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惠蓄A厂上导及推力轴承换热器优化配置分析与应用点击：1852 日期：[ 2014-04-26 21:39:37 ] |
| 惠蓄A厂上导及推力轴承换热器优化配置分析与应用 赵补石 （惠州蓄能水电厂，广东惠州516100） 摘要：分析惠蓄抽水蓄能A厂电动发电机上导及推力轴承换热器及其外循环冷却系统存在的问题和缺陷。通过构建换热器优化配置的总体框架和数学模型，提出了优化配置的理论方法和外循环冷却系统的改进措施。结合换热器传热过程分析，换热量数值差异和瓦温控制的数据对比，对换热量、换热效率与换热器类型的关系进行了分析讨论，得出了板式换热器适合于机组上导及推力轴承稳定运行的结论。 关键词：换热器；上导；推力轴承；优化配置 中图分类号：TK730.32（265）文献标识码：A文章编号：0559－9342（2010）09－0066－03 惠州抽水蓄能电站A厂机组陆续投运后，上导及推力轴承外循环冷却系统存在的问题和缺陷对机组安全稳定运行构成了威胁，有时甚至因此出现上导瓦及推力瓦温度迫近报警值的安全隐患。为此，本文对其换热器优化配置进行了分析研究。 1·存在的问题及其分析 （1）换热器换热量低，导致机组在运行时上导瓦和推力瓦温度偏高接近报警值温度（上导和推力瓦温的报警值80℃、跳机值85℃），长时间运行存在跳机风险甚至是烧瓦的事故隐患。 （2）换热器的分层安装布置使得管路弯头较多，这不仅造成了管路油压损失，油泵出力降低和油泵电机出力负荷增大；还使得油泵在运行时噪音最高达111.2 dB，换热器安装高度过高、整体空间布局较为拥挤，在机组振动较大的情况下换热器零部件易损坏，日常巡视、检修维护工作极其不便，等。 （3）冷却系统油管路与换热器的法兰连接面故障频发。由于油管路（不锈钢材质）与换热器（铝合金材质）材质的膨胀系数不同和流体温差作用，造成了换热器运行时法兰盘有渗漏油现象；同时，机组振动和换热器管束振动进一步加剧了油的渗漏。综上所述，惠蓄机组原换热器运行性能差和外循环冷却系统整体配置不符合上导及推力轴承稳定运行的要求，需针对蓄能机组工况转换多样、机组启动频繁和振动较大的特点，从有利于推力和上导轴承温度稳定的角度考虑，对换热器和外循环冷却系统进行优化配置，以解决上述问题。 2·配置方案及传热过程分析 2.1优化配置方案 方案I，增加原管壳式换热器工作单元数。将换热器的数量由3组增加至6组。实际运行表明，虽然上导和推力瓦温度比加装前下降9℃，但渗油、振动、噪音等问题在改进安装工艺、重新调试运行后依然存在。这表明换热器工作单元数量的增加并没有使换热量大幅度提升。方案II，原管壳式换热器改型为板式。投运后，上导和推力瓦温度下降了10℃。因其外壳采用与油管路相同的不锈钢材质、嵌入式连接方式，所以从根本上避免了油的渗漏。虽然两种配置方案的提出和实施效果均达到了控制瓦温的目标，但换热器型式的内部结构差异决定了各自不同的技术性能。优化配置方案的选择需对换热器的传热性能进行理论分析和数学计算，并参照推力瓦及上导瓦的温度差异，从而达到上导及推力外循环冷却系统控制瓦温的目的。 2.2换热器传热过程分析 管壳式换热器是间壁式换热器的一种主要形式，传热面由管束构成，管子的两端固定在管板上，管束与管板封装在外壳内，外壳两端有堵头（见图1）。流体I路径称为管程（图1示为冷流体）从封头进口流进管子里，再经封头流出。流体II路径称为管壳（图1示为热流体）从外壳上的连接管进入换热器，在壳体与管子之间流动。管程流体和管壳流体互不掺混，只通过管壁交换热量。 板式换热器是由一组几何结构相同的平行薄平板叠加所组成，两相邻平板之间用特殊设计的密封垫片隔开后形成一个通道，保证了不同流体介质不混合不泄露（见图2）。为强化换热效率并增加板片的刚度，在平板上压制出各种波纹。