我国大型汽轮机叶片运行状况的研究和对策

我国大型汽轮机叶片运行状况的研究和对策【摘要】随着电站汽轮机大容量化，叶片的安全可靠性和保持其高效率愈显得重要。通过对10余个电厂叶片运行状况的调研及收集到有关叶片运行资料，分析了上海汽轮机有限公司、哈尔滨汽轮机有限责任公司、东方汽轮机厂等国产以及从美国、日本、前苏联和欧洲一些国家引进的300MW及以上亚临界压力大功率汽轮机部分叶片故障，认为末级长叶片型线下部普遍存在出汽边水冲蚀损伤，外来硬质异物击伤叶片和固体粒子侵蚀，叶片结构及其它损伤，分析了其损伤机理，介绍防范措施。

【关键词】电厂汽轮机叶片损伤损伤机理ResearchonOperationStatusofLargeSteamTurbineBladesandCountermeasuresAbstractWiththeincreasingadoptionofhighparameter,largesizesteamturbines,thereliabilityofbladesandkeepingitshighefficiencybecomemoreandmoreimportant.Throughtheinvestigationandsurveyofbladesoperationstatusoftenoddsteamturbinesandthecollectedrelevantbladeoperationdocuments,partbladefailuresofindigenousandimportedsubcriticalpressurelargesize(300MWandabove)steamturbinesaresummedupandanalyzed,includingsteamturbinesmadebyShanghai,Harbin,DongfangsteamturbineworksandimportedfromU.S.,Japan,formerSovietUnionandsomecountriesinEurope.Itisheldthat,thewatererosion,damagesresultedfromimpingesbyforeignhardmatterandetchingbysolidparticlesetc.phenomenagenerallyexistingatsteamoutletsideoflowerprofilepartoflaststagelongblades,leadtobladestructuredamageandotherdamages.Inthepaper,thedamagemechanismsareanalyzedandpreventivemeasuresareproposedaswell.

Keywordspowerplantsteamturbinereliabilitybladedamagedamagemechanism前言叶片是汽轮机的关键零件，又是最精细、最重要的零件之一。它在极苛刻的条件下承受高温、高压、巨大的离心力、蒸汽力、蒸汽激振力、腐蚀和振动以及湿蒸汽区水滴冲蚀的共同作用。其空气动力学性能、加工几何形状、表面粗糙度、安装间隙及运行工况、结垢等因素均影响汽轮机的效率、出力；其结构设计、振动强度及运行方式则对机组的安全可靠性起决定性的影响。因此，全世界最著名的几大制造集团无不坚持不懈地作出巨大努力，把最先进的科学技术成果应用于新型叶片的开发，不断推出一代比一代性能更优越的新叶片，以捍卫他们在汽轮机制造领域的先进地位。

在1986～1997年间我国电力工业得到持续、高速发展，电站汽轮机正在实现高参数大容量化。据统计，到1997年底，包括火电、核电在内的汽轮机装机容量已达到192GW，其中火电250～300MW机组128台，320.0～362.5MW机组29台，500～660MW机组17台；200MW及以下的机组也有很大发展，200～210MW机组188台，110～125MW机组123台，100MW机组141台。核电汽轮机最大容量为900MW。

随着我国电站汽轮机大容量化，叶片的安全可靠性和保持其高效率愈显得重要。对于300MW及600MW机组，每级叶片转换的功率高达10MW乃至20MW左右，即使叶片发生轻微的损伤，所引起的汽轮机和整台火电机组的热经济性和安全可靠性的降低也是不容忽视的。例如，由于结垢使高压第1级喷嘴面积减少10%，机组的出力会减少3%，由于外来硬质异物打击叶片损伤以及固体粒子侵蚀叶片损伤，视其严重程度都可能使级效率降低1%～3%；如果叶片发生断裂，其后果是：轻的引起机组振动、通流部分动、静摩擦，同时损失效率；严重的会引起强迫停机，有时为更换叶片或修理被损坏的转子、静子需要几周到几个月时间；在某些情况下由于叶片损坏没有及时发现或及时处理，引起事故扩大至整台机组或由于末级叶片断裂引起机组不平衡振动，可能导致整台机组毁坏，其经济损失将以亿计，这样的例子，国内外并不罕见。

由多年积累的经验证明，每当有一大批新型汽轮机投入运行以后或在电力供需不平衡出现汽轮机在偏离设计工况长期运行时，由于设计、制造、安装、检修以及运行不当等方面的原因引起的叶片故障损伤便会充分暴露出来。如上所述我国电站大型汽轮机装机连续10余年迅速增加，开始出现某些地区的大机组长期带低负荷运行的新情况，因此，很有必要及时调查研究、分析、总结叶片尤其是末级和调节级叶片发生的各种损伤及寻找规律，以期制定防范、改进措施，避免发生大的损失。1大机组叶片损伤概况通过对10余个电厂叶片运行状况的调研及收集有关叶片运行资料，分析了上海汽轮机有限公司、哈尔滨汽轮机有限责任公司、东方汽轮机厂（以下简称上汽、哈汽、东汽）等国产以及从美国、日本、前苏联和欧洲一些国家引进的300MW以上亚临界及超临界压力大功率汽轮机部分叶片故障。这些机组低压级叶片在实际运行过程中，由于种种原因在叶片、叶根、拉筋、围带及司太立合金片等部位经常发生故障，末级叶片的水冲蚀损伤相当普遍。这些故障基本上全面反映了我国大功率汽轮机叶片的现状。大机组叶片损伤概况见表1。表1大机组叶片损伤各型大机组台数

(1997年)末级叶片长度

/mm末级叶片损伤情况其它级叶片损伤情况300

MW

等

级

亚

临

界

机

组引进型300MW机组

型号：N300-16.7/538/53840869根部出汽边水冲蚀突出；

司太立合金片脱落；

曾发现外侧拉金焊口附近断裂；叶片异物击伤。

观察到一台机组，出汽边水冲蚀。次末级476.6mm叶片型线部分及叶根部分均出现断裂优化引进型

型号：N300-16.7/537/53725900多台机组大量围带飞脱、断裂、个别机组松拉金断裂。次末级515mm叶片围带断裂国产(上汽)300MW机组

型号：N300-165/537/53726700根部出汽边水冲蚀、顶部进汽边水冲蚀、异物击伤断叶片。低压2、3、4、5级210mm、252mm、323mm、456mm叶片均出现过断裂国产(东汽)300MW机组

型号：N300-165/535/53511000“Z”型拉金及空心拉金断裂；叶片断裂；出汽边水冲蚀。次末级615mm叶片外拉金孔处6只叶片出现裂纹；1997年又有21只叶片发生裂纹。国产(东汽)300MW机组

型号：N300-16.7/537/53719老851叶片断裂，断裂部位在叶顶镶焊司太立合金片底部与母材交接处。美国GE公司352MW机组

型号：N352-187.2/538/5384新851型线中部出汽边出现过裂纹

根部出汽边轻微水冲蚀。意大利ANSALDO公司

320MW机组4老851长期低负荷运行，根部汽流回流造成根部出汽边严重水冲蚀。日本东芝350MW机组

型号：TC-4F350-16.9/538/5382660.4

(26英寸)2道拉金、4片焊接成组结构、2台机组运行2a，2次发现127处拉金断裂。原因为叶片结构设计不当，拉金应力水平过高所致。改为2道松拉金连接结构。出汽边轻微水冲蚀。英国GEC362.5MW机组2945运行约14000h后，低压第3级断叶片，共损伤98片，第4级近一半叶片被飞脱的叶片、围带碎片打伤。原因为第3级断叶片为老型叶片，叶型设计存在问题。措施采用改型的叶片更换了第3级所有叶片，更换了第4级电机侧全级叶片。法国ALSTHOM公司

360MW机组

型号：T1A360-30-2F108021080运行约2000h后发现低压第1级146.8mm叶片从叶根第1销钉孔部位断2片，出现裂纹叶片多片。法国ALSTHOM公司

300MW机组

型号：T2A300-30-2F104421044运行约4300h后发现低压第3级338mm叶片从叶根第1销钉孔部位多片出现裂纹。次末级叶片拉筋断裂。法国ALSTHOM公司

