某电厂8号机轴封漏汽系统优化.doc

某电厂8号汽轮机轴封漏汽系统最佳优化方式的确定1 概述某电厂8号汽轮机是哈尔滨汽轮机厂制造的超高压三缸三排汽凝汽式、型号为N200130/535/535型、34系列第18台汽轮机。该机于1984年12月投产以来，经历了五次大修和1997年8月利用美国西屋公司技术对低压缸进行了通流部分改造。2003年8月至11月利用该机第六次大修机会，对高、中压缸进行现代化改造；更换了2、3、4号低压加热器；对凝结水泵进行了出力改造；同时对轴封漏汽系统进行了优化。经优化前后的热力性能对比试验，优化后的轴封漏汽系统比优化前，在100%负荷时汽轮机组热耗率下降15.51 kJ/kWh，煤耗率下降了0.586g/kWh；在90%负荷时热耗率下降了16.4 kJ/kWh，相当于煤耗下降了0.62 g/kWh。按机组年运行5500小时，平均负荷160MW计算，一年可节约标准煤545.6吨，按现行标准煤价计算折合人民币16.4万元。同时回热系统运行的安全和稳定性得到提高。其中4号低压加热器寿命提高一倍，即10年可节省一台低压加热器的投资（23万元）。2 轴封漏汽系统实际运行存在的问题及分析2.1 轴封漏汽系统存在的问题现有国产200MW汽轮机高压缸前后轴封一次漏汽和中压缸前轴封一次漏汽系统的设计方式是：三处漏汽汇合之后导入五段抽汽（见图1），最后与五段抽汽一同进入四号低加进行回热加热。高、中压缸轴封二次漏汽直接导入轴封加热器进行回热加热。原设计（轴封间隙按0.55mm计算）轴封一漏导五段抽汽流量为4.785t/h(34系列)、6.95t/h(55系列)和6.14 t/h(72-1JD系列)，清河电厂高、中、低压缸改造后轴封一漏流量设计值为5.56t/h，温度为411 ，焓值为3295.4 kJ/kg；轴封二漏导轴封加热器为2.27t/h，温度为411 ，焓值为3302.6 kJ/kg。设计轴封漏汽系统见图1。 从图1设计系统分析发现，几处系统汇接点参数相差较大，轴封一漏汇接至五段抽汽前温度为410，五段抽汽温度仅为320，由于两者温差较大，这对非绝热状态回热系统，必然会增加循环系统换热过程中的熵增，即不可逆损失。而四段抽汽温度为404.5，比轴封一漏温度才低近6；轴封一漏中的三个支路的轴封套前压力均高于四段抽汽压力（0.856MPa）,远远高于五段抽汽压力（0.44MPa）。对此可以判定原设计轴封漏汽系统在经济性方面是不合理的的。经采用“等效热降”方法计算（计算过程将在本文第4部分介绍），轴封一漏汇接点改为四段抽汽，热耗率就可以下降7.95kJ/kWh。相当于煤耗可降低0.3 g/kWh。 高压缸 中压缸 4抽 5抽 低压缸轴封供汽 轴封一漏 轴封二漏至轴加 至轴冷 轴封供汽 除氧器 4号低加 轴加图1 国产200MW 汽轮机轴封漏汽设计系统图根据朝阳发电厂、锦州发电厂、通辽发电厂、清河发电厂、沈海热电厂试验测得的数据表明，国产200MW汽轮机实际运行轴封一次漏汽量达79.5t/h ，蒸汽温度达420440，使4号低加进汽温度由315.5（设计值）升高到380400。这就造成了热力系统不可逆损失增大、机组效率下降、4号低加使用寿命降低。据统计两个大修期左右就要更换一台低压加热器；机组标准煤耗增加0.43g/kWh。每年机组按5500运行小时、带160MW基本负荷计算，煤耗量增加378.4吨标准煤。清河发电厂8号机投产仅八年（1992年）就因4号低加管板变形严重、冷却管堵管过多，重新更换加热器管芯（外壳没有更换）。2003年大修更换一台新加热器。其它电厂也存在类似问题，甚至更严重些。2.2 原因分析 a. 原设计轴封漏汽接入点不合理，造成4号低加长期处在超温状态下运行，使回热系统运行安全性得不到保证。b. 由于轴封径向间隙大，造成汽轮机端部轴封漏汽量增加。原设计轴封径向间隙为0.55mm，由于国产200MW汽轮机转子细、刚性差，启停机过程中稍有不慎，就会造成高压缸和中压缸前汽封处大轴弯曲。对此电厂将高压缸前轴封第一套和第二套、高压缸后轴封第一套、中压缸前轴封第一套的轴封径向间隙调整为1.11.2mm，各轴封后几套随之递减，最后各套为0.60.65mm（仍然大于设计值0.55mm）。