600MW汽轮机调节阀单阀切换顺序阀运行的安全性及经济性
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表 1 3 种配汽方式下汽流对轴系产生的作用力 计算结果
配汽 方式 1 2 3 调节阀开启顺序 单阀开启 , 全周进汽 按阀 3、 4 1 2 的顺序开启 按阀 1、 4 2 3 的顺序开启 切向力 / kN 0. 0 156. 9 0. 0 径向力 / kN 0. 0 0. 0 0. 0 力矩 /N m 0. 0 6 692. 07 6 692. 07
制%的配汽方式和优化阀门重叠度的组合方案不会引 起轴振、 瓦温、 上下缸温差等参数的异常, 但要重 点考 虑设备安全问题 , 特别是改变阀序后对汽轮机强 度的 影响 , 必须在许可范围内。具体配汽方式为 1、 4 号调 节阀同时开启 , 负荷升至约 350 MW 时再开 2 号调节 阀, 近 600 MW 时开 3 号调节阀, 根据阀门切换顺序运 行后的实际工况对各调节阀的重叠度进行优化调整。
s
4
改进试验
2005 年 5 月 25 日进行了 2 号机组带负荷调节阀
切换工况试验 , 负荷由 576 M W 时单阀切换到顺序阀 运行 , 再逐步降至 370 MW, 然后再按顺序阀运行升负 荷至 575 M W, 期间分别在 450 M W 、 427 M W 时进行 单阀切换顺序阀试验。整个试验过程中 2 号轴振最大 波动 15 m , 其它数据未见明显异常。
52
热力发电
2007( 5)
技术交流
的漏汽量不均匀 , 对转子产生了切向分力 , 以及转子端 部轴封因径向间隙不均匀而产生的压力涡动, 使转子 产生自激振动。 为此, 对不同的配汽方式下进汽力对转子轴系静、 动态振动性能的影响进行了核算。调节阀配汽分 3 种 方式 : ( 1) 不考虑部分进汽影响的单阀运行方式 ( 全周 进汽 ) ; ( 2) 按阀 3、 4 1 2 的顺序开启 ; ( 3) 按阀 1、 42 3 的顺序开启。分别对 3 种配汽方式下进汽流对轴系产 生的作用力进行计算 , 结果见表 1。
和切向载荷( 动叶压降) ; ( 2) 部分进汽度 ! 。 放大系数的影响因素 : ( 1) 动叶片工作介质性质 , 即膨胀数 E ; ( 2) 动 叶片进入部分进汽弧段的振动相 位、 振型; ( 3) 动叶片振动模态、 速度、 振型、 频率 ; ( 4 ) 动 叶片的结构型式及阻尼特性; ( 5) 动叶片成组叶片数及 其成组特性; ( 6 ) 进汽弧段数。 对一阶切向振型和一阶轴向振型的动应力进行考 核。 对相同的部分进汽度、 在 3、 4 阀连续进汽和 1、 4阀 非连续进汽下, 可以认为二者的蒸汽弯应力
表3
项目
调节级动叶片动应力安全系数计算结果比较
原设计 一阶轴向 一阶切向 基准 5. 78 基准 1. 53 非连续开启 一阶轴向 一阶切向 1. 25 4. 64 1. 04 1. 47
( 1)
m ax
放大系数相对值 动应力安全系数
为蒸 汽 弯 应 力; a 为 放 大 系 数 , a = (
s
+
53
技术交流
按照西门子公司的调节级 叶片设计技术, 调节级 动叶片处于部 分进汽在 由非进汽 弧段进入 进汽弧段 时, 或由进汽弧段进入非进汽弧段时, 叶片受到的蒸汽 作用力发生突变 , 叶片受到较大冲击, 需对叶片安全性 进行考核。 对调节级动叶片强度主 要考核静应力和动应力。 静应力为叶片质量离心力和蒸汽弯应力, 可以准确地 计算 , 而动应力的计算较为复杂。产生动应力的激振 源主要是部分进汽冲击和喷嘴尾迹激振, 静应力的大 小影响叶片材料耐振强度。 冲击应力: s hock = s a 式中 :
