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循環泵范文第1篇

1、按住旋鈕，旋轉進行調，三個檔表示三檔調速,擋位不一樣,功率不一樣,電機轉速、噪音都是不同的。

2、1，2，3檔表示每分鐘每檔的轉速。循環泵指裝置中輸送反應、吸收、分離、吸收液再生的循環液用泵。 它的揚程較低，只是用來克服循環系統的壓力降。可采用低揚程泵。循環泵的工作原理要將水循環起來所用的泵，在循環過程中的速度即為轉速。

（來源：文章屋網 ）

循環泵范文第2篇

關鍵詞：循環泵；水系統； 能耗；揚程；損失

1 冷水循環泵在空調水系統中的重要作用

空調冷水系統利用循環泵將冷水從制冷機房輸送到各空調設備，以實現空調冷熱量的交換、轉移，達到空氣調節目的。循環水泵是聯系制冷主機和房間用冷設備的紐帶，為水系統的循環提供動力，是空調系統的重要組成部分。

空調系統是建筑能耗的主要項目，據統計，空調系統約占整個建筑能耗的60%～70%，空調循環水泵作為系統的重要組成部分，在整個空調能耗組成中也占有重要地位，約占整個空調系統能耗的15%～20%。卷煙廠因高大空間多、工藝性空調房間較多、設備發熱量大等原因，導致卷煙廠的空調能耗在平時的運行能耗中占有了更大的比重，因此如何在空調系統中挖掘潛力，對煙草行業節能減排會有重大意義。由于現在水泵在選擇、設計及運行時的不合理因素，使得水泵系統的能耗仍有很大的空間可以挖掘利用。

2 冷水循環泵選用的注意事項

2.1兩管制空調水系統中，宜分別設置冷水和熱水循環泵。如果冷水循環泵兼做熱水循環泵使用，冬季輸送熱水時宜改變水泵的轉速，使水泵運行的臺數和單臺水泵的流量、揚程和系統的工況相吻合。

2.2選用循環水泵時一般不少于兩臺，同時應該考慮設置備用泵，用來保證有水泵出現故障時仍能滿足系統的正常運行。

2.3冷水系統的循環泵，宜選用低比轉速的單級離心泵；一般可以選用端吸泵，流量大于500m3/h時，宜選用雙吸泵。

2.4根據減震要求宜在水泵底座下設置具有較大質量的鋼筋混凝土板惰性塊，再在板下配置減振器，水泵的進出水口應該安裝減震接頭。

2.5在水泵的出水管應該安裝止回閥，以防止突然啟停造成的水錘作用。水錘作用具有極大的破壞性，可導致管道系統的強烈振動、噪聲，造成閥門破壞，甚至管道破裂等事故。

2.6在高層建筑中的循環水泵，必須考慮泵體所承受的靜水壓力，并提出對水泵的承壓要求；同時水泵選定后需符合系統的工作壓力是否滿足系統設置的需要，如有超過系統內部件的承壓能力，應該更換承壓能力大的部件，或者重新劃分系統設置降低系統工作壓力。

2.7選擇配置水泵時，應充分分析和考慮在部分負荷下水泵運行和調節的對策，空調設備絕大部分時間是處于部分負荷情況下工作，部分負荷時水泵運行費用的高低，決定了整個系統循環泵能耗的多少，該部分是水泵節能運行最大的保證。

3 冷水循環泵主要參數的選定

3.1水泵的主要參數

冷水循環泵主要參數有流量、揚程、轉速、配電功率以及噪聲等。主要需要計算的水泵參數是流量和揚程。流量根據水泵負責的系統水量來選取，選定水泵時流量應附加5%~10%的裕量。水泵的揚程是極為關鍵的一個參數，包含了較多的影響因素，需仔細計算。計算壓頭損失若不足會造成環路供水壓力不夠，不能將冷水送到壓力損失較大的環路，如計算壓頭損失考慮偏大，會造成水泵揚程選取的過大，勢必帶來能耗增大，造成了能源的浪費。

