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电厂主蒸汽流量计量与计算方法分析比较
点击次数:13831 发布时间:2015-01-13

在火电厂单元机组运行管理工作中, 主蒸汽流量作为系统的关键参数之一, 对机组运行状况、性能监测、过程控制起着至关重要的作用。目前测量单元机组主蒸汽流量的方法主要有两大类:直接测量法, 即采用标准节流元件测量主蒸汽流量的方法;间接测量法, 即通过计算获取主蒸汽流量的方法。由于在大型机组中主蒸汽流量的直接测量结果与实际值偏差较大, 故不设置主蒸汽流量的测点。间接测量计算主蒸汽流量则为大型机组的运行、监视、分析提供了有力的依据, 且其精度满足运行管理要求。
1、直接测量主蒸汽流量
直接测量法是采用标准节流元件如流量喷嘴或孔板, 获取压差并经温度压力补偿修正测得流量信号。该方法在一定的条件下具有简单、直观的优点。
但它会造成节流损失, 而这种损失对于大型机组是不可忽视的。主蒸汽通过节流元件的压力损失将直接影响机组的出力, 增加机组热耗。此外, 标准化节流元件易受其工艺精度、安装管段条件及流体特性等因素的影响, 一般不能满足不同工况的测量要求,直接影响了测量的精度。
以节流变压降式流量计为例, 其流量测量公式为:

式中:α—流量系数;
     ε—流束膨胀系数, 对于不可压缩性流体, ε=A —通流面积;
     ρ—蒸汽密度;
     ΔP —压差。
其中, 参数A , α, ε, ρ均受环境因素的影响, 不会保持不变。特别是α及ρ在机组滑参数运行或负荷变动时, 其数值变化较大。针对ρ的变化, 需进行压力、温度补偿, 而α的变化又与雷诺数R e 有关, 这就意味着与流量变化有关, 为了保证测量精度, 需限制α的变化范围。对于高压、超高压及以上的机组, 直接测量仅在额定参数附近才能保证较高的测量精度, 而在深度变工况的情况下很难获得满意的测量结果, 故在大机组中直接测量已越来越少使用。
2、间接测量主蒸汽流量
间接测量本质上是通过计算的方法获取主蒸汽流量, 在大型机组中被广泛使用。因没有阻力件所造成的节流损失, 有利于减少汽耗, 可靠性、稳定性也较高。该方法常用以下两种方法实现。
2.1 采用调节级后压力温度间接测量主汽流量其理论依据为弗留格尔公式:

式中:G0 —额定工况下的蒸汽流量;
P0 , PZ —流量G0 下该级组前后的压力;
P01 , PZ1 —流量G1 下该级组前后的压力;
T0 —流量G0 下该级组前的温度;
T1 —流量G1 下该级组前的温度。
采用调节级后压力和初参数修正后的测量公式为

式中:P10 , T10 —额定工况下的调节级后压力, 温度;
     P1,T1 —变工况下的调节级后压力、温度;
     G0 —额定工况下的蒸汽流量;
     G —变工况下的蒸汽流量。
如果把机组视为一个特殊的流量测量的节流元件, 考虑级组前后压力温度, 并应用弗留格尔公式,便可更准确的表达流量与压力之间的关系。用调节级参数进行主蒸汽流量计算比直接测量具有较大的优越性。
但由于实际汽轮机调节级后压力与主蒸汽流量的关系并非严格线性。在变工下(尤其是机组启停或低负荷时), 调节级通流面积的变化会影响到压力级级组的流量特性。而公式(2)、(3)只有在整个级组叶
片通流面积不变的情况下才成立;此外, 两个公式还受到诸如在测点后各通流部分的压力与流量成正比,不同流量条件下流动过程相同等条件的制约, 以致使用此方法所得测量结果也会产生一定的误差。
表1 为某电厂300MW 机组依据式(3)进行蒸汽流量计算的结果与试验值的比较 。

2.2 采用压力级组前后压力、温度测量主蒸汽流量进一步改进测量主蒸汽流量的方法是利用压力级组前后压力、温度测量主蒸汽流量。此方法的理论依据依然是弗留格尔公式。对于多级的汽轮机组在变工况未达临界时, 级组前后参数与流量之间的关系式可表示为:

