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  • 进口汽轮机主汽调节阀组流动特性分析及优化改造
    发布日期:2016-10-28


    摘 要:针对300MW机组主汽调节阀组存在的系统压力损失偏大、设备故障率高等问题,利用数值模拟对阀组的流动特性进行计算分析,通过整体优化阀门型腔型线提高气动性能。并结合数值模拟分析结果与现场条件,对主汽调节阀组进行全面的优化改造,通过结构改进和机组运行中的阀门管理来降低压损,提高了设备的综合性能和机组的安全经济性。

    关键字:300MW汽轮机组 主汽调节阀组 流动特性 数值模拟 优化改造


    0 引言

    汽轮机高压主汽调节阀组(简称主汽阀组)是汽轮机的关键部件,汽轮机运行中主汽阀组控制着汽轮机的蒸汽流量等参数,进而可以控制机组转速或负荷,其工作原理是通过改变调节阀的通流面积来获得不同的蒸汽流量,由于主汽阀组内部结构及汽流运行工况复杂,会造成压力损失,压力损失对机组的安全经济性有较大影响。对于亚临界参数以上机组,高压调节阀压损每上升1%,高压缸效率约下降0.4%。

    压力损失大主要为小负荷工况,但当电厂正常运行时,应当设法加以降低。

    某电厂早期投产的300MW机组受当时的设计及制造技术所限,主汽阀组流动特性差,阀门型线不能满足蒸汽的动力流动性能要求,该阀组总压损系数在额定负荷3VWO(三阀全开)时高达7.5%,严重影响了机组的整体性能。必须对主汽阀组的流动特性及存在的设备故障等问题进行分析及优化改造,以降低压损,提高机组的安全经济性。

    1 设备概况及存在问题

    某电厂1999年、2000年相继投产了2台N300-16.67/537/537-3型汽轮机组。该机组采用喷嘴配汽,高压部分共有2个高压主汽阀、4个高压调节阀。1个主汽阀和2个调节阀组成一个高压主汽调节阀组,左右各一个高压主汽调节阀组(以下简称主汽阀组)对称安装布置在汽轮机头的两侧。

    受当时的设计及制造技术所限,高压主汽调节阀组在运行中主要存在如下问题:

    (1)主汽阀组阀门流动特性差,型线不能满足蒸汽的动力流动性能要求,主蒸汽经过阀组后压力损失超过7.5%,不符合先进阀门的设计要求,影响了机组的经济性。

    (2)阀壳内壁在运行中产生大量裂纹,每次大小修都要进行检查、打磨挖补处理。

    (3)由于主蒸汽在阀壳内产生涡流冲击,调节阀阀碟、阀杆产生激振,多次出现了阀杆连接头锁母磨损严重、防转销断裂及阀杆脱落等问题,导致机组负荷波动大,严重危害机组的安全运行。

    (4)原主汽阀组的4个调节阀门通径及其对应的调节级的喷嘴数不相等,1、2、3号高压调节阀门的通径为D170mm,4号高压调节阀门的通径为D150mm;各阀对应的喷嘴数分别为32、32、30、27。各阀的通流能力不一致,易引起流量偏差,阀门流量特性曲线不合理而造成负荷、压力等参数波动大,调门动作幅度大且频繁等现象。

    (5)高压调节阀油动机存在提升力不足的问题,容易造成在热态(主汽压力高)开机或甩负荷后,高调门打不开情况,威胁机组的安全运行。

    2 主汽阀组存在问题的原因分析

    2.1 主汽阀组流动特性差、压损大的原因分析

    原主汽阀组结构示意如图1所示,主汽阀的提升机构布置在下部,主蒸汽进入主汽阀后,经过一个90°折转,使汽流不易顺利进入调节阀的阀腔,经2个调节阀调节后分流进入两侧的高压蒸汽室喷嘴组,同时存在原始铸造缺陷和阀体结构的不规则,经过多年运行已经在主汽阀出口的界面上出现大量小凹坑,这些凹坑加强了原本不稳定的汽流,最终极易在结构突变截面产生裂纹,从而使阀门的压损偏大,在额定负荷3VWO(三阀全开)时高达7.5%。阀壳内壁的裂纹在每次大小修都要进行检查评估、打磨挖补处理,对机组安全运行始终存在严重隐患。

    图1 改造前主汽阀组结构示意

    主蒸汽流动损失主要发生在调节阀的喉部附近,此处产生的不均匀流场是造成流动损失和阀门振动的主要原因。同时大量的实验证明阀门压损主要是以漩涡的形式消耗掉。因此在电厂实际运行中希望得到均匀流动(如图2所示),而不希望得到小升程小压比的冲击射流(如图3所示)。