330MW机组

型号：T2A330-30-2F104421044次末级为剖分式松拉金交错整圈连接结构。叶片高度550mm，同型机组多次发生松拉金断裂。后来新机组改用自由叶片运行。600

MW

等

级

亚

临

界

机

组GEC-ALSTHOM600MW机组

型号：T2A650-30-4-4611080末级叶片叶根底部支撑叶片纵向定位的弹簧片约1/6发生断裂，原因为材料热处理不当引起断裂，措施为更换弹簧片。低压次末级也出现弹簧片断裂情况。中压第9级为自带围带、预扭安装344.8mm叶片，5叉3销钉叶根，全级64片叶片有53片叶根出现裂纹。原因为叶片设计问题，整圈连接状态不佳。低压前3级叶片根部断裂均为此原因。后制造厂将原马鞍型围带改为菱形围带。GEC-ALSTHOM600MW机组

型号：T2A600-30-2-2F104411044低压第2级208.8mm叶片为自带围带预扭安装双叉2销钉叶根，发现该级叶片叶根第1销孔处断5片，有53片叶片叶根出现裂纹。原因为叶片设计连接状况不佳，改进设计将原马鞍型围带改为菱形围带。超

临

界

机

组前苏联哈尔科夫(XΓT3)

320MW机组

型号：K-320-23.5-441030叶顶预扭接触有错位；整圈松拉金几处断裂；发现2台机组末级叶片进汽边大范围水冲蚀，原因是真空过高。调节级及高压前2级叶片及叶顶汽封被外来异物击伤；高压通流部分结垢1.5mm厚。ABB600MW机组

型号：D4Y4542867调节级叶片运行约5000h断裂，原因为叶轮—叶片系统振动强度不良。ABB赔偿2个高压转子；经查低压通流部分设计老化，使低压缸效率低，ABB赔偿2个低压通流部分(包括低压转子和静子)2末级长叶片损伤2．1叶片型线下部普遍存在出汽边水冲蚀

末级叶片型线下部出汽边的水冲蚀损伤是200MW、300MW及600MW以上等大型汽轮机的共同问题。以往665、680、700mm叶片的出汽边都有明显的水冲蚀，而如今869、900、1000mm叶片以及进口机组的660、851mm等叶片出汽边也程度不同地出现水冲蚀损伤，末级叶片出汽边的水冲蚀损伤已成为影响大机组安全运行的普遍问题，应给予高度重视。

出汽边水冲蚀所造成的后果不仅使叶栅的气动性能恶化，级效率降低，更严重的是对汽轮机的安全运行造成威胁。水冲蚀形成的锯齿状毛刺造成应力集中以及减小叶型根部截面的面积，还会影响到叶片的振动特性，大大地削弱叶片的强度，这就增加了末级叶片断裂的危险性。

2．1．1出汽边水冲蚀机理

汽轮机在低负荷运行时，末几级的工况变化最大。随着机组功率的增大，低压级组子午流道扩张角增大，叶高增加，当其相对设计工况的容积流量急剧减小时，会使流场参数发生很大变化。末级长叶片在小容积流量、真空工况运行，叶片底部会出现较大的负反动度，结果对设计不良的动叶片下半部造成大范围的回流区。负荷越低回流区越大，在起动和并网初始，回流范围甚至扩大到整个排汽缸。大功率凝汽式汽轮机的末级排汽湿度总是比较大的，末级动叶后汽流中携带有大量的水滴，回流的蒸汽运移着水滴冲击在高速旋转的动叶片下半部的出汽边。对某些设计过时的叶片，在低负荷或高背压时，会产生大范围的回流，甚至达到叶高的2/3以上，对于这类叶片，出汽边的水冲蚀就变得非常严重。另外，当排汽缸喷水装置设计、安装不当或喷水过量时，会加重出汽边的水冲蚀。

2．1．2典型出汽边水冲蚀

(1)吴泾电厂11、12号机为上海汽轮机厂引进美国西屋公司技术制造的亚临界、中间再热、双缸双排汽、单轴凝汽式300MW汽轮机，末级叶片高度869mm。2台机组分别于1991年和1992年底并网发电。投运后不久即开始每晚6～8h低负荷调峰运行，表现出良好的调峰性能。但第1次大修时就发现末级叶片根部出汽边水冲蚀严重，1995年上半年对12号机进行了首次大修，发现汽轮机转子末2级（尤其末级）叶片的出汽边背弧侧靠叶根处水冲蚀痕迹明显，平均水冲蚀高度约为100～200mm。分析认为根部设计反动度较小，在小容积流量下运行，根部反动度出现负值，产生回流冲蚀所致。2台机组大修中检查，还发现末级长叶片顶部进汽侧水冲蚀严重，特别是每组首末2片更为严重，而司太立合金片宽度只有10mm，叶片水冲蚀宽度达20mm。

(2)姚孟电厂1号机为上海汽轮机厂生产的300MW机组，末级叶片高度700mm。汽轮机并网运行700h后，揭缸发现末级叶片出汽边背弧侧有严重的水冲蚀痕迹，从叶根算起的100～250mm和沿出汽边算起的5～7mm区域里呈粗砂布状。在以后的几次揭缸中，发现水冲蚀日趋严重。到1990年大修时（累计运行约8×104h），水冲蚀区域已扩展成从叶根开始至离叶根400mm、宽10mm的宽广范围。水冲蚀区为深1.0～1.7mm的蜂窝状组织,出汽边已穿透,呈锯齿状。经制造厂鉴定不能继续使用。大修中更换了2级叶片（低压I缸和低压II缸的左旋侧），并采用了制造厂重新提供的低负荷喷水方式。投运约100h后，揭缸发现末级叶片出汽边背弧侧的水冲蚀更严重，相当于第1次安装后运行10000h后其末级叶片几乎没有水冲蚀痕迹。分析认为，姚孟电厂国产300MW汽轮机在低负荷喷水方向、内缸端部的遮水环板、锥形壳体及捕水平层、轴封蒸汽收集室等结构方面与ALSTHOM汽轮机存在差异，形成了影响水冲蚀的结构因素。(3)江油电厂8号机为法国ALSTHOM公司制造的300MW汽轮机，末级叶片高度1044mm，出汽边观察到有轻微的水冲蚀。

(4)天津大港发电厂装有4台意大利进口320MW汽轮机组。汽轮机末级叶片长度为851mm，在过去低负荷运行中，由于负反动度的产生，汽流回流在叶片根部造成水冲蚀，使叶片的出口边缘产生许多锯齿状损伤。

(5)平圩电厂1号机为哈汽制造的600MW汽轮机，于1991年9月1日停机大修期间发现末级869mm叶片出汽边下部约100mm范围内也存在水冲蚀痕迹，个别叶片已出现水冲蚀沟槽。

2.1.3末级长叶片出汽边水冲蚀普遍性的初步分析

上述一些例子说明，我国有相当多的大机组其末级长叶片在运行中遭受出汽边水冲蚀。其起因除了从设计上末级（静叶和动叶）气动性能低劣和排汽缸喷水减温系统结构设计欠缺以外，从运行上其主要原因可能与从1996年开始某些地区电力负荷大幅度减少以致使大机组长期在低负荷运行有关。例如引进型300MW机组的末级869mm高度叶片，该机组是西屋公司60年代设计产品，按带基本负荷转让给我国，在设计中没有考虑调峰运行和高背压运行，机组缺少在小容积流量下长期运行的性能。由于当时技术水平的限制，869mm叶片没按三元流方法设计，因而气动性能较差。据验算，末级反动度沿叶高变化剧烈，叶型顶部的反动度达到75%以上，而叶型底部反动度只有10%左右。后者愈小，在部分负荷运行时愈容易产生脱流，进而增大叶片动应力响应，并产生出汽边水冲蚀。调查表明该型机组以及其它许多大机组近2a多长期带低负荷（最低带40%负荷）运行。有一台机组在第1次大修时便发现叶片出汽边有明显的水冲蚀现象。一台东芝360MW机组运行10a以上，在1997年大修中观察到其它各级动叶片光洁明亮如初，而660mm末级动叶片却在出汽边发生了水冲蚀痕迹。