表 1 中汽流作用力施加到轴系上, 用西门子公司程 序对轴系的静态载荷及轴系的稳定性进行了分析计算, 结果分别见表 2、 表 3( 表中仅列出高压转子的变化) 。
轴承号
表 2 各配 汽方式轴承反力及载荷角计算结果
配汽方式 1 载荷 / kN 载荷角 载荷 / kN 载荷角 载荷 / kN 载荷角 1 83. 6 0 99. 6 31. 7 84. 7 0 2 82. 3 0 149 57. 3 80. 8 0 3 97. 48 0 4 104. 9 0 5 290. 0 0 6 306. 2 0 7 307. 2 0 8 295. 1 0 9 311. 9 0 10 330. 5 0 11 50. 21 0
2
改进方案
改变调节阀的开启顺序, 采用∃ 对角开启顺序阀控
从以上计算结果可以看到 : ( 1) 选择方式 1( 全周进汽) 时 , 稳定性最好 ; ( 2) 当选择方式 2 时 , 除了力矩对轴 系的作用之 外, 由于较大的切向力无法抵消而对转子形成了一种 作用力, 使得高压转子 1、 2 号轴承的载荷及载荷角发 生了较大的变化 ( 表 2) , 这样轴系中高压转子在额定转 速涡动频率下的对数衰减率系数明显减小, 说明此时 由于该力产生的切向力, 使得轴系的稳定性明显降低; ( 3) 当选择方式 3 时 , 由于此时 2 个对角开启的调 节阀的汽流切向力能够相互抵消, 所以汽流对转子仅 存在力矩的作用 , 此时高压转子 1 、 2 号轴承上的载荷 值略有变化之外 , 载荷角并未发生变化。因此, 调节阀 以方式 3 开启时 , 对轴系的稳定性几乎没有影响。 根据以上计算及分析 , 按阀 1、 4 2 3 的顺序开启对 降低瓦温及提高机组的稳定运行较有利, 且经济性较 好。 由于加工误差和调节阀位置反馈 ( L VDT ) 有所变 动等原因 , 将引起重叠度与设计值有偏差 , 实际运行中 会造成某一负荷点的扰动量较大, 进而引起瓦温和轴
收稿日期 : 作者简介 : E mail: 图 1 原调节阀开 启顺序 ( 由调 节阀端向发电机端方向看 )
增至 180 m , 且起伏变动较大 , 1、 2 号 轴瓦温度也分 别由 71 # 、 75 # 突升至 85 # 、 88 # 。后经多次试验, 瓦温偏高缺陷均未消除。为安全考虑 , 机组调节阀只 能在单阀下运行。
[关
键
词]
[ 中图分类号] [ 文献标识码] [ 文 章 编 号]
中华发电有限责任公司聊城发电厂 1 号、 2 号汽 轮机组系上海汽轮发电机有限公司引进西屋公司技术 生产的 N600 16. 7/ 538/ 538 型亚临界、 中间再热、 四缸 四排汽、 单轴、 反动、 凝汽式机组, 额定功率 600 M W, 主蒸汽进汽配有 2 个主汽阀和 4 个调节阀。 2 台机组分别于 2002 年 9 月、 2003 年 8 月投产。 按照制造厂要求 , 机组投产半年后调节阀单阀运行要 切换为顺序阀运行。切换为顺序阀运行后 1、 2 号轴瓦 温度高、 振动大 , 50% 负荷时最高瓦温曾达到 97 # , 且 随着负荷的降低呈升高趋势。 2004 年 8 月 2 号机组 大修后进行性能试验 , 在顺序阀运行 工况下, 负荷由 600 M W 缓调至 540 MW 时 , 2 号轴振动由 76 m突 主蒸汽开始进汽时 3 号、 4 号调节阀同时开启 , 随 着负荷的增加再顺序开启 1 号、 2 号阀。 采用喷嘴调节的汽轮机为部分进汽方式 , 蒸汽除 了在调节级叶轮上产生力偶而使转子旋转外, 还产生 一通过转子中心的力。因调节阀开启顺序不同 , 部分 进汽作用力将使轴系中各轴承载荷及转子挠度发生变 化 , 严重时将使转子轴系产生不稳定运行 , 使转子失稳 1 号、 2 号机组原调节阀开启顺序如图 配汽 方式 1 2 3