    图2 均匀流

    图3 冲击射流

    2.2 主汽阀组部件受汽流冲击引起设备损坏的原因分析

    目前300MW机组调峰深度过大,AGC和一次调频动作频繁,主汽调节阀开度变化频繁。阀门开度的变化,容易引起内部流场流型的变化,阀内蒸汽流速变化剧烈,流型不断变化,使阀碟、阀杆等部件不可避免地受到汽流的扰动冲击,在流型不断变化的过程中,容易使汽流的激励力频率与阀杆、阀碟的固有频率吻合,从而产生抖振或共振而使设备疲劳失效甚至断裂。原调节阀已多次出现了阀杆连接头锁母磨损严重、防转销断裂及阀杆脱落的问题,导致机组负荷波动大。

    2.3 主汽阀组油动机提升力不足的原因分析

    由于主汽阀组设计选型的油动机活塞直径过小,只有D100mm,导致油动机存在提升力不足的问题,容易造成在热态开机(主蒸汽压力高)或甩负荷后,高压调节阀打不开情况,威胁机组的安全运行。

    3 主汽阀组改造目标及原则

    为了提高机组的安全经济性,电厂对机组汽轮机通流部分进行优化升级改造,改造后汽轮机型号为N330-16.7/537/537,额定功率增容至330MW。鉴于主汽阀组存在的压损高等问题已严重影响了机组的整体性能,有必要在汽轮机通流改造时,应用先进三维气动技术对主汽阀组进行配套优化改造,将阀组进行整体更换。改造目标为:

    (1)改造后阀门流动特性好,阀门型线符合气动动力性能,减少蒸汽在阀门组内的压力损失,3VWO工况下达到压损系数在3%左右的国内先进水平。

    (2)改造后机组具有良好的变负荷性能,额定功率330MW,阀门负荷-流量特性线性度好,压力扰动小,变化平稳,可满足机组长期投入AGC、一次调频和安全稳定运行的需要。

    (3)阀组部件整体优化改造后,设备性能好,可保证设备的无故障长周期安全运行。

    (4)改造后将主汽阀的提升机构改到上部,有利于安装和检修维护。

    主汽阀组的改造原则为:左右侧主汽阀组安装位置不变,安装的基础不变。阀组与主蒸汽管道的接口不变,导汽管与汽缸的接口不变,疏水管连接方式不变,DEH控制系统及控制卡件不变,EH油系统设备及管道不变。

    4 主汽阀组数值计算及结果分析

    利用数值计算手段对改造后的阀组三维流场进行分析,采用Proe软件进行三维实体建模,阀组流场计算网格示意如图4所示,并进行分块结构化六面体网格划分,控制方程采用三维雷诺时均Navier-Stokes方程及Realizablek-ε湍流模型。阀组进汽的主蒸汽参数:压力为16.67MPa,进汽温度为537℃,通过的蒸汽流量为980t/h。

    图4 主汽阀组计算网格示意

    数值模拟能够较为真实反映阀组内部的实际流场。数值计算得到的速度场流线如图5所示,调节阀压力云图如图6所示。

    图5 改造后阀组流场流线

    图6 调节阀压力云图

    计算结果表明:主蒸汽通过阀组后平均速度由原来的130m/s减小到90m/s左右,平均速度降低,涡流减少,流动损失相应减小。3VWO工况下,蒸汽通过阀组后,压损可下降到3%以下,达到同型机组的先进水平。

    5 改造方案及优化措施

    结合对原阀组气动性能的分析和对新阀组的数值模拟结果,并针对原主汽阀组存在的诸多问题,整体设计更换改造为新的主汽阀组,在此基础上进一步采取措施对原主汽阀组进行了结构优化改进。改造后主汽阀组的结构示意如图7所示。

    图7 改造后主汽阀组结构示意

    5.1 主汽阀组结构优化,降低压力损失

    为了提高阀组的气动性能,降低压力损失,对原主汽阀组进行重新设计和制造改进:

    (1)阀门和外部管道连接形式和尺寸不变,将新主汽阀的提升机构由下部改至上部,主汽阀出口至调节阀取消90°折转,直接由平滑的弯管连接,这样,一方面可以起到引流作用,另一方面喉部下端的出口长度(L=2D,L为出口管道长度,D为出口直径)增加,有利于减少汽流中的高频小尺度涡流。

    (2)由于通流改造后机组增容至330MW,需要相应增加主汽阀组通流面积,因此设计将调节阀座喉部截面的直径增加20%。

    (3)对主汽阀组的材料性能进行了优化,阀壳材料选用ZG15Cr2Mo1钢,该钢种有良好的化学稳定性能,长期在高温高压环境下工作,铸件裂纹倾向小,防止阀组产生裂纹、影响安全运行。