2.1.4防范措施

（1）研究末级长叶片出汽边水冲蚀的大机组，尤其是300MW、600MW级的大机组的调峰或低负荷运行方式，用最新的三元流理论验算并有选择性地进行流场和动应力实测，以确定机组带最低负荷的安全限制值，并将其列入运行规程。（2）逐步淘汰某些性能特别落后的长叶片，以改型新叶片代之。（3）尽量缩短机组在空负荷附近的运行时间。（4）检查排汽缸喷水减温装置，其结构设计落后或喷水过多的予以更改。2.2外来硬质异物击伤叶片和固体粒子侵蚀

调查了3台机组大修情况，其中2台俄制超临界320MW和1台国产亚临界600MW汽轮机，均遭受外来异物不同程度的击伤，受损伤部位主要为高压第1级喷嘴叶片和动叶片、径向汽封片，个别的调节阀，严重的击伤其痕迹扩大到第2级和第3级叶片；还观察到在中压第1级叶片上受异物打击的痕迹。这些外来异物主要是残留于蒸汽管道、过热器、再热器以及汽轮机内的碎焊条、焊接散落物、安装遗留的小螺栓等由蒸汽携带进入汽轮机的通道，打击通流零部件，使喷嘴出汽面积减小、喷嘴和动叶表面粗糙度增加，损伤调节阀及径向汽封片等。从上述调查表明这种损伤可能有一定的代表性。它是全面反映机组起动调试质量的一个重要标志。

外来硬质异物击伤叶片具有永久性、难以维修的特点，通常会引起相当严重的后果，一方面引起汽轮机热经济性降低，导致机组发电成本上升；另一方面进行修理或换新备品代价十分昂贵，维修费增加。由叶片表面粗糙度增加引起的级效率降低是相当可观的，据分析，一台500MW机组，其高、中压一级叶片表面如果受到比较均匀的打击，形成的麻坑直径为1mm时，级效率降低约1.5%～2.6%，这意味着机组将损失功率200～500kW。固体颗粒侵蚀叶片的损伤一般发生在锅炉起动或长期低负荷运行情况下，特别在锅炉起动时，锅炉过热器管由于受热冲击可能在管内侧发生氧化铁剥落形成固体颗粒，固体颗粒随蒸汽高速进入汽轮机形成对喷嘴和叶片的侵蚀。欧洲机组一般配有高、低压旁路（如100%旁路），减少起动时过热器的温度变化从而减少固体颗粒，同时把起动时产生的颗粒全部排入凝汽器。石洞口二厂2台超临界机组也配有高、低压旁路，1993年投产以来尚未发生固体颗粒侵蚀现象。而这种损伤在美国早期超临界机组上比较突出，值得高度警惕和注意。固体颗粒侵蚀引起热经济性降低同样也很可观，据分析，一台500MW和一台700MW汽轮机，其高压整级叶片受固体颗粒严重侵蚀时，在满负荷运行时会引起高压缸热耗增加分别为31.6kJ/(kW.h)和42.2kJ/(kW.h),2台机组中压缸热耗增加约26.4kJ/(kW.h),而在部分负荷运行时相应的热经济性损失更大。

防范措施：（1）建立汽轮机整组联合起动调试工作质量的跟踪检查档案，严肃调试单位的质量责任，使其严格执行电力建设施工及验收技术规范“汽轮机篇”和“管道篇”中对各蒸汽管路和蒸汽通道的各项规定。（2）尤其对超临界压力机组，锅炉的高温部分和高温管道应采用氧化性能好的材料；在锅炉和主蒸汽管道的氧化皮脱落之前，进行酸洗。（3）避免机组频繁起停、保持水化学品质良好。（4）对易受侵蚀的叶片等零件要有专门备品，以便能及时更换而不致引起强迫停机。2.3叶片结垢及其它损伤

在被调查的5台300～600MW机组中，有3台机组叶片上结垢。1台未查阅到大修记录，但凝汽器管内结垢严重。说明叶片结垢也具有普遍性。另外发现1台在沿海安装的300MW机组，由于凝汽器进海水引起整台机转子和叶片受到腐蚀，所有级叶片全带均匀的麻坑。

叶片结垢对机组效率、出力和可靠性有重大影响。结垢对汽轮机性能的影响取决于垢的厚度、位置和引起表面粗糙度变化，结垢还能改变喷嘴和动叶和型线及其气动性能及轴向推力变化等。据分析，如果表面结垢使第1级喉部面积减少10%，整台机组出力将减少3%，如果再加上第2级结垢减少喉部面积减少10%，整台机组将减少出力约5.2%。

防范措施：(1)在机组任何运行状况下都要保持良好的水化学品质。（2）电厂普遍采用喷砂法清除转子上叶片结垢，但在某种程度上失掉叶片原来的抛光表面。应严格规定使用喷砂的粒度和方法，防止叶片表面粗糙度恶化。注意清理净叶片汽道沿子午面的结垢，否则可能使级效率损失几个百分点。3结论本项研究比较全面地反映了电力工业大型汽轮机叶片的安全状况，包括末级、次末级及其它一些叶片如调节级叶片和低压级叶片发生的大事故和一些频发性事故叶片及其防范和对策。所述叶片故障的原因大多数是由设计欠周到或制造质量问题引起的，而随着装机迅速扩大，由于安装、调试和运行方面引起的叶片损伤应高度重视。

3.1近2a，300MW级大机组相当多的末级长叶片如1000mm、900mm、869mm等，在叶型根部出汽边受到明显的水冲蚀，初步分析认为其起因除了气动性能设计陈旧外，还可能与长期低负荷运行有关。长叶片出汽边水冲蚀大大降低了叶片的疲劳强度和寿命。其预防对策是应用三元流方法核算在小容积流量工况下气动性能并实测末级流场特性，确定小容积流量时末级动叶片出汽边脱流区高度，对不同型号的机组分别研究以确定其在低负荷运行的界限值，列入运行规程。

3.2300MW以上的大机组的主要故障叶片在国产机组上。黄台电厂的N300-16.2/535/535型机组的1000mm叶片和615mm次末级叶片；300MW机组900mm叶片和515mm次末级叶片拱型围带断裂；以及老851mm叶片和869mm叶片在司太立合金片开裂、飞脱及其引发的叶片断裂；300MW机组的另一个次末级叶片474.6mm在2台机组断裂；上述叶片损坏的原因除1000mm叶片断裂可能受出汽边水冲蚀影响外，其余均是设计、加工制造质量原因。在进口机组上，GEC-ALSTHOM300～600MW级机组的叶片故障和损伤占有突出的地位，5个电厂断裂7台次，其主要原因是叶片结构及叶轮-叶片系统振动特性不良。ABB公司超临界压力600MW机组发生的调节级断叶片事故以及GEC362.5MW机组第3、第4级叶片断裂损伤的原因亦是叶片-叶轮系统振动特性设计的问题。

3.3在某些300～600MW级机组上观察到调节级叶片和邻近的高压级叶片、汽封片受外来异物打击损伤，甚至产生永久性的损坏以及通流部分严重结垢现象。由于进水、冷蒸汽引起的叶片损伤仍时有发生，这大大降低了汽轮机的通流效率和安全可靠性，应通过严格管理机组的安装、调试质量和提高电厂管理运行水平和加强汽水品质监督加以防范。

3.4超临界机组在近几年内将会有很大发展，应借鉴国外尤其是美国在发展超临界机组上普遍遇到固体颗粒对叶片损伤的教训，开展固体颗粒对叶片和进汽部分通流部件损伤的研究，制定防范和对策。

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Keywordsutilityboilerreheaterovertemperatureretrofit1锅炉结构和前期改造情况北仑发电厂1号机组(600MW)，其锅炉是从美国CE公司进口的2008t/h亚临界压力、切向燃烧控制循环锅炉。6层煤粉燃烧器由6台HP?983X9碗式中速磨煤机供粉。采用摆动火嘴方法调节再热汽温。锅炉于1991年8月27日完成72h试运行。