冷流体(A)、热流体(B)、间隔地在每个通道中完全逆向流动，可使传热温差很低，非常适于低位能热量的交换。 3·优化配置数学模型及求解 3.1配置数学模型 基于换热器出口温度数值大小对热平衡热量与传热量影响很小的准侧，在一定雷诺系数下（Re=20~150），建立效能-传热单元数模型： 3.2模型求解 （1）确定变量。根据热力学第一定律，假设参与运行换热器内部的两种流体等流量分配时产生的轴功率和流动功率最小，且在保持设计指标中：冷却水流量、供水压力、润滑油流量、油泵出口压力均不变的前提下，分别采集换热器中透平油和冷却水的进出口温度（见表1）。 （2）适应度函数的确定。将目标函数处理后定义适应度函数，即为换热器换热量公式： 4·计算结果及优化配置方案比较 4.1配置方案计算结果 为了保证对比结果准确，机组均以满负荷运行1 h为基准，记录换热器各项物理参数并通过计算得出结果。1号机管壳式换热器热流量值(方案I)与4号机板式换热器热流量值(方案II)计算结果见表2。 4.2配置方案分析比较 两种换热器性能的轴承冷却效果对比：4号机安装3组板式换热器（实际工作投运2组），1号机安装6组管壳式换热器（实际工作投运5组），推力瓦和上导瓦的平均温度的差值大约为10℃。同时，表2的换热器热流量数值表明：4号机板式换热器的换热效果优于1号机管壳式换热器，换热量平均提高了187.13 W。通过表3和表4中轴承温度的对比可看出：4号机改型为板式换热器后，上导瓦温平均下降9.1℃，推力瓦温平均下降13.4℃。这说明板式换热器换热性能优于管壳式的。 管壳式换热器工作单元数量的增加未能考虑到其设计使用限制条件（方案I）。总管进口流量保持设计流量值不变，增加工作单元数只会减小进入每一个单元换热器流体的流速，即在增加换热器管壁换热面积的同时降低了管程和壳程的流体的流速，最终使得换热量只有部分增加，导致上导瓦及推力瓦瓦温无明显下降。同时，换热器单组体积过小，内部挡板结构、压降和管程数选择、壳直径与流速关系均存在设计缺陷，是导致此种管壳式换热器换热量低和可靠性差的根本原因。 板式换热器优势在于内部的设计结构符合实际运行条件（方案II）：首先，板式换热器换热量高，其内部波纹板相互倒置构成的复杂流道，可使流体在波纹板间流道内呈旋转三维流动，在较低雷诺数（Re=20~150）[3]时，流体就能形成涡流或紊流，所以板式换热器的传热系数是管壳式换热器的3～5倍；其次，板式换热器的传热效率高，在同样换热量的条件下，虽然板式换热器占地面积约为管壳式换热器的1//10～1/5，但其单位体积内的换热面积为管壳式换热器的2～5倍；再次，板式换热器结构轻便紧凑，并可拆洗，板片厚度仅为0.4～0.8 mm，而管壳式换热器的换热管的厚度为2.0～2.5 mm，使得板式换热器总体框架重量只有管壳式换热器重量的1/5左右，板片可直接拆装，而管壳式换热器管束拆除后需要预留检修空间，以便检修和维护。 5·结语 配置方案基于提高换热器换热效率的重要性能目标。首先，正确的选型是冷却系统高效率工作的关键。配置方案通过传热过程分析、热力学计算及瓦温的数据分析确定了板式换热器换热量优于管壳式换热器的影响作用。其次，通过讨论两种类型换热器内部结构的差异对于优化配置方案的选择具有指导意义。再次，以冷却系统稳定运行为标准，以有利于瓦温稳定和换热器检修维护为目的。最终概括为，换热器内部结构的合理设计、良好的制造工艺和使用限制条件的全面考虑是其正确选型的基本保证。 参考文献： ［1］陶文铨.传热学［M］.北京：高等教育出版社，1998. ［2］孙奉仲.换热器的可靠性与故障分析导论［M］.北京：中国标准出版社，1998. ［3］程宝华，李先瑞.板式换热器及换热装置技术应用手册［K］.北京：中国建筑工业出版社，2005.（责任编辑：陈萍） |
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