这种方式就造成了轴封一漏的漏汽量大幅度增加。表1列举了设计轴封漏汽及锦州电厂5号机、通辽电厂4号机、阜新发电厂01号机、清河发电厂8号机实测轴封的漏汽参量。表1 设计状态、实际运行状态轴封漏汽计算及实测轴封漏汽量汇总表序号项 目单位设计值34型/55型*实测值锦州5号机布莱登汽封通辽4号机实测值*阜新01号机清河8号机（55型）*大修前大修后1轴封一漏压力MPa0.52/0.4210.4670.520.390.5300.4452轴封一漏温度352.7/411.0422.81427.99417.3448.2414.703轴封一漏汽量kg/h4810/55607687.56535.49438.56406.86132.84高前一漏压力MPa0.755高前一漏温度363.0/498450.64461.446高前一漏汽量kg/h2290/24983659.33742.27高后一漏压力MPa0.628高后一漏温度289.4/305.9294.72295.689高后一漏汽量kg/h1590/17403046.01639.910中前一漏压力MPa0.660.87011中前一漏温度504.4/504.0513.02510.65502.5412中前一漏汽量kg/h930/13221483.71153.41290.713轴加进汽压力MPa0.101/0.07850.11320.1260.1060.09330.048314轴加进汽温度394.0/411.0420.02424.71390.1368.66386.8315轴加进汽流量kg/h2390/22702898.65632.75675.0368.73923.616四段抽汽压力MPa0.798/0.8560.8610.820.7460.8400.93417四段抽汽温度395/404.7437.9410.97405.3427.12407.9518五段抽汽压力MPa0.51/0.4210.43640.43160.3850.4740.48819五段抽汽温度340/321.0344.73328.02320.8337.7312.05204号低加进汽压MPa0.49/0.4360.38910.410.3800.5260.429214号低加进汽温348.3/315.5405.39355.69379.4415.31349.69*: 经高、中、低压缸改造后的55型机设计值；*： 此栏数据是在185MW负荷，于2002年8月4日大修前试验时测得的；*：大修前是在负荷为196.7MW测得的；大修后数据是212MW负荷时测得的。表中的通辽电厂4号汽轮机（55型）轴封漏汽测量结果，是在改装布莱登汽封后通过试验得到的。试验结果表明改装后的漏汽量减少了1.2t/h，但仍没有达到预期目的，其原因是在改装布莱登汽封时没有将汽封间隙调整到设计状态。如果按设计值（0.55mm）调整，轴封漏汽量将会有明显下降。阜新电厂为防止弯轴把径向间隙放大，使轴封漏汽量加大。清河电厂8号机大修后比大修前轴封漏汽量有所减低，但仍比设计值高，其原因也是轴封径向间隙没有调整到设计状态。所有这些不仅造成热循环系统不可逆损失，对4号低加和轴封加热器安全运行带来负面影响。3 轴封漏汽系统最佳优化方式选择及计算鉴于以上两种原因造成循环系统不可逆损失增加和回热系统运行不稳定因素存在，可以考虑按各支线轴封漏汽参数接入相对应抽汽系统。方案1：将高压缸前轴封一次漏汽和中压缸前轴封一次漏汽接入四段抽汽，高压缸后轴封一次漏汽仍接入五段抽汽；方案2：将高压缸前轴封一次漏汽、高压缸后轴封一次漏汽和中压缸前轴封一次漏汽一同接入四段抽汽。两种方案比较，在经济性方面前者优于后者，但方案1系统布置比较复杂（高压缸后轴封一次漏汽管路在汽机下部，空间狭小重新布管及加装阀门很棘手。），运行操作也不方便，同时由于高压缸前、后一次漏汽压力不同，高压转子推力将发生变化。经过可行性评估选择了方案2。根据方案2的导入方式和两种汽封间隙，重新核算改进前和改进后流经各轴封套的漏汽量。