再热器系统如图1所示。墙式再热器出口用4根导汽管将蒸汽导入低温再热器的进口集箱。低温再热器共有76片管屏，与38片高温再热器管屏直联(无中间集箱)。

为了减小墙式再热器蒸汽阻力，在其进出口集箱之间原设计有24根旁路管使部分蒸汽旁通。在结构上，低温再热器每片屏有10根管子；高温再热器有20根管子。高、低温再热器内外圈管子交换连接，而且与高温再热器2根外圈管相连接的低温再热器内圈管受热长度缩短很多(见图1)。高温再热器与烟气逆流布置，大部分管子采用TP304H等奥氏体钢材，部分管子和炉外引出管都是T22钢材。在每片高温再热器的第11号管子出口装有炉外壁温测点。T22钢材的最高使用温度为580～590℃，故目前的报警温度设定值为530℃。锅炉运行后，发现高温再热器右侧第34～37片屏的出口壁温经常超过585℃设定值。同时再热汽温达不到额定值。为此，根据CE公司提供的方案，对再热器进行了2次改造。1993年改造是为了降低右侧高温再热器管屏的出口壁温。方法是将墙式再热器24根旁路管中的8根直接引入低温再热器进口集箱的右侧端(见图2)，以降低右侧管屏的进口温度。1994年改造的目的是提高再热汽温。方法是将低温再热器的管屏接长3.05m。1994年的改造增加受热面太多，造成再热器事故喷水量增大，并使过热器的出口汽温达不到额定值。1993年的改造效果也不够理想。在高负荷时第35～37屏仍经常处于580～595℃之间，而且第30～33屏的出口壁温反而比改造前增高。在运行中如果为了提高过热汽温而使燃烧器向上摆，则会使再热器的超温情况更为加剧。对于这些问题，电厂曾在1994年进行了燃烧调整，并采用部分辅助风和燃烬风反切的措施；在1996年又在部分高温再热器管子上涂刷绝热涂料，但效果都不大。2改造方案的论证为了比较彻底地解决再热器的局部超温问题，1997年12月电厂与上海交通大学能源系共同提出进一步改造的几种方案，并进行了分析论证。最后决定采用在低温管屏中加装节流圈的改造措施，并在部分壁温较高的管屏上涂覆绝热材料作为短期的辅助措施。加装节流圈的具体要求如下：(1)温度最高的第35、36屏出口炉外壁温降低10～15℃；(2)再热器出口2根导汽总管的流量和汽温与改造前保持不变；(3)对炉膛污脏时、低负荷、火嘴上摆到70%时高温过热器的出口壁温工况进行核算。

绝热材料涂在第69～74屏低温再热器(与高温再热器第35～37屏连接)管上，厚度为20mm，高度为3m，外面用2mm厚不锈钢板包覆。3节流圈计算的主要步骤和结果节流圈的计算是很复杂的，因为再热器的管系非常复杂。1片管屏有20根管子，1根管子又有12个管段，这些管段的直径、长度和材料都不相同；在结构上，再热器进出口集箱采用三通连接方式，蒸汽在流经三通进入集箱时会形成涡流。涡流区的蒸汽静压有大幅度降低。蒸汽旁路改造后以及在一部分管屏中加装节流圈以后，涡流区的蒸汽静压分布也会随之改变。计算的主要步骤为：(1)作墙式、低温和高温再热器的热力计算；(2)计算8根直接旁路管中的旁通蒸汽流量；(3)计算同屏各管流量偏差和热偏差；(4)计算各屏的蒸汽流量；(5)计算节流圈的压降和节流圈孔径。

由于要求加装节流圈后再热器2根出口总管中的蒸汽流量和温度与改造前保持不变。而主要加装节流圈的第20～25管屏又集中在右侧，所以这一点较难办到。最后采取了使左侧各屏的改后出口温度高于右侧各屏，也就是使左右两侧节流所减小的流量基本上相同，才使这个要求得到满足。计算确定，加装节流圈的高温再热器管屏共为12片，即第1～3、10、11、19～25屏。每片屏有20根管子，所以共有240只节流圈。节流圈的孔径最小为24.5mm，最大为38.5mm。

加装节流圈改造的原理是用改变各屏的蒸汽流量来补偿它们的热负荷偏差。尽管烟气侧的变化对高温再热器出口壁温的分布有较大的影响，尤其是6层燃烧器投运方式的影响，但切向燃烧锅炉烟气侧的热负荷图形相对比较固定，呈M形分布。在节流圈计算前，查看了历年的运行记录，计算中使可能的热负荷最高峰位置与加装节流圈的管屏之间留有一定的距离，即第26、27、28、29屏不加装节流圈。这样即使热负荷最高屏从第35、36屏移到第30、31屏，也可留有3～4片屏的热负荷进一步左移的裕量。选择高温再热器出口壁温分布偏差较大的某一工况所作的计算结果如下(见图3)：(1)在100%MCR负荷下，计算可使最高温度屏的第11管出口壁温从590℃降到576℃，降温幅度为14℃。(2)装有节流圈各屏的第11管出口壁温将提高到543.0～564.3℃。(3)改造后，在100%MCR负荷下，再热器的压降将增大11.06kPa。4对CE公司旁路改造未达到预期效果的分析经计算可得出为什么1993年美国CE公司对该炉进行旁路改造未能取得预期效果的原因。

4.1该锅炉的设计墙式再热器受热面积偏小，其温升只有18.3℃。因此蒸汽经8根直接旁路后低温再热器右侧管屏的进口蒸汽的温降幅度较小；4.2在8根直接旁路前，低温再热器进口集箱中从4根导汽管进入的蒸汽通过三通都比较均匀地向两侧分流。但在8根直接旁路后，最右面的1根导汽管的蒸汽无法向右侧流动(因右侧有8根旁路蒸汽进入)，只能全部向左侧流动。这就增大了三通左侧的涡流区域及静压的降低，在此区域内的第30～33管屏的蒸汽流量因此比旁路前反而有所减小。5改造后的实测结果及分析改造于1998年6月实施，7月开始运行，并进行了各种出力、各种工况的试验。实测的结果及分析如下：

5.1高温再热器第30～37屏出口壁温已大幅度下降，尤其是第35～37屏由于包覆绝热材料下降了40～51℃。各屏再热器出口壁温显示基本上控制在570℃以下，达到了预期的效果(见图4)。

5.2再热器减温水量已由原来的31.9t/h减为目前的14.6t/h(平均值)。现在所用的减温水不再是用来防止管壁局部超温，而是用来防止因加长受热面过多而引起的再热汽温超限。5.3原来主蒸汽温度与再热器出口壁温两者之间难以同时兼顾。为了防止再热器管壁超温不得不使燃烧器下摆从而抑制了主蒸汽温度。改造后主蒸汽温度不再受其限制，由原来的534℃提高到538℃。6经济效益分析改造后再热器喷水量平均减少17.3t/h，相应的机组煤耗约降低1.4g/(kW.h)，按年发电量35亿kW.h计算，节约标煤4900t，标煤价格按300元/t计算，则每年节约费用147万元；过热汽温平均提高4℃，使机组煤耗降低约0.25g/(kW.h)，则每年节约费用26.25万元；而再热器阻力增加11kPa，使汽轮机热耗增大约0.03146%，则每年影响机组经济性约3.3万元。综合考虑这3者因素，每年产生总的经济效益为170万元。

如按每年少爆管1次来计算，可避免机组启停烧轻油150t，计30万元；抢修6天，发电利润为648万元。这样，共可避免损失678万元。7结论7.1造成北仑电厂1号高温再热器管壁局部超温的主要原因是：切圆燃烧方式所引起的烟气侧烟温和烟速的偏差，以及再热器进口集箱三通附近存在涡流区。上述2个因素造成管屏间的吸热偏差和蒸汽流量偏差。

7.2CE公司的蒸汽旁路改造没有取得预期效果的主要原因是其计算方法不够准确，没有考虑墙式再热器的吸热量较小以及进口集箱三通涡流区的影响。

7.3加节流圈和局部保温改造后，高温再热器第30～37屏的出口温度已大幅度下降。其中节流圈因素使温度下降至少10～15℃。这说明如不加保温单用节流圈也能达到改造要求。改造后再热器管壁温度能控制在570℃以下，提高了机组的运行可靠性。

7.4改造后使原来主蒸汽温度与再热器出口壁温之间难以兼顾的问题得到了解决。

7.5在直接经济效益方面，由于再热器喷水的减少和主蒸汽温度的提高，机组煤耗可降低约1.6g/(kW.h)。扣除因节流圈使再热器阻力增加11kPa而造成的热耗增加后，总的经济效益每年可节约170万元