3.2循環水泵揚程計算

3.2.1 水泵揚程計算總公式

以閉式冷水系統為例，水泵揚程計算公式如下：

H＝P1＋P2＋Pg（公式3.1）

其中 H――計算的壓力總損失 kPa

P1――制冷機組壓力損失（見表3.1） kPa

P2――計算管路的末端設備壓力損失（見表3.1） kPa

Pg――管路的壓力損失 （見公式3.2）kPa

主要設備的壓力損失可由設備廠家提供，計算數據缺乏時可按照表1進行估算。

表1 部分設備的壓力損失值

3.2.2管路壓力損失計算

管路的壓力損失計算公式如下：

Pg ＝Py＋Pj（公式3.2）

其中 Pg――管路的壓力損失 kPa

Py――管路的沿程壓力損失（見公式3.3） kPa

Pj――管路的局部壓力損失（見公式3.4） kPa

⑴管路沿程壓力損失計算

管路的沿程壓力損失簡易計算公式如下：

Py＝R?L（公式3.3）

其中 Py――管路的沿程壓力損失kPa

R――單位長度直管段的摩擦阻力（習慣稱比摩阻） Pa/m

L――直管段長度 m

通常空調冷水系統的比摩阻控制在100～300 Pa/m，小管徑管路的比摩阻會相對大些，較大管徑的管路比摩阻會略小些。最大不應超過400Pa/m。

⑵管路局部壓力損失計算

管路的局部壓力損失是水在流動過程中遇到各種配件如彎頭、三通、閥門等時，由于摩擦和渦流而導致的能量損失。習慣上稱之為局部阻力。局部阻力和水流速度（動壓）以及遇到的配件的有關。不同的配件有不同的局部阻力系數。局部阻力簡易計算公式如下：

Pj＝ζ?ρ?v2/2 （公式3.4）

其中 Pj――管路的局部壓力損失kPa

ζ――管道配件的局部阻力系數

ρ――流體的密度，水取1000 kg/m³

v――管道內流體的流速m/s

也可采用局部阻力當量長度來進行局部阻力計算，本文不再贅述。

當冷水系統管路較大，或者集中冷熱源需向多個單體建筑進行供冷供熱，需輸送較長管路時，可參照《城鎮供熱管網設計規范》（CJJ34-2010）第7.3.8條中的局部阻力和沿程管路的比值進行系數選取，見表2

表2 管道局部阻力與沿程阻力比值

3.2.3 揚程計算結果的附加

根據公式匯總后得出的便是空調水系統的總壓頭損失，需要注意的是水泵揚程的選定時也應該對計算的結果附加5%～10%的裕量。

4 冷水循環泵低能耗運行的措施

水泵低能耗運行可為節能減排做出有力貢獻，可以從空調系統設置、水泵自身、管路設計、空調設備選取等多種形式，多種途徑入手，對水泵運行能耗進行降低。

4.1合理設置系統

前面我們也講到空調系統多數時間是部分負荷運行，合理配置部分負荷下的機組和水泵的設置，使之在部分負荷下也能高效率運行，以滕州煙廠為例，空調系統設置三臺冷水機組及對應的三臺冷水循環泵，則保證在1/3及2/3負荷情況下機組及水泵都能維持在設計的最高效率點工作；同時水泵設計為變頻泵，在單臺設備部分負荷情況下啟動變頻裝置，保證水泵仍舊在最高效率點或最高效率點附近工作。

4.2選擇工作效率較高的設備

目前市場上已經出現了工作效率≥0.85的水泵，選用此類高效率水泵可使得空調水系統的輸送能效比（ER值）比《公共建筑節能設計標準》（GB50189-2005）中的限值降低17%左右。此舉在降低運行能耗上也具有明顯的效果。

4.3控制管路壓力損失

優化布置冷熱源及管路走向，使冷熱源盡量靠近負荷中心，減少管路敷設，同時也減少為平衡管路壓力損失而增設的平衡閥、調節閥等，也就減少了相應的沿程損失和局部損失。有效降低了循環水泵的揚程，也就降低了循環水泵的配電功率。