各配汽方式轴系稳定性计算对数衰减率 值
转子 高压 0. 554 0. 40 0. 551 中压 0. 594 低压 I 低压 II 0. 495 0. 48 发电机 0. 14 / 0. 563 励磁机 0. 151
振的变化。新华公司根据 2 号机组运行数据对阀门特 性曲线进行了修正 , 认为修正后单阀运行负荷特 性曲 线最大误差< 5% , 但经聊城电厂实际运行试验 , 此方 案无法根本改变瓦温、 轴振的异常状况。
m in s s
表2
原设计调节级动叶片动应力安全系数计算结果
位置 切向振动 2. 53 1. 53 轴向振动 5. 78 29. 72 合成 2. 64 2. 19
型线进汽边 型线出汽边
1、 4 阀非连续开启 ( 2 阀 400 M W 负荷 ) 与原设计 3、 4 阀开启时的调节级动叶片动应力安全系数计算结 果比较见表 3。
技术交流
600 MW 汽轮机调节阀 单阀切换顺序阀运行的安全性及经济性
赵永林, 秦占峰, 范培华, 史新刚
( 聊城发电厂 , 山东 聊城 252033)
[摘
要]
聊城电厂 2 ∀ 600 M W 机组一直存在调节阀无法由单阀切换为顺序阀运行的问题 , 对机组 的效率影响较大。 为此 , 提出了优化调节阀开启顺序和调整阀门重叠度的改进方案 。 调 节阀控制方式改为对角开启顺序阀运行后 , 保障了机组安全稳定运行, 经济效益显著。 600 M W 机组; 调节阀; 控制; 单阀运行 ; 顺序阀运行 T K263. 7+ 2 B 1002 3364( 2007) 05 0052 04
5
3 阀点 1 817 16. 66 16. 09 12. 90 12. 45 509. 87 0. 644 102 2 阀点 1 408 16. 66 15. 94 9. 81 9. 54 491. 50 0. 919 68
经济效益分析
据设计资料 , 单阀、 顺序阀运行对机组热耗的影响,
热力计算参数
3
强度校核
在整个负荷范围内 , 蒸汽温度随负荷变化而改变 ,
最大变化出现在高压缸第 1 级。温度的变化幅值取决 于调节阀控制模式。 调节阀改为对角开启顺序运行的方式后 , 产 生的 主要问题是在 1、 4 号调节阀对角同时开启时会增加调 节级叶片振动应力冲击。与原设计相比, 调节级 动叶 片的强度状况将发生变化, 需要进行核算。 热力发电 2007( 5)
1
原因分析
引起较大的振动。另外, 蒸汽在动叶顶部径向间隙中
2006 12 31 赵永林 ( 1957 ) , 山东中华发电有限公司聊城发电厂副厂长 , 高级工程师, 作为主要研究人员研发的 发电厂竞价上网辅助决策系 统! 获得山东省科技进步一等奖 , 撰写的论文 状态检修技术在火力发电厂的应用! 获全国火电大机组竞赛优秀论文三等奖 , 并收录于中 国当代思想宝库一书。 xingangshi@ 163. com
相同。 比
s hock
较放大系数 a 的相对大小就可以确定冲击应力
的
相对变化量。 因此, 本方法通过与原设计 3 、 4 阀同时开 启时放大系数的比较来评估 1、 4 阀非连续进汽时冲击 应力值及其安全裕度。 热力计算参数见表 1。
表1