T91钢的性能及其焊接方法合金化原理T91钢是美国国立像树岭实验室和美国燃烧工程公司冶金材料实验室合作研制的新型马氏体耐热钢。它是在9Cr1MoV钢的基础上降低含碳量，严格限制硫、磷的含量，添加少量的钒、铌元素进行合金化。与T91钢对应的德国钢号为X10CrMoVNNb91，日本钢号为HCM95，法国则为TUZ10CDVNb0901。T91钢中各合金元素分别起到固溶强化、弥散强化和提高钢的抗氧化性、抗腐蚀性能，具体分析如下。

①碳是钢中固溶强化作用最明显的元素，随含碳量的增加，钢的短时强度上升，塑性、韧性下降，对T91这类马氏体钢而言，含碳量的上升会加快碳化物球化和聚集速度，加速合金元素的再分配，降低钢的焊接性、耐蚀性和抗氧化性，故耐热钢一般都希望降低含碳量，但含碳太低，钢的强度将降低。T91钢与12Cr1MoV钢相比，含碳量降低20%，这是综合考虑上述因素的影响而决定的。

②T91钢中含微量氮，氮的作用体现在两个方面。一方面起固溶强化作用，常温下氮在钢中的溶解度很小，T91钢焊后热影响区在焊接加热和焊后热处理过程中，将先后出现VN的固溶和析出过程：焊接加热时热影响区内已形成的奥氏体组织由于VN的溶入，氮含量增加，此后常温组织中的过饱和程度提高，在随后的焊后热处理中有细小的VN析出，这增加了组织稳定性，提高了热影响区的持久强度值。另一方面，T91钢中还含有少量A1，氮能与其形成A1N，A1N在1100℃以上才大量溶入基体，在较低温度下又重新析出，能起到较好的弥散强化效果。

③加入铬主要是提高耐热钢的抗氧化性、抗腐蚀能力，含铬量小于5%时，600℃开始剧烈氧化，而含铬量达5%时就具有良好的抗氧化性。12Cr1MoV钢在580℃以下具有良好的抗氧化性，腐蚀深度为0.05mm/a，600℃时性能开始变差，腐蚀深度为0.13mm/a。T91含铬量提高到9%左右，使用温度能达到650℃，主要措施就是使基体中溶有更多的铬。

④钒与铌都是强碳化物形成元素，加入后能与碳形成细小而稳定的合金碳化物，有很强的弥散强化效果。

⑤加入钼主要是为了提高钢的热强性，起到固溶强化的作用。

2.2热处理工艺

T91的最终热处理为正火+高温回火，正火温度为1040℃，保温时间不少于10min，回火温度为730～780℃，保温时间不少于1h，最终热处理后的组织为回火马氏体。

2.3机械性能

T91钢的常温抗拉强度≥585MPa，常温屈服强度≥415MPa，硬度≤250HB，伸长率(50mm标距的标准圆形试样)≥20%，许用应力值［σ］650℃=30MPa。

2.4焊接性能

按照国际焊接学会推荐的碳当量公式算得T91的碳当量为可见T91的焊接性较差。3T91焊接时存在的问题

3.1热影响区淬硬组织的产生

从图1可以看出，T91的临界冷却速度低，奥氏体稳定性很大，冷却时不易发生正常的珠光体转变，从而冷却到较低温度时发生了马氏体转变。正由于此，T91的淬硬和冷裂倾向很大。由于热影响区的各种组织具有不同的密度、膨胀系数和不同的晶格形式，在加热和冷却过程中必然会伴有不同的体积膨胀和收缩；另一方面，由于焊接加热具有不均匀和温度高的特点，故而T91焊接接头内部应力很大。

对于T91，奥氏体十分稳定，要冷却到较低温度(约400℃)才能变为马氏体。粗大的马氏体组织脆而硬，接头又处在复杂应力状态下。同时，焊缝冷却过程中氢由焊缝向近缝区扩散，氢的存在促使了马氏体脆化，其综合作用的结果，很容易在淬硬区产生冷裂纹。

3.2热影响区晶粒长大

焊接热循环对焊接头热影响区的晶粒长大有重大的影响，特别是紧邻加热温度达到最高的熔合区。当冷却速度较小时，在焊接热影响区会出现粗大的块状铁素体和碳化物组织，使钢材的塑性明显下降；冷却速度大时，由于产生了粗大的马氏体组织，也会使焊接接头塑性下降。

3.3软化层的产生

T91钢在调质状态下焊接，热影响区产生软化层不可避免，而且比珠光体耐热钢的软化更为严重。当用加热和冷却速度均较缓慢的规范时，软化程度较大。另外，软化层的宽度和它离熔合线的距离，不仅与焊接的加热条件及特点有关，还与预热、焊后热处理等有关.哈尔滨锅炉厂曾做过试验得出T91焊接热影响区硬度曲线，见图2。

①730℃回火；②750℃回火由图2可以看出，T91钢焊缝热影响区产生的软化现象比较严重，而且接头的回火温度越高，软化程度越严重，接头强度利用系数大大下降。

3.4应力腐蚀裂纹

T91钢在焊后热处理之前，冷却温度一般不低于100℃，如果在室温下冷却，而环境又比较潮湿时，容易出现应力腐蚀裂纹。德国规定：在焊后热处理之前必须冷却至150℃以下。在工件较厚、有角焊缝存在及几何尺寸不好的情况下，冷却温度不低于100℃。如果在室温下冷却，严禁潮湿，否则容易产生应力腐蚀裂纹。4T91钢的焊接工艺

4.1预热温度的选择

T91钢的Ms点约为400℃，预热温度一般选在200～250℃。预热温度不能太高，否则接头冷却速度降低，可能在焊接接头中引起晶界处碳化物析出和形成铁素体组织，从而大大降低该钢材焊接接头在室温时的冲击韧性。预热温度的下限从哈尔滨锅炉厂所做过的插销试验可得到很好的说明。插销试棒采用T91钢，直径8mm,深0.5mm，底板采用13CrMo钢，厚20mm，试验在不预热、预热150℃、预热200℃、预热250℃条件下进行。焊条采用J707。焊接电流为165～170A，电弧电压为21～267V，试验结果如表2所示。由上述试验结果知，在不预热条件下，T91钢焊接接头的临界应力为176.4MPa；预热150℃时，临界应力为354.8MPa，为T91钢常温屈服极限415MPa的85.4%；预热200℃以上时，临界应力大于460MPa，超过了T91钢常温屈服极限。由此，为避免T91钢焊接时产生冷裂纹，预热温度必须不低于200℃，德国规定预热温度为180～250℃，美国CE公司规定预热温度为120～205℃。

4.2层间温度的选择

层间温度不得低于预热温度下限，但如同预热温度的选取一样，层间温度也不能过高。T91焊接时层间温度一般控制在200～300℃。法国规定：层间温度不超过300℃。美国规定：层间温度可位于170～230℃之间。

4.3焊后热处理起始温度的选择

T91要求焊后冷却到低于Ms点以下并保持一定时间再进行回火处理，焊后冷却速度为80～100℃/h。如果未经保温，接头的奥氏体组织可能没有完全转变，回火加热会促使碳化物沿奥氏体晶界沉淀，这样的组织很脆。但是T91焊后也不允许冷却到室温再进行回火，因为其焊接接头冷却到室温时就有产生冷裂纹的危险。对于T91来说，最佳起始温度为100～150℃，并保温1h，可基本确保组织转变完毕。

4.4回火温度、恒温时间、回火冷却速度的选择

T91钢冷裂倾向较大，在一定条件下，容易产生延迟裂纹，故焊接接头必须在焊后24h内进行回火处理。T91焊后状态的组织为板条状马氏体，经过回火可变为回火马氏体，其性能较板条状马氏体优越。回火温度偏低时，回火效果不明显，焊缝金属容易时效而脆化；回火温度过高(超过AC1线)，接头又可能再次奥氏体化，并在随后的冷却过程中重新淬硬。同时，如本文在前面所述，回火温度的确定还要考虑接头软化层的影响。一般而言，T91回火温度为730～780℃。

T91焊后回火恒温时间不少于1h，才能保证其组织完全转变为回火马氏体。

为了降低T91钢焊接接头的残余应力，必须控制其冷却速度小于5℃/min。T91钢的焊接工艺可用图3表示。

600MW燃煤锅炉汽包带水问题分析及处理摘要：通过对北仑电厂二期工程的锅炉汽包水平式一次旋风分离器的深入研究，分析了汽包水位测量、汽包容积、水平式一次旋风分离器、重力分离空间、二次立式百叶窗分离器等对汽包饱和蒸汽带水的影响。在对可能引起汽包饱和蒸汽带水的各有关因素进行了比较系统的研究后，进行了汽包内部装置的改造。

