南沙升降车公司    升降车顺序阀控制方式的综合设计优化

      南沙升降车公司  升降车顺序阀控制方式的综合设计优化,   南沙升降车公司, 南沙升降车出租, 南沙升降车   顺序阀优化机理分析蒸汽在调节级里流动的时候，对其动叶片会产生汽流力的作用，此汽流力能够将其分解成以下几方面的力：沿圆周方向的切向力、沿半径方向的径向力和沿转轴方向的轴向力。在这之中切向汽流力在叶轮上产生力，某些时候会让转子旋转，并且形成一个通过转轴中心的力；轴向汽流力让转子发生一定程度的轴向位移，而且对于转轴产生一个翻转力矩；径向汽流力通常不大，其影响能够加以忽略。在调节级均匀进汽的时候，切向汽流力所形成的经过转轴中心的力和轴向汽流力对转轴的翻转力矩均匀的分布于整个圆周，可以自平衡，在外部不会呈现出有力的作用。然而在调节级部分进汽的时候，其无法实现自平衡，呈现出调节级配汽不平衡汽流力的作用，在机组所有轴承的位置形成附加载荷。作用在一个动叶片上的切向汽流力fui和轴向汽流力fzi分别为：G表示通过动叶片的蒸汽流量；Ab表示动叶片的轴向面积；c1u表示动叶片进口蒸汽的切向流速；c2u表示动叶片出口蒸汽的切向流速；c1z表示动叶片进口蒸汽的轴向流速；c2z表示动叶片出口蒸汽的轴向流速。要对于fui与fzi加以计算，应该对于调节级变工况热力展开计算，得到有关参数。切向汽流力所形成的经过转轴中心的力即fui，轴向汽流力fzi对转轴的翻转力和翻转力矩Mzi可由fzi和fui到转轴中心线的距离乘积求得。调节级配汽不平衡汽流力源自调节级，对于高压转子存在显著的影响。假定fui与Mzi仅仅在支撑高压转子的#1、#2号轴承上形成附加载荷，依据调节级至两个轴承之间的距离，能够很快得到fui与Mzi的综合作用对于两个轴承产生的附加载荷。将此附加载荷分解成沿水平和垂直方向，且把各动叶片的作用加以累加，就能够得出fui和Mzi对#1、#2的轴承产生的水平和垂直方向的附加载荷。机组原来的阀门配置情况，可知：当机组在不同的顺序阀配汽方案下，汽流力不仅能够产生促进转子旋转的扭矩，基于部分负荷下还会形成较为突出的附加纵向汽流力。附加横向汽流力随着GV6、GV3的开大而增大，当GV6、GV3阀趋于全部开启状态但是GV2、GV1两阀还没有开启的时候攀升至最高值，此亦促使轴承振动的振幅攀升至最顶点。高压转子上所承受的力不仅有其本身的重力，还增加了因为部分进气产生的纵向力。转子基于此一合力的作用下，轴心位置必然会出现一定程度的偏移，轴承里的侧隙出现了明显的变化，进油油楔的面积持续缩小，此会让轴承的润滑油受到严重的挤压，所以轴承瓦片的温度升高，润滑油的温度也升高。这对于机组运行的安全性方面十分不利。当配汽规律设计不合理时，尤其是机组常在三阀点和四阀点运行时，进油油楔面积大大减小，轴承的供油量发生不足，严重影响轴承瓦的使用寿命，甚至在一定时候，会发生轴瓦破裂而导致跳机的危险情况发生。所以要从根本上解决上述问题，应该寻求新的顺序阀运行方案用以消除当升降车调节级进汽不平衡而产生的汽流力。

      顺序阀方式的综合优化设计方案,  进汽方式的综合优化选择, 从机理分析可知，非对称进汽导致了配汽不平衡汽流力的产生，因此采用对称进汽的方式，以抵消由于非对称进汽导致的配汽不平衡汽流力。且实际的现场运行方式在保证配汽平衡汽流力的前提下，还应使升降车下缸先进汽，更进一步保证安全性的同时，使经济性达到最佳。根据原顺序阀阀序：GV4+GV5→GV6→GV3→GV2→GV1，GV4和GV5对称开启，全开时带基本负荷，GV1为备用调节阀，长期维持关闭状态，GV6、GV3、GV2参与调节运行，但此运行方式长期使升降车高压缸上缸体先进汽，且#2轴承Y方向振动幅值偏大，负荷在260MW-270MW时#2轴承Y方向振动超过120um，所以需要对其GV6、GV3、GV2的阀序进行优化，因此有6组开启顺序：（1）GV2→GV3→GV6（2）GV2→GV6→GV3（3）GV3→GV2→GV6（4）GV3→GV6→GV2（5）GV6→GV2→GV3（6）GV6→GV3→GV2另外，该机组的6个喷嘴组的喷组数虽然一样但喷嘴型号却不相同，因此，在进行上述6种基本进汽顺序分析时，需考虑由于喷嘴型号差异导致的配汽不平衡汽流力对机组轴系震动和瓦温的影响。同时，由于机组历史运行数据不能遍布所有工况，为确定机组阀门的真实性，需要进行阀门流量曲线试验，在本文的中已经进行完机组部分阀门的阀门流量特性曲线试验，并计算出GV2、GV3、GV6各阀门之间的重叠度，优化了调节系统的特性，消除了其他因素对后续试验所造成的影响。因此考虑到升降车高压缸哥调节汽门的流量特性曲线的不同，并且消除其不平衡汽流力的作用，在保证下汽缸先进汽的同时，给出拟优化的开启方案为GV4+GV5→GV2→GV3→GV6→GV1，此种顺序阀方案为方案二，原顺序阀运行方案GV4+GV5→GV6→GV3→GV2→GV1为方案一。