名称 喷嘴流量 / t h- 1 主蒸汽进口压力 / M Pa 喷嘴前压力 / M Pa 喷嘴出口压力 / M Pa 动叶出口压力 / M Pa 动叶进口温度 / # 膨胀数 E 进汽喷嘴数
) / ( 2. 0 ∀
)。 聊城电厂 600 M W 机组调节级动叶片强度校核结 果认为在 2 阀点 400 MW 负荷工况, 采用 1、 4 阀非连 续进汽时 , 调节级动叶片冲击应力增大, 冲击应力考核 合格。建议适当提早开启第 3 阀, 以减小调节级 动叶 片冲击应力。
的影响因素: ( 1 ) 蒸汽载荷 , 即轴向载荷 ( 功率 )
4 阀点 2 010 16. 66 16. 28 14. 18 13. 84 519. 56 0. 51 136
在机组负荷 360 MW 和 420 MW 时, 其热耗率比额定负 荷分别增加 142. 1 kJ/ ( kW h) 和 137. 41 kJ/ ( kW h) 。 2006 年 6 月 2 号机组运行中进行了单阀与顺序阀 运行热耗率对比试验, 试验时采用定压方式运行, 两种 工况时热力系统的其它参数均保持一致 , 仅改变阀序。 试验结果为: 400 MW 工况下顺序阀的机组热耗 率比 单阀的低 174. 64 kJ/ ( kW h) 。480 M W 工况下 顺序 阀的机组热耗率比单阀的低 128. 26 kJ/ ( kW h) 。 聊城电厂去年全年发电量 68 亿 kW h, 日平均负 荷 443 M W, 根据锅炉效率 92% 、 管道效率 99% 、 厂用 电率 5. 5% , 与制造厂的计算值比较 , 热耗率降低 135. 612 kJ/ ( kW h) , 煤耗率降低 4. 99 g/ ( kW h) 。按标
配汽 方式 1 2 3 调节阀开启顺序 单阀开启 , 全周进汽 按阀 3、 4 1 2 的顺序开启 按阀 1、 4 2 3 的顺序开启 切向力 / kN 0. 0 156. 9 0. 0 径向力 / kN 0. 0 0. 0 0. 0 力矩 /N m 0. 0 6 692. 07 6 692. 07
制%的配汽方式和优化阀门重叠度的组合方案不会引 起轴振、 瓦温、 上下缸温差等参数的异常, 但要重 点考 虑设备安全问题 , 特别是改变阀序后对汽轮机强 度的 影响 , 必须在许可范围内。具体配汽方式为 1、 4 号调 节阀同时开启 , 负荷升至约 350 MW 时再开 2 号调节 阀, 近 600 MW 时开 3 号调节阀, 根据阀门切换顺序运 行后的实际工况对各调节阀的重叠度进行优化调整。
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改进试验
2005 年 5 月 25 日进行了 2 号机组带负荷调节阀
切换工况试验 , 负荷由 576 M W 时单阀切换到顺序阀 运行 , 再逐步降至 370 MW, 然后再按顺序阀运行升负 荷至 575 M W, 期间分别在 450 M W 、 427 M W 时进行 单阀切换顺序阀试验。整个试验过程中 2 号轴振最大 波动 15 m , 其它数据未见明显异常。
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热力发电
2007( 5)
技术交流