关键词：汽包；水位试验；带水；原因分析；改造1

概述

北仑电厂二期工程3台600MW燃煤发电机组是日本IHI公司设计并提供，该炉主要参数：蒸发量2045t／h，汽包运行压力18．56MPa，再热温度343℃／538℃，省煤器水温282℃／313℃，排烟温度135℃，锅炉效率94．0％。该锅炉引进了美国F·W公司的设计、制造技术，其受热面布置、汽包内部装置带有F·W技术特色，该炉系单炉膛、平衡通风，前后墙对冲燃烧。

汽包总长28857．5mm，汽包直段长25760mm，汽包两端采用球型封头，一次分离元件为水平式旋风分离器，二次分离器为立式百叶窗。2

汽包的饱和蒸汽带水现象

1999年1月，在3号炉试运行中，当负荷升至400MW时，开始暴露出锅炉主蒸汽温度偏低问题，现象为主蒸汽温度达不到额定值537℃，且过热器一、二级减温水全关，发生多次主蒸汽温度在短时间（5min）内急剧下跌（530～490℃），同时伴随低温过热器出口汽温的大幅度下降（约15℃），锅炉顶棚温度也下降（约5℃），汽包压力及主蒸汽压力明显升高，锅炉的入炉煤量、燃烧工况、减温水、汽机调门等无异常动作，由此判定主蒸汽温度的骤然下跌是由于汽包饱和蒸汽带水引起。

针对锅炉主蒸汽温度偏低及汽包饱和蒸汽带水问题做了如下试验：燃烧调整、配风调整、投运所有上层磨煤机、降低汽包水位设定值、降低主蒸汽压力、切高加运行、变压运行、变煤种试验、汽水分离器热化学试验等。试验在额定负荷和压力下，汽包带水水位为汽包正常水位（NWL）以上20mm处，且450MW负荷时额定压力下汽包饱和蒸汽带水水位为NWL＋85mm进行的。

根据以上试验结果证实了机组在低水位时才能满足稳定运行要求，但抗干扰性很差，离合同及规范要求相差甚远，在这种情况下，如果因某种原因引起水位较大波动，机组将被迫MFT。

对于电站锅炉，合格的蒸汽品质是保证锅炉和汽轮机安全经济运行的重要条件，一旦发生饱和蒸汽带水就可能影响主蒸汽温度，即使受热面足够，主蒸汽温度不下跌，也可能引发锅炉爆管，影响汽轮机安全运行等严重后果，因此，必须解决这个问题。

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确定汽包饱和蒸汽带水的方法

（1）热化学试验法通

过锅炉热化学试验，监视离开汽包的饱和蒸汽的含盐量随汽包水位的变化情况，以证实当汽包水位上升到一定高度时，饱和蒸汽带水问题的存在。

（2）水位试验方法当

汽包水位达到一定值，若汽包饱和蒸汽开始带水时，会引起锅炉顶棚的金属壁温，低温过热器出口汽温及过热器减温水量的持续下降，由此可以确定该水位时饱和蒸汽开始带水。

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影响汽水分离效果的因素

影响一次汽水分离效果有下列因素：

（1）汽包压力；

（2）汽包内径及直段长度；

（3）锅炉蒸发量；

（4）一次分离器的结构、尺寸及布置方式；

（5）汽包内汽水管布置及喷水口方向；

（6）下降管的布置；

（7）进入汽包的上升管布置；

（8）炉水的化学成份；

（9）汽包水位；

（10）一次分离器汽水混合物入口的线速度；

（11）入口速度的保持系数；

（12）一次分离器的筒体高度和汽水混合物在筒内的停留时间。

影响二次百叶窗分离器性能的原因是进入分离器的蒸汽流速，当百叶窗入口蒸汽速度超过该型分离器的临界流速时，二次百叶窗分离器将失效。

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汽包饱和蒸汽带水问题的分析

通过对锅炉的汽包水容器、汽包水位测量系统、炉膛尺寸、汽包运行压力、给水温度、汽水的喷入角度、炉水含盐量、水平一次旋风分离器结构、负荷、安装位置；二次分离器结构及安装位置的检查，分析造成汽包饱和蒸汽带水有以下主要原因。5．1水平一次旋风分离器热负荷不均匀的影响由于该炉采用“2＋3”水平式一次旋风分离器布置方式，使得进入前后汇流箱的蒸汽负荷（根据水循环计算结果）为33％和67％，后三排水平式一次旋风分离器的平均蒸汽负荷要比前二排至少大25％，如果再考虑由于锅炉实际运行中热负荷分配不均引起汽包长度方向的分离器间的负荷分配不均，固有的三排分离器间负荷分配不均及三排分离器间的相互影响不利因素，就有可能使部分后排的旋风分离器由于过负荷而造成汽水分离器失效，从而引起汽包饱和蒸汽带水。5．2水平一次旋风分离器安装位置的影响

分离器安装位置偏低，造成一次疏水口下沿低于NWL＋30mm，上沿位于NWL＋164mm，主出汽口位于NWL＋180mm，当汽包水位达到NWL＋125mm（高水位报警）时，一次疏水口的70％已被饱和水淹没，当水位达到NWL＋275mm时（水位高高MFT），一次疏水口全被饱和水淹没，主出汽口75％也被饱和水淹没，因此，当水位高于NWL＋180mm时，饱和水将倒流入一次旋风分离器，使之失效。5．3一次旋风分离器总出力不足

根据试验结果（见图1），当汽水流量增加，饱和蒸汽带水水位降低。如果汽水分离器容量足够，则饱和蒸汽带水水位不会与锅炉给水量有关，因此一次旋风分离器的总体出力不足是影响饱和蒸汽带水的主要原因之一。5．4一次旋风分离器阻力的影响

水平式一次旋风分离器的出口有3个，即饱和蒸汽出口（主出汽口）、饱和水出口即二次疏水口，汽水混合物出口即二次疏水口，汽包水位低于正常水位线时，二次疏水口有85mm深度没入饱和水形成的水封，当水位较低时，其水封功能消失，所以3个出口中的饱和蒸汽、饱和水流量取决于3个出口的阻力，即处于平衡状态，3个出口的压降应相等。如果主出汽口阻力增加，势必引起一次疏水口负荷的增加，即一次疏水口带汽量的增加，而饱和蒸汽从离开汽包液面较近的一次疏水口出来，加热炉水造成水位膨胀（虚假水位），增加了汽包内的泡沫层的厚度，而且部分带入水室的蒸汽因来不及凝结，在上升过程中冲破水面也会引起二次携带。因而主出汽口的阻力增加，严重影响汽包带水现象。5．5重力分离空间及二次分离器安装位置的影响

重力分离空间划分为4个区段。第一区段为细水滴的传送区，重力分离的作用很小；第二区段为粗水滴的非传送区；第三区段为大水滴的喷溅区；第四区段为含有汽泡的水室。第二区段与第三区段的分界面称为喷溅前沿，喷溅前沿以下，蒸汽部分急剧增加，重力分离效果也十分明显。因此，汽包内重力分离空间合适与否与汽包饱和蒸汽带水有直接关系，当二次立式百叶窗分离器的位置低于喷溅区前沿时，蒸汽将大量带水，这个空间也就是水平式一次旋风分离器出口与二次立式百叶窗入口的空间高度，在提高一次旋风分离器高度同时，必须在不降低其流通面积前提下，同时提高二次百叶窗的高度。

