用降溫法排除改造機組熱網站疏水泵的汽化故障

張 振，李 濤， 李宏偉

(中石化勝利油田勝利電廠，山東 東營 257087)

0 概 述

為了節能減排并提高老機組運行的經濟性，同時為了擴大供熱區域，滿足當地社區集中供熱的需求，將某熱電廠一期的2×220 MW超高壓凝汽式汽輪機組，改造為抽凝式供熱機組。在改造的同時，新建了與二期并聯的熱網站(二期為2×300 MW三缸二排汽亞臨界抽凝式供熱機組)。

1 系統布置及存在問題

對機組改造后，新建熱網站的系統布置(與二期并聯)，如圖1所示。熱網站的設計參數，如表1所示。

在熱網站內，布置了4臺加熱器和4臺疏水泵及相應的管道。由于受到場地、設備基礎及空間位置的限制， 只能將熱網加熱器布置在220 MW機組的零米處，將疏水泵安裝在加熱器下方，疏水泵與加熱器工作水面的垂直距離，為2.27 m。加熱器內蒸汽經換熱后形成了疏水，通過疏水泵升壓，再被送入除氧器進行回收。疏水泵采用變頻調節，可根據加熱器水位的變化，自動調節電動機轉速，維持加熱器內水位的穩定。加熱器水側的循環水，來自二期2×300 MW機組的熱網首站。循環水在加熱器內升溫后與二期熱網的循環水匯合，再被送到外部用戶。

圖1 新建熱網站的系統布置(與二期并聯)

表1 熱網站設計參數

熱網站投入運行后，站內的疏水泵常發生汽化或機械密封損壞等故障，多次導致熱網站的被迫解列。

2 疏水泵汽化的原因

2.1 理論計算分析

根據伯努利方程，加熱器液面壓力與疏水泵入口處液體壓力的相互關系，為：

(1)

在式(1)中：

P1—加熱器液面壓力，Pa；

P2—水泵入口處液體的壓力，Pa；

Z1、Z2—分別為加熱器液面高度、水泵入口處高度，m；

ρ—液體密度，kg/m3；

c—流體在泵入口處的流速，m/s；

g—重力加速度，計算可取為9.8，m/s2；

ξ—阻力系數，按8個彎頭阻力，取4.91。

疏水泵入口與加熱器工作水面的高度差，按實測值，即ΔZ=Z1-Z2=2.27 m。據理論分析可知，因加熱器與疏水泵入口處存在高度差，可產生靜水壓頭ΔZ。較高的靜水壓頭，可確保疏水在水泵入口處呈不飽和狀態，但根據方程式計算，當管道內疏水的流速c增加時，將造成泵入口壓力P2下降。以設計壓力為0.245 MPa進行計算，當加熱器內的疏水溫度為126.8℃時，抽汽流量為200 t/h，此時，疏水泵內尚末發生汽化現象，但當疏水泵流量變化至310 t/h時，疏水泵內就會發生汽化現象。

若加熱器汽側的壓力突降，由于疏水溫度的變化滯后于壓力變化，在疏水泵入口處的不飽和水將達到飽和條件而發生汽化。如果壓力突降至0.233 MPa以下，疏水泵也會發生汽化現象(改造時，系統的設計壓力，為0.245 MPa)。

2.2 誘發汽化的其它因素

2.2.1 熱網循環水流量及壓降

當熱網循環水流量突然大幅增加時，加熱器管內對流換熱系數變大，蒸汽被急劇冷卻，疏水量隨之增多，加熱器的汽側壓力降低，即加熱器內液面上部的壓力突降，疏水產生自沸騰，引發汽側的水位急劇升高。由于加熱器內疏水溫度的變化滯后于壓力的變化。在運行中，形成的疏水沸騰現象都比較突然，是水的物理特性所致，較難避免。

2.2.2 降荷及抽汽壓力的波動

該機組為改造機組，還需考慮低壓缸的冷卻問題。電廠要求中排壓力維持在0.18～0.3 MPa，并需確保供熱蝶閥后的壓力，高于0.067 MPa，壓力的調整范圍窄，難度大。機組系統的細微變動，都可能造成加熱器汽側壓力的波動。如果機組突然甩負荷或系統故障，必然引起供熱抽汽壓力的變化，從而使加熱器的壓力突降，造成飽和水汽化，進而導致了疏水泵的汽化故障。

2.2.3 疏水泵的變頻調節

由于加熱器汽側的貯水量較少，加之疏水泵入口處的管道較短，當疏水泵變頻調節性能不穩定(尤其在低負荷供熱時)，電動機轉速從低速變為高速，造成加熱器水位的急劇下降，疏水被抽空，也會使疏水泵發生汽化故障。

2.2.4 出口逆止門的頻繁啟閉

由于季節溫度及用戶的用熱量是在不斷變化的，決定了熱網加熱器不可能始終處于設計工況下運行。當加熱器低負荷運行時，由加熱器進汽管道上的供熱電動蝶閥的啟閉動作，對抽汽量進行控制，加熱器汽側將維持低壓運行。若抽汽流量為50 t/h，實測汽側的絕對壓力，僅為0.1 MPa。此時，疏水泵的流量較低，出口逆止門頻繁動作，時開時關，造成疏水泵出口流量的劇烈變化，也會造成疏水泵的汽化故障。

