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关于供热汽轮机高压调速汽门结构优化设计

目前大唐洛阳热电厂#5、#6机组系哈尔滨汽轮机厂生产的300MW供热机组,是目前国内单机容量最大的供热机组,#5机为该机型的首台汽轮机。#5机投产初期做高压调速汽门严密性试验时,发现调节阀关闭后汽轮机转速降至1181r/min不再下降,且有回升之势,给机组的安全经济运行带来了隐患。

1 设备概述

1.1 汽轮机组简介

CN300-16.7/537/537型汽轮机是亚临界凝汽式供热机组,具有一次中间再热、单轴、两缸两排汽、单抽供热形式。机组按照“以热定电”的原则,结合国内外先进的设计经验进行重新设计,通流结构介于反动式与冲动式透平之间,级数少,效率高。

1.2 高压主汽调节阀结构概述

高压调节阀设计为主汽调节联合汽阀形式。汽轮机每侧布置一个主汽调节联合阀,每一主汽阀控制两个调节阀,四个调节阀结构相同,蒸汽由下部进入主汽阀,再经过主汽阀进入调节阀,两个调节阀体蒸汽腔室相通,由调节阀腔室流出的蒸汽通过四根导汽管进入汽缸四组喷嘴。

2 存在的问题

2.1 严密性试验

#5机组冲转进行包括高压调速汽门严密性试验在内的各种开机前试验。试验时蒸汽参数为:主汽压力6.09Mpa,主汽温度428.7℃,再热汽压力0.13Mpa,再热温度415.5℃。第一次试验时通过锅炉升压和高低旁调整维持主汽压力10Mpa,再热汽压力2Mpa。高压调速汽门关闭后,转速最低降到1051rpm,短暂停留,随即跟随汽压升高开始上升。第一次试验结果:严密性不合格。

图1 高压调速汽门阀螺母局部放大图

针对该种情况,复进行了确认试验,第二次试验时保持主汽参数稳定(9.9Mpa/436℃),将高压调速汽门与中压主汽门同时关闭,转速下降到1778rpm后不再下降,并随着汽压波动而升高 。经现场研究,为了进一步排除干扰因素,充分验证高压调速汽门严密性,下令关闭中压调速汽门。转速开始再次下降,直至1181rpm后下降趋缓,此时蒸汽参数为主汽压力/温度为9.7Mpa/439℃,再热汽压力/温度为1.4Mpa/435℃,因为转速下降缓慢,加之试验数据已经充分说明高压调速汽门不严密,下令打闸停机,停止试验。

2.2 试验反映的问题

两次高压调速汽门严密性试验的结果显示,高压调速汽门严密性不合格。单独关闭高压调速汽门,汽轮机转速均无法降至试验目标转速,尤其是在第二次的试验条件下,转速降至1181rpm/min不再下降,且有回升之势。试验结果不符合要求,机组无法投入商业运行。

3 问题分析

高压调速汽门严密性不合格的首要原因,应为阀门漏气所致。根据现场实际情况,在排除了卡涩、回座不到位以及阀芯接触不良等原因后,逐步考虑是否由于结构不合理等设计原因造成漏气量过大。图纸显示,可能造成蒸汽大量泄漏的最主要结构部件,是阀螺母与阀套之间存在的间隙,该间隙是为了满足相对滑动要求而设计的,取值必须大于一定的数值范围,才能保证热状态下,热膨胀不会造成阀门卡涩。蒸汽由阀套间隙进入阀螺母内部,通过阀杆漏汽孔泄漏入汽缸内。所以针对该蒸汽通道,需要进行漏汽量核算。

原设计阀螺母名义直径为φ194.6,阀螺母与阀套的配合间隙设计为0.35~0.40mm。查阅安装记录资料,该装配间隙实测为0.37mm,在正常的间隙范围内。

阀螺母与阀套的间隙面积为:

阀杆漏气孔的通流截面积远大于该数值,所以可以认为阀螺母与阀套的间隙即为蒸汽泄漏通道的最小面积,其通流量决定了蒸汽泄漏量的多少。

流量公式:

式中

Gv———体积流量,m3/s

a———流量系数,取0.96;

k———绝热指数,过热蒸汽一般取1.3;

P0,P1,P2———阀前、阀后、预启压力,MPa

质量流量:

主汽阀全开、调节阀全关的工况下,主蒸汽压力为10MPa时,由水蒸汽特性计算软件可查得相应温度下的质量体积,根据阀螺母与阀套的间隙截面积107.08~122.39mm2,由此计算得出单个调速汽门间隙漏气量,该数值乘以4后便得到四个调节阀的套筒间隙总漏汽量,为10.518~12.01t/h。

高压调速汽门套筒间隙总漏汽量过大,远远超过许可漏气量,是导致汽机严密性实验时转速居高不下的直接原因,同时证明73D机组调速汽门在结构设计方面存在缺陷,必须对结构进行改进,确保机组的运行安全。

4 改进优化方案

4.1 取消阀杆漏汽孔

采取直接切断原蒸汽通道的办法减少蒸汽泄漏量。取消阀杆漏汽孔,可采用过盈销铆入原阀杆漏汽孔,彻底解决调节阀门杆漏汽问题。但同时应该考虑其他的压力平衡替代方案,所以,为减少打开主阀的提升力,重新对阀螺母进行改造,在与门杆上凸台接触部位增加卸压槽,形成新的蒸汽平衡通道,该通道只在门杆发生提升动作的情况下起作用,而在阀蝶关闭的情况下,通道作用消失。改造后的阀门结构发生了根本性变化,即阀门变予启阀结构,予启阀和调节阀蝶均为全周密封接触,在关闭状态下能满足机组密封试验的要求。

卸压槽沿圆周均匀分布四个,每个宽度50mm,深度2mm,总通流面积为400mm2,不会对蒸汽平衡通道形成节流。

4.2 减小阀套间隙

减少间隙漏气量必须减小阀套间隙面积,单纯地减小阀螺母与阀套之间的间隙,虽然有效,但直接影响到金属部件的热膨胀间隙,可能造成卡涩危险。

根据间隙面积的计算公式可知,调整阀螺母与阀套的配合直径,同样能够有效减少间隙面积。

借鉴其他机组设计,阀螺母与阀套的配合间隙取经验值下限0.20~0.25mm,然后根据前述公式,按严密性试验500~600rpm的目标转速,倒推求得阀螺母的外径和导向套筒内径,由194.6mm调整至172mm,具体数值如表1。

表1 阀套直径及配合间隙调整前后对照表

5 结束语

结构调整后,在保证功能满足需求的基础上,应该充分考虑安全性能。由于金属材料在高温高压的极限工作环境中,构件的强度及膨胀性能等直接影响到安全可靠运行,所以针对阀螺母厚度11.3mm的减薄方案,必须缜密进行安全性能校核验证,我们经有限元仿真计算模型如图2所示,此设计可确保强度、变形等符合工况要求。

图2 计算模型

改进后的计算结果显示,在相同蒸汽参数下四个调节阀的漏汽量不超过4.60~5.75t/h,此时,计算汽机维持在转速517~565rpm/min,符合阀门严密性试验要求。

高压调速汽门严密性直接关系到机组甩负荷时的安全性能,所以必须高度重视。#5机组的严密性试验证明了本次高压调速汽门结构优化改进是完全成功的,哈尔滨汽轮机厂应根据此次改造的经验,尽快予以推 广,为同类型机组调速汽门的设计优化提供有益的借鉴,保障机组的安全运行。

参考文献

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