6汽包饱和蒸汽带水问题的处理方法

根据以上分析结果及汽包可能改造的实际情况，根据专家建议，IHI公司对汽包进行了二次改造。6．1第一次改造（1）把水平式旋风分离器安装位置整体提高＋85mm，分离器汽水混合物入口增加一段方管，方管两端法兰面分别与分离器法兰面和汽包汇流箱出口法兰相联；分离器二次疏水口也增加一段方管，与分离器套接，另一端与原出口段套接后再施以密封焊接，二次疏水口直接插入汽包水侧，使之形成水封，以免饱和蒸汽被直接带入水侧。（2）水平式一次旋风分离器入口处再增加一不锈钢多孔板，厚度为2mm，孔径为16mm，错列布置，可减小流通面积20．50％。（3）更换水平式一次旋风分离器饱和蒸汽出口处的钢丝网除雾器，使厚度由原来的30mm减小到20mm。（4）为减少汽包水面波动及一次疏水带汽至水侧，增加一层不锈钢多孔板，厚度为4．5mm，孔径为6mm，孔距为13mm，开孔率为20％，安装在＋175mm处。6．2第二次改造（1）为减少二次立式百叶窗分离器的占据高度，增加汽包重力分离空间，把74只二次立式百叶窗分离器增加到148只，在保证百叶窗分离器流通面积不变情况下，百叶窗分离器的占据高度缩小一半。（2）在每只百叶窗分离器底部增设一根Φ30mm的疏水管，把百叶窗分离器收集下来的水引流到汽包正常水位线附近，以减少湿蒸汽的二次携带和飞溅（如图2）。

（3）为提高水平式一次旋风分离器一次疏水口离正常水位的距离，并保证水平式一次旋风分离器顶部至二次百叶窗分离器的顶部仍有120mm的间距，在第一次改造时将分离器抬高85mm的基础上，把水平式一次旋风分离器再往上抬高30mm（如图3）。（4）更换除雾器、降低除雾阻力，把主出汽口钢丝网除雾器的厚度由20mm减薄至10mm，以增加水平式一次旋风分离器主汽量，从而进一步减少一次疏水口的带汽量。

（5）为改善二次疏水口的水封，把原直插式疏水口改成“U”型疏水口，且底部开两小孔，孔径为Φ11mm，水封高度也由原来的85mm增加到120mm，这样可以减少二次疏水口带汽的可能性，而且也有利于汽包内水面的稳定（如图4）。

（6）为减少汽包水面波动及一次疏水带汽至水侧，把多孔板由原来的NWL＋175mm处下移至NWL＋75mm处。7

改造后的评价

汽包的二次改造，不同程度改善了汽包饱和蒸汽的带水问题。

第一次改造，由于只考虑到汽包水平式一次旋风分离器一次疏水口的位置与汽包饱和蒸汽带水的密切关系，把水平式一次旋风分离器的安装高度提高85mm，而对汽包内汽水重力分离空间对饱和蒸汽带水考虑不足，影响改造效果。

第二次改造在提高一次旋风分离器高度的同时，也对二次百叶窗式分离器进行了改造，提高了二次分离器的高度及一次旋风分离器与二次分离器间的汽水重力分离空间，因而效果明显。

第二次汽包内部装置改造后，水位试验结果见表1。试验表明，汽包内部装置经过第二次改造后，汽包带水水位已提高到NWL＋140mm，与第一次改造后的NWL＋50mm相比有了明显的提高，虽然与IHI公司原水位定值（水位高报警NWL＋125mm，水位高高MFTNWL＋275mm），尚有很大差距，但已基本上能满足机组安全运行要求

动平衡计算中影响系数的通解算法及其应用［摘要］为了解决现场动平衡计算中碰到的一些特殊的影响系数计算问题，采用矩阵的方法推导出最佳逼近意义下的影响系数求解的通式。该通式普遍适用于各种情况下的影响系数计算，最大限度地利用试加重及加重所得到的轴系动态响应信息。此通式易于实现计算机辅助平衡，为影响系数的计算、提炼及整理提供了一种强有力的方法。［关键词］动平衡；影响系数；提炼算法目前，为减少动平衡试验中机组的启停次数，提高动平衡的质量，在动平衡计算方法上已作了大量的工作。自1964年Goodman将最小二乘法引入柔性转子的动平衡计算中后，影响系数算法一直是动平衡试验中最常用的方法。虽然这种方法有其固有的缺陷，但考虑的平衡面数、平衡转速数、“测点”数较多时具有一定的误差补偿能力。

按传统的影响系数算法，为求出各面的影响系数，需在每个加重面上分别单独加重，从而求得各面的单面影响系数。但是在现场的动平衡试验中，常常是多平面同时加重，需要解决一些特殊条件下的影响系数的计算及提炼问题，即采用非常规的影响系数计算方法。这些情形包括：

（1）在熟知性能的机组上尝试一次加重或多面同时加重，当尝试的次数达到一定时，各加重平面的影响系数的分离计算。

（2）在多面同时加重时，若某些面的影响系数已知，加重次数足够时，未知面的影响系数的分离计算。

（3）包括试加重在内的加重次数超过了确定影响系数所必需的次数时，如何充分利用冗余的加重信息计算各面的影响系数。

对于以上的较为特殊的影响系数的计算问题，影响系数的分离计算在面数多于2个时，手工计算十分困难。而加重次数冗余时影响系数的计算遵循何种准则，如何计算又是一个值得探讨的问题。本文推导了涵盖以上3个方面特殊情形影响系数求解通式，它也适合于一般意义下的影响系数的求解。

1影响系数求解通式的推导

设在某次动平衡试验中，有m个加重平面，n个“测点”，同一测点不同转速情况亦视为一新的“测点”。对于多面同时试重的情形，须足够次的试（加）重后才能计算影响系数。一般对于具有m个平面、n个“测点”的平衡计算问题，至少需m次的试重确定各面的影响系数值，并且每次试重并不要求只在一个面加重，允许每次在可加重的m个平面上任意加重。为了使推导的公式适用于一般情形，假设在总共m个加重平面中，有k（k≤m）个加重面的影响系数未知。另在试验中共有h次（试）加重，且加重次数满足h≥k。在这种条件下，加重次数多于唯一确定未知影响系数所需的加重次数，即有冗余的加重信息，此时可利用冗余的信息对影响系数进行提炼，取代一般的矢量平均的办法，充分利用加重信息。下面对这种条件下的影响系数的求解方法进行推导。

1．1矩阵构造方法

由于振动值是建立在复数域上的矢量，加重亦有大小和方向，故在推导中，所有的矩阵元素均在复数域内讨论，在推导之前作如下的矩阵构造：

（1）原始振动矢量及原始振动矩阵

V0j为j次加重前n个“测点”的原始振动所组成的振动矢量：

V0j＝（v1j0，v2j0，…，vnj0）T，

其中vij0∈C，1≤i≤n，1≤j≤h，

［V0］n×h为原始振动矢量组成的原始振动矩阵：

［V0］n×h＝［V01，V02，…，V0h］n×h，1≤j≤h（1）其实原始振动仅有一个，即在首次加重前的振动，但从推导公式的角度出发，考虑到在某次加重后其所加的试重组由于某种原因有可能保留在轴系上，则后续的加重效应的计算应考虑到“原始振动”已变化了。因此原始振动矩阵［V0］n×h的各列矢量满足如下关系：

1．2一般意义下影响系数的求解公式

在动平衡工程实践中，为计算平衡校正重量，将加重效应与加重量认为是线性的，它们用影响系数来联系。这是目前广泛应用的最小二乘法以及各种改进算法的前提。据线性关系，有如下矩阵关系式：［V0］n×h＋［K］n×m［P］m×h＝［V］n×h（6）矩阵［K］n×m式中有部分列元素已知，将（6）式改写为矩阵元素表示：在m个加重面中有k（k≤m）个面的影响系数未知，为使（7）式可解将［K］分块，不妨将影响系数矩阵［K］n×m中与未知面相对应的未知列置于矩阵的左半部分，与已知面相对应的已知列置于矩阵的右半部分，即分解为［A］n×k和［B］n×（m－k）两部分。相应地，加重矩阵［P］m×h中的各行排列次序应遵循与未知加重面对应的元素在上半部分，与已知面对应的元素在下半部分，将［P］m×h分解为［C］k×h和［D］（m－k）×h两部分。

据分块矩阵运算规则，将（7）式整理为：

由于在一般的情况下k≠h，Ck×h不为方阵，另外从所列的方程组可以看出，当加重次数多于未知的加重面数时，方程组是一矛盾方程组，根据矩阵理论，这种条件下可以求出其2－范数意义下的最佳近似解。另外从物理意义上讲，在此种条件下能综合多次的加重信息求影响系数，以便能使求出的系数能真实地反映加重响应。