流经轴封套漏汽量： 当P2/P1K时 t/h 当P2/P1K时 t/h 式中 比值系数，； Zg 轴封齿数； 漏汽面积，cm2； 汽轮机转子端部轴封轴径，cm； 轴封间隙，cm； g 重力加速度，9.80665 m/ s2； P1、P2 各轴封套前、后压力，kg/cm2； 各轴封套前比容，m3/kg。每一段轴封漏汽等于经前轴封套漏汽量Gg1减去经后轴封套漏汽量Gg2，即Gg=Gg1Gg2。根据上式计算得出，每一轴封套背压升高（初压不变）情况下，漏汽量将减少；漏入下一段轴封漏汽量将增加。以55型机组为例，先后计算了轴封一漏导五段抽汽（轴封径向间隙为1.1mm和0.55mm）和轴封一漏导四段抽汽（轴封径向间隙为1.1mm和0.55mm）四种工况的漏汽量和轴封二漏至轴加进汽量，详见表2。表2 在两种漏汽方式下的轴封一漏和轴封二漏计算汇总表序号参量名称单位轴封一漏导五段抽汽轴封一漏导四段抽汽间隙1.1mm间隙0.55mm间隙1.1mm间隙0.55mm1高压缸前轴封一漏汽量*kg/h3508.3*2618.13663.8*2125.52高压缸后轴封一漏汽量kg/h3315.71712.42801.71072.63中压缸前轴封一漏汽量kg/h1879.31609.61387.2499.14轴封一次漏汽量kg/h8703.35940.27852.73697.25轴封二漏至轴加汽量*kg/h4871.12300.55524.03742.76轴封一、二次漏汽总量kg/h13574.48240.713376.97439.9* ：高压缸前轴封一漏是从第二轴封套漏出，径向间隙为0.9mm，第一轴封套径向间隙为1.1mm。*：轴封二漏含部分轴封供汽量。通过表2相同轴封漏汽间隙的两种导入方式比较，导四抽方式的轴封一次漏汽量比导五抽方式的轴封一次漏汽量，分别减少了10%（间隙为1.1mm）和37%（间隙为0.55mm）；轴封二漏分别增加了13 .7%和62%；轴封一、二次漏汽总量分别减少了1.46%和9.66%。虽然将轴封一漏导四抽会使进入轴封加热器的二漏蒸汽量增加，但仍小于表1实测值（5632.7kg/h），特别是轴封间隙调整到0.55mm时，进入轴封加热器的二漏蒸汽量仅为3742.7 kg/h。为了保证轴封加热器安全运行，根据国标有关规定和表1实测参数，对轴封加热器最大允许进汽量进行如下校核计算：轴封加热器设计加热面积65平方米、管材为68黄铜、管材内径14.5mm、壁厚1.25mm、型管数量263根、最高允许使用温度200、管内水流速限值2.6m/s；进汽管内径259mm、管内过热蒸汽流速限值30m/s。有关计算参数按实测值考虑，进汽压力0.11MPa、进汽温度420、进水压力1.6MPa、进水温度66、温升16（进水量按最大出力时凝结水流量485t/h的55% 考虑），实际2号低加进水与1号低加出水温升为8，计算得到轴封加热器进汽量为6063.8kg/h，管内过热蒸汽流速12m/s，小于管内蒸汽流速30m/s限值；水侧管束内凝结水流速为 1.73m/s，小于管内流速限值2.6m/s。而实际轴封一漏导四抽造成轴封二漏增加量，在轴封间隙为0.55mm时远远小于6063.8kg/h。轴封加热器不存在超负荷问题。4 优化后轴封漏汽系统经济性分析4.1 优化后轴封漏汽系统确定经过以上优化可行性研究，采用方案2利用清河发电厂8号机2003年大修机会，对轴封漏汽系统进行了优化改进。为了安全起见，原系统保留（轴封一漏导五抽），但在原系统和新系统间加装一台截止阀（详见图2）。新系统投入时将轴封一漏导四抽联络门（大修中新加装）逐渐开启，轴封一漏导五抽截止阀逐渐关闭，此间观察汽轮机串轴、高中低压缸胀差是否有较大变化，当变化微小，将轴封一漏导五抽截止阀全关。然后观察汽轮机串轴、高中低压缸胀差一小时（负荷为100%），当没有明显超出运行规定数值，将轴封一漏导四抽联络门全开，该系统投入正常运行。同时将轴加旁路门关小，让更多凝结水流经轴封加热器，使2号低加入口温度比1号低加出口温度高56之间（100%负荷），即轴加温升控制在56之间。 高压缸 中压缸 4抽 5抽 低压缸轴封供汽 轴封一漏 轴封二漏至轴加 至轴冷 轴封供汽 除氧器 4号低加 轴加图2 国产200MW 汽轮机优化后的轴封漏汽系统图4.2 轴封漏汽优化前、后测量数据确定优化前后的比较试验于2004年3月17日至3月21日进行，优化前后的实测参量见表3。