    (4)采用导流筋对进入调节阀阀腔的汽流进行分流。

    (5)对主汽阀组-喷嘴组流量匹配优化设计,确定了阀组4个调节阀门通径均为D167.5mm,实际设计各阀对应的喷嘴数量分别为24、24、22、22。各阀的通流能力基本一致,减少流量偏差,阀门流量特性设计合理。

    5.2 主汽阀组部件结构优化,防止汽流冲击引起设备损坏

    为了限制汽流抖振损坏部件,对主汽阀组部件结构采取优化措施:

    (1)优化设计高压调节阀卸载结构为部分卸载式结构,增加阀碟加载力,使调节阀碟始终拉紧阀杆下端,约束并抑制阀碟的轴向位移,防止发生轴向冲击,使阀杆只承受单向脉动应力而非双向交变冲击应力。

    (2)优化设计高压调节阀阀杆预启阀,采用四方头结构,防止阀杆及阀碟转动,适当减小预启阀与导向槽的配合间隙,限制汽流脉动力冲击作用下产生轴向和径向振动。

    (3)高调门阀杆连接机构改进,阀杆头部螺纹伸出连接套顶端,取消螺母防转销,改用双螺母锁紧,防止螺母松动和磨损。

    (4)在油动机操纵座安装时预留调整间隙10~12mm,通过紧固螺栓压缩操纵座弹簧,使阀杆阀碟和油动机活塞受到预紧力,可将汽流冲刷阀碟的力传递给弹簧吸收,以减少阀门的抖振波动。

    5.3 油动机优化改造,提高阀门提升力

    整体更换主汽阀组配套油动机及其操纵机构、伺服控制模块、阀组附属的热控设备等,使机组具有良好的变负荷性能,具有很好的调峰能力。

    (1)配套设计更换主汽阀组的油动机及其操纵机构、液压控制模块等,接入原EH油系统和DEH控制系统。新设计的油动机活塞直径加大至D172mm,提升力是原油动机D100mm的3.5倍,解决了阀门提升力不足的问题。

    (2)为保证尺寸加大后油动机快速动作时供油,将高压蓄能器容量由25L×2改为40L×2,安装位置不变。

    (3)EH油系统设备及管道不变。主汽阀组油动机改造后无压回油管取消,其回油经有压回油管回到EH油箱。

    6 主汽阀组的运行管理优化

    为了充分发挥改造后主汽阀组的流动特性性能优势,降低压损,提高机组在不同负荷下运行经济性及控制的稳定性,必须在运行中进行阀门管理优化。

    (1)测定汽轮机高压调门开度和主蒸汽流量的关系,在线优化高压调门流量特性曲线,修改高压调门重叠度函数,使阀门流量特性曲线与机组实际流量特性一致。优化后的负荷指令-流量特性线性度好,与理想的负荷指令-流量特性偏差小,运行过程机组负荷、压力扰动小,变化平稳,可满足机组长期投入AGC、一次调频和安全稳定运行的需要。

    (2)在高压调门特性优化的基础上,进行机组定、滑压调整试验,得到机组定、滑压运行特性曲线,并换算为机组变压运行时主汽压力P(MPa)对应机组负荷功率N(MW)的控制简化公式:P=0.0465×(N-99)+6.8(MPa),保证机组低负荷运行时的高调门的开度在45%以上,减少阀门的节流损失和减少振动对阀组部件的影响。

    7 优化改造后的效果

    在机组汽轮机通流改造施工时,使用了新设计制造的主汽阀组。改造后进行了压损试验,测试结果表明,改造后三阀全开330MW工况下,蒸汽流过阀组压损为2.8%,比改造前的7.5%大幅降低,提高了机组的经济性。改造后阀门流量特性线性度好,压力扰动小,变化平稳,满足机组AGC、一次调频和稳定运行的需要。阀组运行情况良好,确保了设备的无故障长周期安全运行。

    8 结语

    本文对某电厂300MW汽轮机主汽阀组的流动特性及存在的设备故障率高等问题进行了分析,利用数值模拟手段对主汽阀组的流动特性进行了分析,通过整体优化阀门型腔型线提高气动性能。并结合数值模拟分析结果与现场条件,对主汽阀组进行全面的优化改造,通过结构改进和机组运行中的阀门管理来降低压损,最终达到了预期的目的,提高了机组的安全经济性。为解决汽轮机主汽阀组流动特性差及总压损系数大的问题,提供了一种参考方案。

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