的漏汽量不均匀 , 对转子产生了切向分力 , 以及转子端 部轴封因径向间隙不均匀而产生的压力涡动, 使转子 产生自激振动。 为此, 对不同的配汽方式下进汽力对转子轴系静、 动态振动性能的影响进行了核算。调节阀配汽分 3 种 方式 : ( 1) 不考虑部分进汽影响的单阀运行方式 ( 全周 进汽 ) ; ( 2) 按阀 3、 4 1 2 的顺序开启 ; ( 3) 按阀 1、 42 3 的顺序开启。分别对 3 种配汽方式下进汽流对轴系产 生的作用力进行计算 , 结果见表 1。
和切向载荷( 动叶压降) ; ( 2) 部分进汽度 ! 。 放大系数的影响因素 : ( 1) 动叶片工作介质性质 , 即膨胀数 E ; ( 2) 动 叶片进入部分进汽弧段的振动相 位、 振型; ( 3) 动叶片振动模态、 速度、 振型、 频率 ; ( 4 ) 动 叶片的结构型式及阻尼特性; ( 5) 动叶片成组叶片数及 其成组特性; ( 6 ) 进汽弧段数。 对一阶切向振型和一阶轴向振型的动应力进行考 核。 对相同的部分进汽度、 在 3、 4 阀连续进汽和 1、 4阀 非连续进汽下, 可以认为二者的蒸汽弯应力
表3
项目
调节级动叶片动应力安全系数计算结果比较
原设计 一阶轴向 一阶切向 基准 5. 78 基准 1. 53 非连续开启 一阶轴向 一阶切向 1. 25 4. 64 1. 04 1. 47
( 1)
m ax
放大系数相对值 动应力安全系数
为蒸 汽 弯 应 力; a 为 放 大 系 数 , a = (
s
+
53
技术交流
按照西门子公司的调节级 叶片设计技术, 调节级 动叶片处于部 分进汽在 由非进汽 弧段进入 进汽弧段 时, 或由进汽弧段进入非进汽弧段时, 叶片受到的蒸汽 作用力发生突变 , 叶片受到较大冲击, 需对叶片安全性 进行考核。 对调节级动叶片强度主 要考核静应力和动应力。 静应力为叶片质量离心力和蒸汽弯应力, 可以准确地 计算 , 而动应力的计算较为复杂。产生动应力的激振 源主要是部分进汽冲击和喷嘴尾迹激振, 静应力的大 小影响叶片材料耐振强度。 冲击应力: s hock = s a 式中 :
表 1 中汽流作用力施加到轴系上, 用西门子公司程 序对轴系的静态载荷及轴系的稳定性进行了分析计算, 结果分别见表 2、 表 3( 表中仅列出高压转子的变化) 。
轴承号
表 2 各配 汽方式轴承反力及载荷角计算结果
配汽方式 1 载荷 / kN 载荷角 载荷 / kN 载荷角 载荷 / kN 载荷角 1 83. 6 0 99. 6 31. 7 84. 7 0 2 82. 3 0 149 57. 3 80. 8 0 3 97. 48 0 4 104. 9 0 5 290. 0 0 6 306. 2 0 7 307. 2 0 8 295. 1 0 9 311. 9 0 10 330. 5 0 11 50. 21 0
2
改进方案
改变调节阀的开启顺序, 采用∃ 对角开启顺序阀控
从以上计算结果可以看到 : ( 1) 选择方式 1( 全周进汽) 时 , 稳定性最好 ; ( 2) 当选择方式 2 时 , 除了力矩对轴 系的作用之 外, 由于较大的切向力无法抵消而对转子形成了一种 作用力, 使得高压转子 1、 2 号轴承的载荷及载荷角发 生了较大的变化 ( 表 2) , 这样轴系中高压转子在额定转 速涡动频率下的对数衰减率系数明显减小, 说明此时 由于该力产生的切向力, 使得轴系的稳定性明显降低; ( 3) 当选择方式 3 时 , 由于此时 2 个对角开启的调 节阀的汽流切向力能够相互抵消, 所以汽流对转子仅 存在力矩的作用 , 此时高压转子 1 、 2 号轴承上的载荷 值略有变化之外 , 载荷角并未发生变化。因此, 调节阀 以方式 3 开启时 , 对轴系的稳定性几乎没有影响。 根据以上计算及分析 , 按阀 1、 4 2 3 的顺序开启对 降低瓦温及提高机组的稳定运行较有利, 且经济性较 好。 由于加工误差和调节阀位置反馈 ( L VDT ) 有所变 动等原因 , 将引起重叠度与设计值有偏差 , 实际运行中 会造成某一负荷点的扰动量较大, 进而引起瓦温和轴