表3 清河发电厂8号汽轮机轴封漏汽系统优化前后试验测量数据汇总表序号项 目单位轴封一漏导五抽轴封一漏导四抽3VWO-13VWO-290%负荷80%负荷70%负荷100%负荷90%负荷1试验负荷MW211.996214.643179.970161.001140.431199.120179.2432轴封一漏压力MPa0.4450.4510.3670.3260.2680.90.83轴封一漏温度414.70 415.30 403.76 396.56 391.53 411.00 410.00 4轴封一漏汽量kg/h6132.86212.65160.64636.33931.24201.43656.75中前一漏压力MPa0.870 0.881 0.742 0.675 0.587 0.912 0.814 6中前一漏温度502.54 500.55 502.30 502.47 496.00 495.35 494.49 7中前一漏汽量kg/h1290.71299.61058.6957.4836.2878.9750.18轴加进汽压力MPa0.0483 0.0485 0.0462 0.0462 0.0462 0.0487 0.0487 9轴加进汽温度386.83 387.25 376.75 367.13 359.55 375.15 367.48 10轴加进汽流量kg/h3923.63983.83434.53226.04544.74084.83890.611四段抽汽压力MPa0.9340.9460.8040.7330.6370.8820.78912四段抽汽温度407.95 404.21 409.69 409.54 404.12 404.93 405.57 13五段抽汽压力MPa0.488 0.494 0.423 0.388 0.339 0.455 0.409 14五段抽汽温度312.05 310.02 313.00 313.78 309.11 305.93 306.77 154号低加进汽压MPa0.429 0.435 0.375 0.342 0.293 0.408 0.364 164号低加进汽温349.69 348.13 347.68 346.83 341.12 308.88 311.71 由于优化前（轴封一漏导五抽）没有得到100%负荷时轴封一漏参量，通过表3中3VWO-1、3VWO-2、90%负荷、80%负荷、70%负荷工况实测得到的功率、轴封一漏流量、中压缸前轴封一漏流量和轴加进汽流量值，拟合成图3曲线。图3 优化前（轴封一漏导五抽）发电机功率与轴封漏汽流量曲线由图3中三条曲线分别得到轴封一漏、中前一漏和轴加进汽流量拟合公式：通过以上拟合公式，分别计算出轴封漏汽系统在优化前，在100%负荷（199.12MW）、90%负荷（179.243MW）时的轴封一漏、中前一漏和轴加进汽流量，以便与优化后试验结果进行比较。同时根据实测参数和设计有关参量，计算得到优化前和优化后高压缸前轴封一漏、二漏流量及高压缸后轴封一漏、二漏流量，与优化前和优化后轴封一漏、中压缸前轴封一漏汽流量和轴封二漏流量（轴加进汽量）一同汇总于表4中。表4 轴封漏汽系统优化前后的高、中压缸各段漏汽量汇总表序号项 目单 位优化前（轴封一漏导五抽）优化后（轴封一漏导四抽）100%负荷90%负荷100%负荷90%负荷1试验负荷MW199.120179.243199.120179.2432轴封一次漏汽流量kg/h5759.75166.24201.43656.73高压缸前轴封一次漏汽量kg/h2692.22420.11958.51713.34高压缸后轴封一次漏汽量kg/h1875.01685.51364.01193.35中压缸前轴封一次漏汽量kg/h1192.51060.6878.9750.16轴封加热器进汽流量kg/h3405.03176.54084.83890.67高压缸前轴封二次漏汽量kg/h1116.71041.81339.61276.08高压缸后轴封二次漏汽量kg/h1104.61030.51325.11262.19中压缸前轴封二次漏汽量kg/h1183.71104.31420.11352.6根据表4轴封漏汽系统优化前后对比试验结果比较，经优化后的轴封一次漏汽流量减少了1500 kg/h；轴封二次漏汽流量增加600700kg/h。