此外，適量加大供回水溫差或適當放大供回水管路管徑，也都可以在一定程度上低循環水泵的沿程損失和局部損失，對降低選用水泵的揚程也有很大作用。

4.4選擇高效低阻的空調設備

循環泵范文第3篇

關鍵詞：循環泵；振動故障；解決

中圖分類號：TQ051 文獻標識碼：A

燃氣輪機配套使用的循環泵，是保證燃機電廠正常平穩運行的重要設備。此泵在現場投用后，經常出現泵體及管線振動，最初認為是泵體密封材料或軸承等零部件磨損引起的，后經多次檢查和更換零件后，問題依然存在，且主備用泵都出現同一現象，嚴重影響生產的正常進行。后經過認真排查，查找出是氣蝕原因，此問題在熱水循環泵使用中具有普遍性。

1 多級離心泵常見振動故障分析及處理

多級離心泵常見振動故障分析及處理離心泵引起的振動，還是附帶設備引起的振動，是機械振動還是流體振動。

1.1 電動機振動常見原因及消除措施。第一，軸承偏磨：軸承受到磨損或者機組在運行的過程中發生了故障。消除措施：及時的更換受損的軸承，重新對機組的同心度進行矯正。第二，定轉子摩擦：氣隙沒有能夠達到運行的標準，所產生的定轉子不均勻以及軸承受到了磨損。消除措施：發生了這種情況的時候我們應該及時的重新對氣隙進行有效的調整或者更換新的軸承。第三，軸向松動：出現這種情況就是有兩種情況造成的，一個原因就是在安裝不良，另一個情況就是螺絲的松動。消除措施：認真仔細的檢查安裝過程中的質量，擰緊螺絲。

1.2 單級水泵振動常見原因及消除措施。第一，手動盤車困難：泵軸彎曲、軸承磨損、機組不同心、葉輪碰泵殼。消除措施：校直泵軸、調整或更換軸承、重校機組同心度、重調間隙。第二，泵軸擺度過大：軸承和軸頸磨損或間隙過大。消除措施：修理軸頸、調整或更換軸承。第三，水力不平衡：葉輪不平衡、離心泵個別葉槽堵塞或損壞。消除措施：重校葉輪靜平衡和動平衡、消除堵塞，修理或更換葉輪。第四，基礎在振動：基礎剛度差或底角螺絲松動或共振。消除措施：加固基礎、擰緊地腳螺絲。

1.3 多級泵體振動原因分析。（1）泵體找正誤差大。（2）離心泵轉子不平衡。（3）離心泵軸承磨損或間隙過大。（4）離心泵軸承竄量過大。（5）離心泵聯軸器損壞（膜片聯軸器膜片；彈性聯軸器彈性損壞）。（6）離心泵軸彎曲，轉子晃動量大。（7）泵局部零部件異常碰磨。（8）泵聯結件松動。（9）泵氣蝕或氣縛。（10）泵平衡盤非正常。

2 離心泵故障及形成原因

分析根據實際情況我們一一排除，后確定是因為泵氣蝕的原因，也就是我們現場常說的氣鎖。原來在給管網保溫的熱水在保溫的同時，產生大量的氣體，這些氣體不但降低熱效應而且損壞系統導致泵體振動。泵體振動原因找到了，那么氣體產生及形成危害的因素是怎么形成的呢？

2.1 流程缺陷分析。補水罐太低離地距離2.5m，回水管線與泵進口之間基本沒有位差，導致管線內氣體形成后，無法得到釋放形成氣袋，熱水循環不暢通，形成泵的氣鎖現象，影響泵正常工作，故產生振動。

2.2 無有效簡便的氣體排放裝置。生產中啟停泵易形成氣鎖，熱水循環時遇膨脹彎時也易產生氣體，管線上沒有簡便易行的氣體排放裝置，導致離心泵運行時產生氣體引起振動。

2.3 泵的汽蝕現象。在水泵中產生氣泡和氣泡破裂使過流部件遭受到破壞的過程就是水泵中的汽蝕過程。水泵產生汽蝕后除了對過流部件會產生破壞作用以外，還會產生噪聲和振動，并導致泵的性能下降，嚴重時會使泵中液體中斷，不能正常工作。導致管線內氣體形成后，無法得到釋放形成氣袋，熱水循環不暢通，形成泵的氣鎖現象，影響泵正常工作，故產生振動。