收稿日期 : 作者简介 : E mail: 图 1 原调节阀开 启顺序 ( 由调 节阀端向发电机端方向看 )
增至 180 m , 且起伏变动较大 , 1、 2 号 轴瓦温度也分 别由 71 # 、 75 # 突升至 85 # 、 88 # 。后经多次试验, 瓦温偏高缺陷均未消除。为安全考虑 , 机组调节阀只 能在单阀下运行。
[关
键
词]
[ 中图分类号] [ 文献标识码] [ 文 章 编 号]
中华发电有限责任公司聊城发电厂 1 号、 2 号汽 轮机组系上海汽轮发电机有限公司引进西屋公司技术 生产的 N600 16. 7/ 538/ 538 型亚临界、 中间再热、 四缸 四排汽、 单轴、 反动、 凝汽式机组, 额定功率 600 M W, 主蒸汽进汽配有 2 个主汽阀和 4 个调节阀。 2 台机组分别于 2002 年 9 月、 2003 年 8 月投产。 按照制造厂要求 , 机组投产半年后调节阀单阀运行要 切换为顺序阀运行。切换为顺序阀运行后 1、 2 号轴瓦 温度高、 振动大 , 50% 负荷时最高瓦温曾达到 97 # , 且 随着负荷的降低呈升高趋势。 2004 年 8 月 2 号机组 大修后进行性能试验 , 在顺序阀运行 工况下, 负荷由 600 M W 缓调至 540 MW 时 , 2 号轴振动由 76 m突 主蒸汽开始进汽时 3 号、 4 号调节阀同时开启 , 随 着负荷的增加再顺序开启 1 号、 2 号阀。 采用喷嘴调节的汽轮机为部分进汽方式 , 蒸汽除 了在调节级叶轮上产生力偶而使转子旋转外, 还产生 一通过转子中心的力。因调节阀开启顺序不同 , 部分 进汽作用力将使轴系中各轴承载荷及转子挠度发生变 化 , 严重时将使转子轴系产生不稳定运行 , 使转子失稳 1 号、 2 号机组原调节阀开启顺序如图 配汽 方式 1 2 3
各配汽方式轴系稳定性计算对数衰减率 值
转子 高压 0. 554 0. 40 0. 551 中压 0. 594 低压 I 低压 II 0. 495 0. 48 发电机 0. 14 / 0. 563 励磁机 0. 151
振的变化。新华公司根据 2 号机组运行数据对阀门特 性曲线进行了修正 , 认为修正后单阀运行负荷特 性曲 线最大误差< 5% , 但经聊城电厂实际运行试验 , 此方 案无法根本改变瓦温、 轴振的异常状况。
m in s s
表2
原设计调节级动叶片动应力安全系数计算结果
位置 切向振动 2. 53 1. 53 轴向振动 5. 78 29. 72 合成 2. 64 2. 19
型线进汽边 型线出汽边
1、 4 阀非连续开启 ( 2 阀 400 M W 负荷 ) 与原设计 3、 4 阀开启时的调节级动叶片动应力安全系数计算结 果比较见表 3。
技术交流
600 MW 汽轮机调节阀 单阀切换顺序阀运行的安全性及经济性
赵永林, 秦占峰, 范培华, 史新刚
( 聊城发电厂 , 山东 聊城 252033)
[摘
要]
聊城电厂 2 ∀ 600 M W 机组一直存在调节阀无法由单阀切换为顺序阀运行的问题 , 对机组 的效率影响较大。 为此 , 提出了优化调节阀开启顺序和调整阀门重叠度的改进方案 。 调 节阀控制方式改为对角开启顺序阀运行后 , 保障了机组安全稳定运行, 经济效益显著。 600 M W 机组; 调节阀; 控制; 单阀运行 ; 顺序阀运行 T K263. 7+ 2 B 1002 3364( 2007) 05 0052 04