对于矩阵方程组（8），An×k为未知，Ck×h不为方阵，故其一般意义下的逆矩阵不存在，但其广义逆矩·21·阵存在。一般情况下，加重次数h不小于未知面数k，且当每次加重矢量间不相关时，矩阵Ck×h是一行满秩矩阵，根据矩阵理论，行满秩矩阵右可逆。行满秩矩阵的右逆矩阵就是其广义逆矩阵，用广义逆矩阵求得的方程组的解为其最佳平方逼近意义下的解。当用Ck×h的广义逆矩阵右乘（8）式两边时，可求出未知的影响系数矩阵An×k，即：

至此，推导出了求解影响系数的通式（10）。由（10）式的推导过程可以看出，它包括了影响系数求解的所有情况。影响系数的最佳近似解即为影响系数的一种提炼方法，它可最大限度地利用加重后机组表现出来的特性，使影响系数最大限度地融入每次加重的信息。

基于最佳平方逼近意义下的影响系数通解公式，实际上是在加重次数较多时，是对同一加重面多次加重效应的综合计算。在特殊的加重条件下，通式退化为传统的单面影响系数求解公式。

2影响系数求解通式的工程应用

以上推导的影响系数通解公式在现场动平衡过程中有极大的应用价值。以下的算例均来自现场动平衡工作中的实例，旨在说明影响系数通解公式的用途。下面的影响系数计算结果均用上述思路编制的程序计算而得。

2．1部分加重面影响系数已知时影响系数的计算某厂1号机为国产引进型300MW机组励磁机／发电机三支撑轴系统。该型轴系工作转速下最灵敏的不平衡是发电机转子二阶和励磁机转子中部（整流环）加单个重量。1号机在经常性的振动处理过程中积累了较多整流环加重的影响系数，而且其重现性比较好。为此在1998年的大修后，为处理5～7号轴振大的问题，基于整流环的加重效应已知，在动平衡时，在发电机转子两个端面（汽端和励端）以及励磁机转子的整流环同时加重，共加重2次。

若按传统的影响系数算法，此时的影响系数是无法求出的。但若用手工计算，用已知的整流环的影响系数剔除整流环加重对发电机5、6号轴振动的影响，再列方程求解，手工作复数域的矩阵运算则相当烦琐。对于这种情况，用影响系数通解算法编制的程序可计算出手工计算难以分离的汽端、励端端面加重的影响系数，现场计算实例见表1。2.2

加重次数冗余时影响系数的计算

某厂4号送风机前瓦振动严重超标，为处理其振动平衡。在动平衡过程中相当于仅有一个加重面，包括调整加重次数多于加重面数。在动平衡完成后，可根据上述影响系数的求解通式提炼影响系数。具体数据见表2。由此算例可知：用一次的加重信息求取的影响系数有一定的分散性，用上面推导的影响系数求解通式可计算出最佳平方逼近意义下的影响系数值，它可综合加重信息进行计算，意义明确，更能反映轴系的真实响应。由此可以看出，本文的通解算法为动平衡试验后影响系数的整理、提炼提供了一种有效的途径，为日后同类、同型机组的动平衡处理提供参考。

3结论

本文运用矩阵的方法，推导出了影响系数的求解通式，并进行了举例。从影响系数求解通式的推导及应用举例中可以得出如下结论：

（1）本文推导的影响系数求解公式适用于影响系数求解的一般情况，将各种情况下的影响系数计算用统一的公式求解，特殊加重条件下该通式可退化为传统的影响系数求解公式。加重次数不小于未知的加重面数是影响系数可解的前提条件。

（2）影响系数的通解算法可广泛适用于常规情况下单面逐次加重影响系数的求解。多面同时加重时单面影响系数的分离计算，部分加重面影响系数已知时未知面影响系数的分离计算，特别是加重次数较多时影响系数的最佳逼近计算，为动平衡试验后影响系数的整理提供了有效的方法。

（3）本文运用矩阵方法推导的最佳逼近意义下的影响系数计算通式，易于实现计算机辅助计算，可成为目前动平衡辅助计算软件中影响系数计算的核心算法。充分、灵活地运用本文所提的算法，并应用到工程实践中将发挥极大的效益

切圆燃烧中射流偏转问题分析摘要分析了燃烧器四角布置切圆燃烧中射流偏转的原因。给出了减轻射流偏转的方法，对配风不均时，四股射流间的相互影响进行了讨论。关键词射流补气条件冲击刚性均匀配风在直流喷燃器四角布置形成切圆燃烧的炉膛内，由喷嘴喷出的煤粉气流进入炉膛后，其运动轨迹会产生不同程度的偏转，当偏转严重时，燃烧着的煤粉气流会产生贴墙、冲墙现象，造成水冷壁磨损、结焦，影响锅炉运行的安全性及经济性，这就是直接射流的偏转问题。下面就射流产生偏转的原因及四角布置的燃烧器配风不均对气流偏转的影响进行分析，并对减轻射流偏转几种方法进行探讨。1射流偏转原因

1.1补气条件不同引起的附加静压力差

四角布置的喷燃器，由于假想射流与假想切圆相切，射流与两边炉墙的夹角一般不可能为45°。图1为射流的补气情况，射流与前墙夹角为α，与侧墙夹角为β，射流喷出后不断卷吸两侧的高温烟气，在射流两侧周围形成负压区，炉膛中的高温烟气不断补入该负压区形成补气流。由于β＞α，即靠侧墙处自由空间大，补气条件好，补气流动阻力小，静压力较高；在前墙处，补气条件差，静压力较低，这样在射流内外两侧形成一个静压差，使射流偏转。并且假想切圆直径越大，α就越小，静压差就越大，射流偏转越严重，另外炉膛横截面的宽深比也会影响α。

图1射流补气情况图2射流间相互影响情况1.2邻角气流的冲击挤压离心力的作用

如图2，邻角气流喷出后对射产生了一冲击动压，这个冲击动压比射流两侧夹角不等所产生的静压差大得多，它是使实际切圆直径比假想切圆直径大好几倍的主要原因，也是气流产生偏转的决定因素。在正常情况下，射流喷出后由于两侧夹角不等引起的静压差不大，射流基本上按轴心线运动，在一定距离后，因受邻角气流冲击才产生明显的偏转。冲击点越近出口处，射流偏转越快，实际切圆直径越大。尽管夹角不同引起补气条件差异使射流偏斜不大，但其结果是使邻角气流相交点前移，在这两种因素共同作用下，气流偏转更严重。1.3直流喷燃器结构对射流偏转的影响

由于射流具有一定的动量，所以射流本身有抵抗偏斜的能力，这个能力即为射流的刚性。对于单个喷嘴，其高宽比h/b越大，射流的刚性就越差，气流偏转越大，并且高度增加时，从射流上下两方补来的烟气不易达到燃烧器中部，射流中部两侧压差比两端来的大，因而射流中部气流偏转就大些。高宽比愈大，情况愈严重。

当燃烧器喷口总面积A∑喷与炉膛截面积A炉之比A∑喷/A炉增大时，这就意味着在一定燃烧器截面下，A炉减小，这一方面将导致相邻射流交点移前，使射流较早偏转，另一方面，将使炉膛内气流上升速度增加。对于矩形炉膛，相邻气流作用在射流上的动量部分错开，即产生偏转的主要因素削弱，反而使气流偏转减小。

另外燃烧器喷口间的距离s可起到压力平衡孔的作用，其与单个喷嘴宽度b之比s/b增大，使射流两侧由于补气条件造成的静压差减小。2减轻射流偏转防止贴墙的方法

a)炉膛的宽深比L/S越大，α越小，射流偏转越严重。通常L/S应不大于1.25，最好在1.1内，同时燃烧器应尽量布置在炉膛正四角。

b)假想切圆直径不宜太大，否则会造成射流严重偏转，但也不能过小，否则会影响炉膛内的火焰充满度，一般为600～800mm。

c)对于大容量锅炉，将每个角上的燃烧器沿高度分为几层，每组高宽比约为4～5，各组之间留有一定间隔，以此来减轻两侧压差，减小气流偏斜。

d)将狭长的一次风喷口改成有一定距离的两只，既可以降低高宽比，又有助于射流两侧压力平衡。另外在一次风喷口周围加周界风以增加射流刚性。3四角配风不均对炉内空气动力工况的影响

a)当第1角