3 循環泵振動的解決方案

3.1 流程改造。改造后的流程，抬高泵進口管線到2m和補水罐加高到5m的高度，形成一定的位差并在此基礎上在泵進口管線的高處再焊接一節50cm高度的管線并裝上自動排氣閥，確保與泵的進口形成位差，使氣體能夠順利進入排氣閥，從而避免氣鎖引起振動。

3.2 安裝自動排氣閥。自動排氣閥工作原理：當此系統中所產生的氣體的時候，氣體就會通過管道向上流去，最后會流到了本系統的最高點。因此，通常情況下排氣閥都是安裝在此系統的最高點上，當氣體流入到自動排氣閥閥腔聚集在排氣閥的上部，隨著閥內氣體的增多，氣體壓力上升，當氣體壓力大于系統壓力時，氣體會使腔內水面下降，浮筒隨水位一起下降，排氣口打開，氣體排盡后，水位上升，浮筒也隨之上升，排氣口關閉。所以，選擇在接近泵的進口管線的高處，安裝一個自動排氣閥，能及時有效地排除管線內的氣體避免氣鎖，從而有效避免泵運行中的振動，確保了生產的安全運行。熱水循環正常，保證了泵正常生產，對今后熱水循環泵的安裝有一定意義。

4 效果評價（表1）

表1

氣鎖形成原因 流程改造前 流程改造后

正常啟停泵操作 有振動 無振動

溫度異常 有振動 無振動

異常停泵操作 有振動 無振動

確保了生產的安全運行。水循環正常，保證了泵正常生產，對今后循環泵的安裝有一定意義。

循環泵范文第4篇

關鍵詞：供熱機組 熱網循環泵 驅動節能

中圖分類號：TM621 文獻標識碼：A 文章編號：1003-9082（2016）12-0264-01

熱網循環泵是供熱機組中較為重要的設備之一，其合理選型以及設備設計良性與否直接關乎供熱系統的正常運行，就目前市場上的熱網循環水泵來看，部分水泵的設計選型中揚程設置較高，這就致使出口閥出現了嚴重的節流損失，不僅降低了運行經濟效益，還增加了設備運行安全風險[1]。就此，本文針對性的對其循環泵驅動節能進行了優化設計，結合以實例探討了優化過程，旨在提出最佳的補救措施。

一、節能減耗優化設計的意義

就全世界的能源分布情況來看，我國的能源分布相對較少，資源比較緊缺。改革開放之后，國門大開，國內的經濟飛速發展，各大行業更是發展迅速，整體的工業水平較高。但是隨著工業化進程的加快，一系列的能源問題和環境問題隨之產生。據相關的研究結果表明[2]，目前，我國的能源實際利用率比較低，于是節能減耗理念逐漸深入人心，越來越多的人開始關注節能減耗措施的應用。國家提出“資源節約型”社會發展理念，確立了包括電力在內的節能降耗的重點產業，建立了包括電力節能工程在內的國家十大節能工程等。由此可見，節能降耗措施的應用勢在必行。就目前國內的電氣、電力行業發展情況來看，均對能源的消耗比較大，而且其消耗趨勢逐年遞增，我大唐張家口廠作為規模較大的電力企業來說，電力的需求一直都很大，同時能源的消耗也較大，有趨勢顯示其能耗正在逐漸增多。究其原因主要與行業發展有關，同時也與行業本身的發電裝機等多種設備的容量較小、系統較為落后等問題密切相關。但是隨著行業的不斷發展，能源需求和供應之間的矛盾日益凸顯，我企業正逐步認識到節能減耗的重要性，在企業的發展中也積極將其作為行業發展的重點內容之一。企業內部正不斷采取和深化節約型建設措施，其中對行業設備進行了全面的調整，旨在通過設備調整來提高設備運行的效率，同時降低能源消耗，最終促進行業和社會的可持續發展。