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3 阀点 1 817 16. 66 16. 09 12. 90 12. 45 509. 87 0. 644 102 2 阀点 1 408 16. 66 15. 94 9. 81 9. 54 491. 50 0. 919 68
经济效益分析
据设计资料 , 单阀、 顺序阀运行对机组热耗的影响,
热力计算参数
3
强度校核
在整个负荷范围内 , 蒸汽温度随负荷变化而改变 ,
最大变化出现在高压缸第 1 级。温度的变化幅值取决 于调节阀控制模式。 调节阀改为对角开启顺序运行的方式后 , 产 生的 主要问题是在 1、 4 号调节阀对角同时开启时会增加调 节级叶片振动应力冲击。与原设计相比, 调节级 动叶 片的强度状况将发生变化, 需要进行核算。 热力发电 2007( 5)
1
原因分析
引起较大的振动。另外, 蒸汽在动叶顶部径向间隙中
2006 12 31 赵永林 ( 1957 ) , 山东中华发电有限公司聊城发电厂副厂长 , 高级工程师, 作为主要研究人员研发的 发电厂竞价上网辅助决策系 统! 获得山东省科技进步一等奖 , 撰写的论文 状态检修技术在火力发电厂的应用! 获全国火电大机组竞赛优秀论文三等奖 , 并收录于中 国当代思想宝库一书。 xingangshi@ 163. com
相同。 比
s hock
较放大系数 a 的相对大小就可以确定冲击应力
的
相对变化量。 因此, 本方法通过与原设计 3 、 4 阀同时开 启时放大系数的比较来评估 1、 4 阀非连续进汽时冲击 应力值及其安全裕度。 热力计算参数见表 1。
表1
名称 喷嘴流量 / t h- 1 主蒸汽进口压力 / M Pa 喷嘴前压力 / M Pa 喷嘴出口压力 / M Pa 动叶出口压力 / M Pa 动叶进口温度 / # 膨胀数 E 进汽喷嘴数
) / ( 2. 0 ∀
)。 聊城电厂 600 M W 机组调节级动叶片强度校核结 果认为在 2 阀点 400 MW 负荷工况, 采用 1、 4 阀非连 续进汽时 , 调节级动叶片冲击应力增大, 冲击应力考核 合格。建议适当提早开启第 3 阀, 以减小调节级 动叶 片冲击应力。
的影响因素: ( 1 ) 蒸汽载荷 , 即轴向载荷 ( 功率 )
4 阀点 2 010 16. 66 16. 28 14. 18 13. 84 519. 56 0. 51 136
在机组负荷 360 MW 和 420 MW 时, 其热耗率比额定负 荷分别增加 142. 1 kJ/ ( kW h) 和 137. 41 kJ/ ( kW h) 。 2006 年 6 月 2 号机组运行中进行了单阀与顺序阀 运行热耗率对比试验, 试验时采用定压方式运行, 两种 工况时热力系统的其它参数均保持一致 , 仅改变阀序。 试验结果为: 400 MW 工况下顺序阀的机组热耗 率比 单阀的低 174. 64 kJ/ ( kW h) 。480 M W 工况下 顺序 阀的机组热耗率比单阀的低 128. 26 kJ/ ( kW h) 。 聊城电厂去年全年发电量 68 亿 kW h, 日平均负 荷 443 M W, 根据锅炉效率 92% 、 管道效率 99% 、 厂用 电率 5. 5% , 与制造厂的计算值比较 , 热耗率降低 135. 612 kJ/ ( kW h) , 煤耗率降低 4. 99 g/ ( kW h) 。按标