式中:G —变工况下主蒸汽流量;
     G0 —额定工况下主蒸汽流量;
     T1 —变工况下级组前温度;
     T10 —额定工况下级组前温度;
     P1 , Pn —变工况下级组前后压力;
    P10 , Pn0 —额定工况下级组前后压力。
当多级的汽轮机组在变工况下始终有一列或一列以上的喷嘴或动叶栅的汽流处在临界或超临界时, 级组后蒸汽压力变化不可能对级组前蒸汽压力产生影响, 如多级含凝汽式级组的末级, 其关系式也可由式(3)表示。
当级组前温度变化较小, 如再热机组的中压缸进口, 则:

式(4)、(5)的使用受到如:通流面积应保持不变;级组内各级流量需相同;级组内各级前温度变化率应相同;级组内不得串有其他非线性元件等条件的约束。但因其只考虑一个级组, 通流面积变化因素对其影响很小, 也不受回热系统使用状况的影响;另外, 即使工况改变很大, 对于该级组而言, 理想焓降和效率的改变都很小, 应用弗留格尔公式时的精度得以提高, 并且不受中间再热容积延迟的影响。这些都使该方法优于采用调节级后压力温度的测量方法。
表2 为某一125MW 机组采用高压级组前后压力计算主蒸汽流量与实验值比较的实例。由表2所显示的计算结果可见, 根据高压级组前后压力计算的流量与相应试验值的误差均控制
在1 %以内。在一般情况下, 能满足主蒸汽流量作为自动调节信号和经济指标计算依据的精度要求。

3、影响主蒸汽流量计量的因素
在实际运行中影响主蒸汽流量计量的因素较多。下面对一些主要影响因素进行讨论。图1 为中间再热机组的原则性汽水系统。
3.1 通流面积变化的影响
精心正确的运行操作和维护管理, 能够使汽轮机通流部分实体的结构特征在较长的时期内保持基本不变。如果机组采用顺序阀调节方式, 考虑的变工况范围是从100 %到50 %的额定负荷, 在该变化区间内, 由于参与调节的阀门数量改变, 调节级的部分进汽度也将随之改变。它必将带来调节级后的zui初几个压力级中的通流度的改变, 即改变了所考虑的级组中个别几级的蒸汽通流面积。(负荷降低, 开启的阀门数减少, 调节级后zui初的几个压力级实际蒸汽通流面积随之减小。)同时, 通流部分出现结垢,也会造成通流面积减小。负荷降低, 通流面积减小,导致相同流量下的如图1 所示的P1 值的升高, 从而主汽流量测量显示值较实际值偏高。
据此, 可将公式(3)作如下修正:

式中:N0 —参考工况下发电机输出功率,
N —运行工况下测得的发电机输出功率,
C —修正因子。
表3为采用(3)式与采用修正公式(6)计算的主蒸汽流量的结果, 通过误差比较, 采用修正公式(6)计算的结果精度明显提高。