二、供熱機組熱網循環泵驅動節能優化措施

我國的北方地區供熱時間較長，設備需要長期的運行，作為供熱機組中輸送供熱介質的主要途徑之一的熱網循環泵對能源的消耗相對較為巨大，為了有效的提高熱網循環泵的驅動節能效率，本文論述了下述驅動節能優化舉措背壓機驅動熱網循環泵方案。這種方案減少了電泵方案中的變頻調速裝置的應用，可以調整其轉速[3]。而驅動汽源使用的是工業抽汽方式，這種抽汽方式的參數等級較高，可以通過背壓機對余熱進行排汽，能夠將排汽直接輸入熱網加熱器，最終用作熱網水來利用。由于工業抽汽的相關參數等級要求較高，所以其具備較強的做功能力。因為小汽輪機的效率相對比主汽輪機低，所以從節能經濟性角度來看，工業抽汽方式對小汽機進行驅動最終帶動熱網循環泵的方式仍然具有較大的改善空間。看還具有一定的提升空間。具體的方案內容包括以下幾點：

1.計算熱力過程

首先，確立循環泵軸的功率。依照循環泵流量、效率、揚程和密度參數來計算熱網循環水泵軸的功率，具體的計算公式為：熱網循環水泵軸的功率= 。

2.確定小汽輪機的參數

設定小汽輪機的相關參數，設定其功率、轉速、排汽溫度、進汽溫度、進汽壓力、背壓分別為1400kW、1500rmp、200℃、272℃、0.5Mpa、0.2Mpa。由于小機需要做功，所以在進入換熱器的采暖蒸汽量應該予以增加，如此才能進一步滿足原換熱負荷[4]。由此需要依照熱平衡原則依照相關計算公式來計算采暖的抽汽量。具體的過程應為先利用采暖抽汽來驅動小汽輪機做功，之后利用小汽機排汽來對熱網水進行加熱，這樣能夠對低品位蒸汽的能量梯度進行充分利用。最終的方案的示意圖如下圖：

上圖中的2、3、4、6、、7、8、9、10、11數字分別代表采暖抽汽、小汽輪機、熱網循環泵、汽輪機、熱網水管道、凝結水泵、主蒸汽、一級熱網加熱器、二級熱網加熱器。

3.分析其經濟性

應用上述方案后可以有效的節省電機驅動方式的耗電量，但是該種方案同電機驅動方式相比會增加抽汽量，而增加的抽汽因為沒有在主汽輪機中做功最終致使主機的出力損失。如果前者的增量大于后者的出力損失則可以表明該種方案同電機驅動方案相比具有較高的優勢，可以理解為該方案以小損失獲取了較大的驅動能力，也在一定程度上說明了這種方案的經濟性更佳。反之，如果出力損失更大則表明還是電機驅動形式更好。本次研究顯示小汽機方案的經濟性更強。探討該種方案的主機出力損失的主要原因包括兩點：一是小汽機在排汽對熱網水加熱時排擠了一些采暖抽汽，這部分采暖抽汽會在主機中做功。二是小汽機消耗蒸汽，但是沒有在主機中做功造成的損失。

4.對比不同的抽汽方案的節能情況

為了明確不同的驅動方案的節能效果，本文以某330MW雙抽凝汽式汽輪機組為例通過計算，對單臺熱網循環泵應用了不同的驅動方案，其經濟性計算結果最終顯示工業抽汽驅動方案的小汽機耗汽量、 驅動引發的工業抽汽增量、進汽焓、排汽焓、排氣壓力、出力損失相對電機方案的節能量分別為27370kg/h、27370kg/h、3208kJ/kg?h-1、3050kJ/kg?h-1、0.4Mpa、1370W/kW、60kW。而采暖驅動方案小汽機耗汽量、 驅動引發的采暖抽汽增量、進汽焓、排汽焓、排氣壓力、出力損失相對電機方案的節能量分別為30155kg/h、71kg/h、3023kJ/kg?h-1、2880kJ/kg?h-1、0.16Mpa、10W/kW、1419kW。兩組數據比較顯示結果表明，工業抽汽驅動方式相比較電機驅動方案能夠節能60kW，而采暖抽汽驅動方式與電機驅動方式相比節能了1419kW，但是后者比前者的總耗汽量更多，多了2785 kg/h。究其原因主要考慮為前者工業抽汽參數較高，對用能的損失較大所致。因為在主汽輪機中做功引發的主機出力損失同電機功率相近，所以其實際節能量相對較小。而后者采暖抽汽方式的參數較低，在主機發揮的做功能力也較小，且一級熱網加熱器工作壓力比二級熱網加熱器低，單位流量小汽機排汽在一級加熱器中放出熱量與單位流量采暖抽汽在二級加熱器中放出熱量已大體相當，因此部分采暖抽汽先用于小汽機做功后再加熱熱網水，對采暖抽汽總量影響很小。