3 疏水泵機械密封的失效

熱網疏水泵采用了機械密封形式。當疏水泵汽化時，往往導致疏水泵機械密封的損壞。以某次1號機甲熱網的疏水泵為例，當時，熱網循環水流量由750 t/h突升至1 900 t/h，造成了疏水泵汽化，泵的機械密封被損壞，被迫停運檢修，影響了用戶供熱。

疏水泵的機械密封，是靠一對垂直于軸并作相對滑動的端面組成動環，并配有輔助密封的軸封裝置。運行時，通過泵內疏水壓力和補償機構的彈力作用，使兩端面保持貼合，從而達到阻漏的目的。為了冷卻和保證動靜環之間液膜的穩定，還在靜環內部通入了冷卻水。動環補償式機械密封裝置，如圖2所示。

1.動環(補償環) 2.動環輔助密封圈 3.彈簧 4.彈簧座

汽化后，疏水泵內原存有的飽和水變成了蒸汽，此時，水泵空轉已不能虹吸，同時，密封腔內的水也隨之汽化，已無法在動靜環之間形成有效的液膜，動靜環將發生干摩擦，摩擦產生熱量很大，僅靠冷卻水無法及時將熱量帶走，于是造成密封環的損壞。動靜環之間的間隙增大，即形成圖2中的泄漏點1。動靜環損壞后，即使消除了疏水泵的汽化條件，動環與靜環之間的液膜也無法形成，泄漏點將一直存在，疏水泵將因泄漏而無法正常運行。此時，必須更換疏水泵的機械密封。

4 解決方法

通過分析，疏水泵汽化的根本原因，是疏水泵與加熱器工作液面之間的垂直距離不夠大，僅為2.27 m，這個高度差ΔZ所產生的靜水壓頭，難以確保在動態工況下疏水泵不發生汽化。為了防止疏水泵汽化，通常采用的措施，是增加加熱器與疏水泵之間的垂直高度。抬高加熱器安裝位置，或降低疏水泵安裝位置，均受到場地及空間位置的限制，況且所需的基建費用較大，并不可取。

根據熱力學原理，只需將疏水泵入口飽和水溫度降至其飽和壓力下的對應溫度之下，即可解決疏水泵的汽化問題。經現場勘查，最簡單的解決方法，是在凝結泵出口管道上引一管線，將40℃左右的主機凝結水，泵入疏水泵的入口處，經與原系統疏水混合后，使疏水泵入口處的水溫降至121℃左右，即可避免疏水泵的汽化。管道及閥門的連接方式，如圖1所示。

主機凝結水的泵入量Gl，可計算確定：

(2)

式(2)中：Gl、Gs—主機凝結水流量、加熱器疏水流量，t/h；

ts—加熱器疏水溫度，℃；

tr—加熱器疏水與主機凝結水混合后的溫度，℃；

tn—凝結水溫度，℃。

系統正常運行時，加熱器汽側的壓力，為0.145 MPa，抽汽流量為150 t/h。以加入凝結水溫度為40℃計算，當循環水流量突增，使加熱器內的壓力突降0.05 MPa，計算所需的凝結水流量，為9.2 t/h。若加熱器內壓力突降0.1 MPa，計算所需的凝結水流量，為27.5 t/h?？紤]理論計算上的偏差，并確保有一定的富裕量，管道的管徑應按大流量進行設計，并增設3只閥門，即圖1中的閥2、閥3、閥4。當機組供熱負荷變動時，可改變閥門的開度，從而達到機組正常運行的要求。

由于疏水泵為變頻控制，且在低流量時的輸出量波動較大，致使出口逆止門存在頻繁啟閉的問題，因此，在出口管道處，加裝了調整門(圖1中的閥1)，通過控制閥門開度，可改變管道內流量，使之與疏水泵的變頻調節相適應，亦即利用調整閥門開度改善疏水泵的變頻特性。加裝的調整閥門，僅在熱網負荷較低時使用，其目的是根據疏水泵的流量變化，隨時改變管路的阻力特性，使疏水泵始終能在小流量的工況下連續泵水，讓出口逆止門始終處于開啟狀態，解決了低流量下疏水泵因變頻調節而產生流量波動大的問題。在高負荷時，該調整閥門維持全開，以減少系統的節流損失。實施改造后，對調整閥門的開度進行試驗，試驗結果表明，在低負荷時，將該閥門關小，疏水泵的變頻特性得到了很大改善，疏水泵運行平穩。疏水泵的出口壓力和流量等運行參數，均比改造前穩定。

5 結 語

對管路系統改造后，經歷多次熱網循環水流量和抽汽壓力波動的考驗，再沒發生疏水泵的汽化故障，也沒有發生因疏水泵汽化后誘發的密封損壞故障。實踐證明，利用增設管道，是解決疏水泵汽化較為簡便的方法，費用少，且效果好。可為凝汽式汽輪機組改造為供熱機組熱力系統的設計布局，提供有益的借鑒，值得推廣。