3.2 再热减温水的影响
由于该再热减温水流量的注入, 使再热器的压降与蒸汽流量的关系中出现了不相关且不可控因素。此外, 此流量还将全额流入中、低压缸, 使中低压缸的压降出现变化, 而此附加值亦与主蒸汽流量无关, 但会导致如图1 所示的P2 及P1 值的增加, 从而造成主蒸汽流量显示值偏高。
3.3 厂用汽及对外供热
高压缸的排汽(冷再热蒸汽)通常还要作为厂用汽的汽源, 甚至对外供热。对于装有多台机组的电厂通常是由某台机组负责带厂用汽运行, 并根据机组的检修等变化进行切换调整。厂用汽及对外供热将使再热器及中、低压缸的流量减少, 压差及压力降低, 即如图1 所示P3 和P2 下降, 导致P1 相应下降,造成主汽流量示值偏小。
3.4 加热器、给水泵及暖风机的投、切
机组运行中各组加热器由于某种原因进行投、切, 导致抽汽量的变化而影响P1 值, 特别是当高压加热器被切除后将使前段抽汽量明显减少, 使得P1值在相同主蒸汽流量时明显上升, 从而使主蒸汽流量显示值偏高。汽动给水泵的正常工作汽源及锅炉暖风器加热汽源取自中压缸排汽, 当停用1 台或2台汽动给水泵时或其工作汽源切至主蒸汽或厂用辅汽时, 抽汽量则相应减少, 从而使包括P1 在内的前各级压力提高, 使主蒸汽流量示值偏高。而冬季使用暖风机, 在其投入时, 由于抽汽量的增加, P1 会降低, 亦将造成主蒸汽流量示值偏小。但同时发现中压缸排汽压力较低, 其平方差对弗留格尔公式的影响更小。根据弗留格尔公式, 给水泵及暖风机的切、投对流量示值的影响甚微, 可以忽略。
3.5 抽汽工况的变化
加热器、给水泵及暖风机的投、切, 再热器减温喷水等都将造成抽汽工况的变化, 产生一定的误差,但实际使用公式(3)所获得测量结果并未表现出过大的误差, 原因在于:从定量分析的角度, 因大部分变化点在较低的压力处, 故许多因素造成的误差并不十分严重。再热减温水产生的误差与冷再热蒸汽对外供热产生误差数值相当且方向相反。并且通过上文分析可知给水泵及暖风器的切、投对流量示值的影响甚微。只有在部分或全部高加切除的情况下, 利用公式(3)所得测量结果才与实际值有相当的误差。但此时工况已不属于正常运行, 故在此不做同类比较。
3.6 温度补偿
从P1 点看, 主蒸汽在经过调节级后, 温度会有一个较大的下降, 而且该点的温度随调门开度的改变或运行方式的变化而变化。但是, P 3 点却不同,如再热温度自动调节系统正常, 该点温度相对变化很小。这与(4)式需满足将整个级组(从P1 点起至低压缸末级)以相同的温度变化率进行补偿的条件相悖, 故此处亦有误差产生。
3.7 动态特性的影响
再热系统(包括冷、热再热管道)中、低压缸在动态时均表现出惯性环节特性, 因此在机组变工况过程中,P 1 与流量的关系呈非线性, 于是产生动态偏差。然而, 主蒸汽流量作为锅炉自动调节系统中一个主要参数, 要求其测量信号具有良好的动态响应特性。因此, 采用P 1 点参数计算主蒸汽流量, 以此作为自动调节系统的主信号是会有欠缺的, 故可将高压缸全体压力级作为一级组, 在高加运行方式不变的情况下仅考察P1 、P2 点可以满足弗留格尔公式的应用条件, 且由于高压缸通流部分的容积很小,变工况时响应快, 也能很好的满足弗留格尔公式, 故将(3)(4)式中额定值进行归并, 级组变工况未达临界时, 由(4)式归并得,

其中, K1 为高加运行状态修正系数, 可通过试验或计算求出, 当高加投入时K1 为零。
主蒸汽流量实际由进入汽轮机的流量与轴封门杆漏汽量、旁路蒸汽量之和扣除减温水量得出,即:
G(主蒸汽流量)=G1(进入汽轮机的流量)+G2(轴封及门杆漏汽量)+G3(旁路蒸汽量)-G4(减温水量)由于G2 占负荷一定比例, 一般约为2 %, 故将(7)、(8)式的系数k 稍加放大, 即可得到G1 、G2 之和。对于旁路系统未投入运行的系统, 汽轮机内汽流速度达临界, 可根据(8)式的系数k 适当放大, 得到主蒸汽流量;

对于投入旁路系统运行的系统, 汽轮机汽流速度未达临界, 根据(7)式将系数适当放大, 则主蒸汽流量可表示为:

用式(12)作为计算主蒸汽流量的依据, 将会得到更好的效果。但这种计算方法要求有一定的实验传统的采用孔板喷嘴等节流元件, 配合二次仪
表的方法虽然可以获得真实的主蒸汽流量计量值,但标准节流装置所存在的一系列问题, 使其在大容量高参数单元机组中使用得越来越少了。与之相比, 间接测量主蒸汽流量的方法虽然只能测量相对流量G/G 。, 但完全可以用于电厂对蒸汽流量的调节控制, 而且在可靠性、稳定性、经济性方面的表现更为。
目前机组运行的主蒸汽流量多从DCS 系统中获得。其主蒸汽流量计算模型也是建立在间接测量主蒸汽流量的方法之上, 利用zui多的则是采用压力级组前后压力、温度测量主蒸汽流量的方法。但由于其受各种热力工况的影响会产生一定的测量误差, 使用时必须根据机组运行工况进行修正。通过现场使用情况的数据反馈, 其主蒸汽流量示值已经具备较高的准确性, 可以满足其作为机组运行状况、性能监测、过程控制依据的精度要求。数据。

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