對于上文的研究最終顯示，采暖抽汽、工業抽汽和電機抽汽三種熱網循環泵驅動方式中第一種方式的蒸汽品位較低，能夠對能量實現梯度利用，綜合運行后經濟性最高。而第二種驅動方式與第三種驅動方式相比總體運行經濟性相似，但是前者能夠有效的降低廠用電率，其節能效果二者比較差距也不大。綜上上述多種研究結果可知，采用小汽機汽泵方案能夠在一定程度上提升企業的經濟效益和綜合熱效率。但是需要對其進行正確調節，依照熱網水的流量和壓力變化情況來調節變速，進而提升設備運行效率，同時可以消除對閥門的沖刷，也能減少一些節流損失，最終也能夠提升系統的安全性，有效的改善用電系統的運行環境[5]。

結語

綜上所述，對熱網循環泵設計不當會直接導致能源消耗量增加，其傳統的配置方式會增加冬季的用電率，為了有效的節約能源，本文利用采暖抽汽驅動小汽輪機來帶動該水泵，并計算了工業抽汽驅動、電機驅動和采暖抽汽驅動三種方案的經濟性，最終發現采暖抽汽驅動方案更為節能。但是就本次研究而言，研究內容仍然不夠全面，今后筆者將進行深入的研究與分析，爭取提出更為節能的設計和優化方案，提升設備節能效果的基礎上確保行業的可持續發展。

參考文獻

[1]朱斌帥， 李仰義， 宋國亮. 供熱機組熱網循環泵驅動節能優化[J]. 節能技術， 2014， 32（4）：366-367.

[2]張鐵海， 王宏剛， 馮云山，等. 抽汽供熱式機組熱網循環水泵安全節能優化改進探討[J]. 商， 2014（7）：291-291.

[3]蔣偉佳， 孫首珩， 葛軍. 熱網循環泵采用汽動泵熱經濟性探討[J]. 吉林電力， 2012， 40（1）：17-19.

[4]李強， 宮書宏， 鄭鋼. 600 MW超臨界機組熱網循環水泵驅動方式分析[J]. 電力與能源， 2014（5）：617-619.

循環泵范文第5篇

關鍵詞：超超臨界機組爐水循環泵給水流量蒸汽吹管

中圖分類號：U664.111文獻標識碼：A 文章編號：

鍋爐概況

廣東惠州平海發電廠一期工程為2*1000 MW超超臨界壓力燃煤汽輪發電機組。1、2號鍋爐為上海鍋爐廠有限公司引進ALSTOM技術生產的超超臨界變壓直流煤粉爐，型號為：SG-3093/27.46-M533，型式為單爐膛、雙切圓燃燒、一次中間再熱、平衡通風、露天布置、機械干式排渣、全鋼構架、全懸吊結構Π型煤粉鍋爐。鍋爐可帶基本負荷并參與調峰，點火及助燃用油為#0輕柴油，設計煤種為內蒙準格爾煤和印尼煤按1：1配比的混煤，校核煤種為印尼煤。

蒸汽吹管

2.1吹管的參數及方式

根據我廠1、2號機組的特點，本次鍋爐蒸汽吹管采用等離子點火，蓄能降壓吹管，過熱器、再熱器兩段吹掃方案。第一階段吹洗過熱器、主汽管路；第一階段吹洗合格后，進行第二階段全系統吹洗（簡稱二步法）。