     阀序优化选择试验1、试验前准备（1）试验机组的机组协调退出，DEH处于阀控方式运行；（2）试验开始前，确认升降车各保护正常投入，机组参数无异常；

    （3）试验机组主、再汽温度、背压参数维持稳定，主汽压力维持在该压力下所有高压调节阀门全开时机组带满负荷，高加回热系统维持正常投入状态试验前相关调整，保证在整个试验过程中，真空系统和循环水系统避免操作，真空随负荷有规律增减。所有回热系统应正常投入，不应有操作；

   （4）试验机组EH油系统、调节阀油动机工作正常，液压系统无任何试验、检修工作由集控运行人员对机组主机盘车（空转）、交流油泵、直流油泵、顶轴油泵、高备泵进行试转，保证设备可靠备用；（5）试验过程中，热工人员应全程监护，随时做好异常处理的准备，由试验参与人员记录试验前机组运行数据留存。

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      2、试验内容（1）试验在高压缸调速阀两阀全开时至5阀全开之间进行，试验时，采用有重叠度的顺序阀控制方式试验在初始负荷（较低的负荷）至额定负荷之间进行。

     （2）试验初始状态为GV4与GV5全开，DEH逐点给定被测试调门阀位，把其开度从0逐渐调整到全部开启。试验点的间隔在0.2%~2%的综合阀位增加，在最低负荷与额定负荷周围应该适度增设负荷试验点。应该尽量选用所有调节阀门开启的位置当作负荷试验点。

    （3）首先由运行人员将GV2切至手动，缓慢地开启GV2，直至GV2完全开启，应在此负荷下维持稳定运行30分钟，观察机组振动、高压缸上下温差、瓦温等参数，并记录主蒸汽流量，负荷，#1轴承，#2轴承轴振，轴承瓦温度.等数据。

     （4）在“阀位控制”方式下，依次缓慢地打开阀门GV3、GV6，逐渐升高负荷，直至GV3全开、GV4开至机组至负荷带到250—300MW，在此过程中对于机组各支持、推力轴承瓦温、轴承回油温度的变化以及机组振动给予充分的关注。

    （5）运行人员将把DEH切换至“功率控制”方式，解除高调门阀门手动控制，稳定30分钟，待负荷稳定，检查各项参数无异常，机组运行稳定；

    （6）运行人员在“功率控制”方式下缓慢降低负荷至170MW，利用DEH自动完成，让其基于此状态下稳定30分钟，操作人员应该对于机组的振动、瓦温等展开检查，确保其没有出现异常，且将记录做好；

    （7）在DEH中更改顺序阀方式下的阀门开启顺序，然后重复步骤（3）～（6）。

    （8）每隔3分钟记录一次主汽压力、主汽温度、调节级压力、调节级温度、主汽流量、综合阀位、各高压调节门阀位、功率、#1轴承x方向振动振幅值、#1轴承y方向振动振幅值、#2轴承x方向振动振幅值、#2轴承y方向振动振幅值、#1轴承轴瓦温度、#2轴承轴瓦温度等参数。记录完成后再进行负荷调整。

     3、试验注意事项:  （1）试验过程中，注意维持主汽压力、主汽温度稳定，密切监视缸温（特别是高压第一级金属温度）的变化，注意维持主汽压力、主汽温度稳定。注意维持高加回热系统正常投入状态。

   （2）整个过程中，密切监视EH油压的变化，低于12.5Mpa，应立即启动备用油泵，确保EH油压稳定。

   （3）在开启各个阀门的过程中严密监视机组振动、瓦温等参数，若参数上升较快且没有回头趋势，应及时将试验油动机全开，若机组振动、瓦温等参数达到保护动作值而未动作时，及时打闸停机。

    （4）试验里倘若出现升降车超速，阀门无法控制，DEH调节系统出现异常等对于机组安全造成严重影响的问题，应该立刻打闸停机，且尽早投入盘车装置，并且最大程度保证锅炉不灭火。

    （5）试验中如发生调门阀杆断裂，应终止试验，并由检修人员应急处理。

     （6）在此阶段应该对于负荷的扰动变化状况给予充分的关注，例如发现负荷大比例浮动，应该立刻终止阀切换程序，必要情况下可以进行回切操作；

     （7）逻辑修改严格按照规程执行规程，在线修改逻辑参数要有专人监护，按按照方案仔细核对，以防修改错误。

     （8）燃料专业调配优质煤质，为锅炉专业调整燃烧稳定性提供前提条件。

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