符合国家政策的节能型设备，是有计划性、阶段性的节能方式，这种改造不必对本体进行大规模的变动，热