按《火電機組啟動蒸汽吹管導則》電力工業部1998年版和《電力建設施工及驗收技術規范（鍋爐機組篇）》DL/T 5047-1995要求，吹管動量系數必須≥1.0。利用吹管臨時控制門，當壓力達到P分離器=8MPa時，T過熱器出口=380～420℃，全開臨時控制門；當壓力降到P分離器=5.5MPa時，全關臨時控制門。根據中華人民共和國電力工業部電綜[ 1998] 179 號文《火電機組啟動蒸汽吹管導則》要求, 吹管步驟如下:

a) 鍋爐升壓到沖管參數, HWL 解除自動, 手動關閉；

b) 開臨沖門開始吹管；

c) 快速將給水流量提高到1100t/h；

d) 分離器壓力達5.5MPa 時, 開始關閉臨沖門；

e) 臨沖門關閉后, 給水流量保持不變, 直到分離器水位正常后, HWL 投入自動, 逐漸降低給水量到 880 t/ h。

重復操作步驟 a) 至 e) , 直到打靶合格。

無爐水爐水循環泵降壓吹管難點、危險點分析

3.1工質回收

對于有泵的串聯啟動系統，在啟動初期，通過鍋爐啟動循環泵調節鍋爐給水量，給水泵自動調節出力維持儲水箱水位。當無泵后，則需要給水泵調節鍋爐給水流量，高水位調節閥溢流以維持儲水箱水位。由于我廠給水流量要求必須大于846 t/h，流量較大，為了回收工質和熱量，使化學水處理的出力達到鍋爐補給水的要求必須將儲水箱排水導至凝汽器或除氧器。由于儲水箱排水量較大，且溫度較高，如將儲水箱排水導至凝汽器，極有可能損壞凝汽器，因此需導至除氧器。另外將儲水箱排水排到除氧器可以提高給水溫度更有利于減少燃料量，從而降低了受熱面超溫的可能。

由于現鍋爐啟動系統無儲水箱排水導至除氧器的管道，因此需進行系統改造。系統改造有兩種方式：一、在儲水箱至大氣擴容器之間的高壓管道引出一根管道除氧器；二、通過啟動疏水泵管道打至除氧器。第一種方式需要采用高壓管道和閥門，金屬材質要求較高，同時需要在除氧器處修建擴容器（防止除氧器沸騰、電泵汽蝕），總體投資肯定較大；第二種方式只需要增加一臺大容量疏水泵（我廠疏水泵為75 KW不滿足無爐水循環泵啟動出力要求），因此從投資上考慮，建議采用第二種方式。

3.2水冷壁干燒

采用降壓吹管臨沖門開啟期間，由于壓力降低，水冷壁和貯水罐中的飽和水會發生閃蒸產生大量蒸汽，此時水冷壁的冷卻狀況良好。由于閃蒸蒸汽流量超過給水流量，當臨沖門完全關閉后，閃蒸停止。上部水冷壁處于無水干燒狀態，若此狀態時間過長將引起水冷壁垂直管段超溫，甚至損壞水冷壁。干燒時間的長短受給水流量的控制，給水流量越大，干燒時間越短，當給水超過平均蒸發量，汽水分界點上移，干燒現象消失，但是給水流量過高，會導致貯水罐瞬間滿水。

為了減少水冷壁干燒時間與干燒程度，應在臨沖門開啟前后適當加大給水流量（但不應引起虛假水位過高而產生蒸汽帶水），并降低鍋爐燃料率，在因壓力突降產生的虛假水位下降后迅速的加大給水流量（注意給水泵不能過負荷）。待分離器水位恢復正常后，逐漸增加燃料量開始下一次升溫升壓。

3.3受熱面超溫

當鍋爐正常運行在低負荷階段（25%~40%時）由于蒸汽流量小對過、再熱器管壁的冷卻流量不足、低壓水的汽化潛熱大、水冷壁循環冷卻效果差等原因鍋爐受熱面容易超溫。當我廠采用無爐水循環泵啟動吹管時，由于給水溫度低、爐水排放量大、對應蒸汽壓力所投入的燃料較正常運行時多，且在降壓吹管升溫升壓過程中蒸汽沒有流動不能及時帶走管壁熱量更加大了受熱面超溫的可能。尤其在降壓吹管的第一階段再熱器處于干燒狀態，對再熱器壁溫的控制更是成為難點。