4.3 轴封漏汽系统优化前、后的经济性确定通过采用“等效热降”方法，以100%负荷为例，分别计算轴封一漏和轴封二漏在优化后对汽轮机装置效率、热耗及煤耗的影响。a. 高压缸前轴封一漏优化前后经济性高压缸前轴封一漏由五抽改四抽的回收功：式中 优化后和优化前高压缸前轴封一次漏汽份额，、；、 优化前、后高压缸前轴封一次漏汽流量和主蒸汽流量，kg/h； 高压缸前轴封一次漏汽焓，kJ/kg； 分别为四段抽汽焓、五段抽汽焓、汽轮机排汽焓，kJ/kg； 分别为四段抽汽和五段抽汽效率； 再热吸热量，kJ/kg。 循环吸热量增加量： kJ/kg 汽轮机装置经济性相对变化： 式中 H 新蒸汽净等效热降，kJ/kg； 汽轮机装置效率。b. 高压缸后轴封一漏优化前后经济性高压缸后轴封一漏由五抽改四抽的回收功：式中 优化后和优化前高压缸后轴封一次漏汽份额； 高压缸后轴封一次漏汽焓，kJ/kg。 循环吸热量增加量： kJ/kg 汽轮机装置经济性相对变化： c. 中压缸前轴封一漏优化前后经济性中压缸前轴封一漏由五抽改四抽的回收功：式中 优化后和优化前中压缸前轴封一次漏汽份额； 中压缸前轴封一次漏汽焓，kJ/kg。 循环吸热量增加量： kJ/kg 汽轮机装置经济性相对变化： d. 高压缸前轴封二漏优化前后经济性高压缸前轴封二漏因五抽改四抽的回收功：式中 优化后和优化前高压缸前轴封二次漏汽份额； 高压缸前轴封二次漏汽焓，kJ/kg； 轴封加热器疏水焓，kJ/kg； 七段抽汽效率。 循环吸热量增加量： kJ/kg 汽轮机装置经济性相对变化： e. 高压缸后轴封二漏优化前后经济性高压缸后轴封二漏因五抽改四抽的回收功：式中 优化后和优化前高压缸后轴封二次漏汽份额； 高压缸后轴封二次漏汽焓，kJ/kg。 循环吸热量增加量： kJ/kg 汽轮机装置经济性相对变化： f. 中压缸前轴封二漏优化前后经济性中压缸前轴封二漏因五抽改四抽的回收功：式中 优化后和优化前中压缸前轴封二次漏汽份额； 中压缸前轴封二次漏汽焓，kJ/kg。 循环吸热量增加量： kJ/kg 汽轮机装置经济性相对变化： 利用上式可分别计算得到汽轮机组热耗率变化值(HR=HR)和煤耗率的变化值（b=b）。经采用上述公式计算得到表5试验结果。表5 100%负荷时轴封漏汽系统优化前后经济性变化计算结果汇总表项 目H(kJ/kg)Q(kJ/kg)(%)HR(kJ/kWh)b(g/kWh)高压缸前轴封一次漏汽-1.80930-0.61573-0.1238-10.084-0.381高压缸后轴封一次漏汽-1.00446-0.42884-0.0657-5.344-0.202中压缸前轴封一次漏汽-0.570810-0.0460-3.737-0.141高压缸前轴封二次漏汽0.350760.187080.02161.7570.066高压缸后轴封二次漏汽0.243220.185050.01301.0590.040中压缸前轴封二次漏汽0.1286400.01040.8420.032合 计-15.51-0.586经表5综合计算结果表明，优化后轴封一次漏汽量减少，使机组热耗率下降了19.17 kJ/kkWh；轴封二次漏汽量增加，使机组热耗率增加3.66 kJ/kkWh。综合效益是机组热耗率下降了15.51 kJ/kkWh，折算成煤耗下降了0.586 g/kWh。优化后轴封漏汽系统在90%负荷时，经实测计算机组热耗率下降了16.4 kJ/kkWh，相当于煤耗下降了0.62 g/kWh。5 优化后轴封漏汽系统对机组安全运行的影响由于轴封一漏由导五段抽汽改为导四段抽汽，高、中压缸端部轴封一次漏汽压力升高，作用在端部凸台压力增加，轴向推力发生变化；流经高压缸两端和中压缸前端轴封漏汽量减少，高、中压转子温度因负荷变化将受到影响。根据问题的存在，优化前对轴向推力进行核算表明，因高压缸前后轴封一漏压力同时提高，作用在