為了解決超溫問題，在點火后，應將再熱器煙氣擋板全關、通過燃燒器擺角下擺、配風降低火焰中心、投用減溫水等手段降低氣溫。排水盡量排至除氧器（但應保證除氧器水溫不應超過其對應壓力下的飽和溫度）以提高上水溫度從而減少燃料投入量。

3.4機組排水泵容量

我廠采用無爐水循環泵吹管時，將會產生大量排水，如除氧器水位過高、或水溫過高應保證將水迅速排放至五號低加放水門后或機組排水槽，若排至機組排水槽應保證排水泵的容量滿足。

3.5化學補給水流量

以上雖提出吹管期間工質回收方案，但因爐水循環泵運行，鍋爐排水量大。化學補水仍可能超出正常運行最大補水量。目前我廠化學能提供的最大補水量為670 T/H左右，連續制水量為240 T/H,初步計算化學補水基本可以滿足。

3.6電泵容量

電泵在降壓吹管升溫升壓過程中完全可以滿足省煤器進口流量的需要，并有一定裕量，關閉臨充門后，水冷壁出現干燒時需瞬時加大給水泵流量時，需要根據電泵的流量、揚程曲線，確定電泵在此壓力下的最大流量，來計算出水冷壁干燒時間，以保證水冷壁安全，因目前廠家尚未提供電泵特性曲線，粗略根據電泵額定工況下的參數換算（揚程1419 M，流量928 T/H，效率83%）吹管壓力下（7.0 - 8.0 Mpa）電泵可以提供的流量應該在2000 T/H左右。可以滿足降壓吹管的給水出力要求。

無BCP吹管采取的措施

4.1增加臨時爐水回收系統，增加臨時爐水回收系統有以下2種方案:

方案1從 HWL 后接 1 條臨時管路到除氧器, 直接對高溫爐水進行回收, 這種方案思路來源于上海鍋爐廠 600 MW 級超臨界鍋爐無 BCP 啟動系統的設計。該方案的優點是熱量回收效率高, 可以滿足鍋爐上水溫度的要求, 但是對鍋爐啟動系統的改動大, 而且臨時管道管材要求高, 投資大。

方案2從集水箱至凝汽器的管道上接 1 條臨時管路回收經過擴容的爐水。該方案的優點是臨時系統的管材要求低, 投資小, 不需要對鍋爐啟動系統做任何改動, 但是熱量的回收效率較低。如果按照 500 t/ h 回收量計算, 可以使給水溫度達到87℃。

4.2降低水流量

超溫主要是因為燃料量太大引起, 而燃料量又取決于給水流量, 降低給水流量是防止過熱蒸汽超溫最直接的辦法。一般情況下, 鍋爐最小給水流量是根據鍋爐最小直流負荷對應的燃燒率計算得到的, 即鍋爐的最小直流流量。在鍋爐轉入干態運行后, 受水煤比協調控制, 不需要采用最小給水流量對水冷壁進行保護。降壓吹管時, 鍋爐的燃燒率只有 10%~ 15% , 遠小于直流負荷時 30% 的燃燒率,我廠的鍋爐水冷壁布置 235 個壁溫測點, 只要監視好水冷壁壁溫, 適當降低鍋爐給水流量至最小給水流量, 水冷壁的安全就不會受到威脅。

4.3合理的二次風配風

我廠配有等離子點火系統, 所以選擇投煤吹管。在鍋爐吹管過程中, 燃料量必須滿足鍋爐升壓速度的要求, 爐膛出口溫度受二次風配風影響較大。為了保證爐膛出口不超溫, A 層煤粉燃燒器二次風要盡可能小, 而遠離 A 層的區域, 如 E、F 層和過熱空氣( over fire air, OFA) 層, 二次風盡量開大, 通過大量的冷風降低爐膛出口溫度, 同時也可以提高煙氣流速, 防止未燃盡煤粉附著在尾部受熱面上發生的二次燃燒。

結論

探討了1000 MW超超臨界鍋爐無 BCP工況下的吹管工藝, 并針對具體問題給出了解決方案, 確保無BCP吹管順利進行。

參考文獻：

1.電綜（1998）179號,火力機組起動蒸汽吹管導則[S].