循环优化

2024-05-01

循环优化（精选十篇）

循环优化篇1

关键词：循环水泵,分析,改造

1. 存在问题及原因分析

胜利发电厂一期2台200MW机组,配备48P-26I型循环水泵(湖南源江生产),为大型立式单级单吸蜗壳式离心水泵,配用电机功率1250kW。运行中发现存在如下问题。

(1)运行效率低,电耗高。循环水泵的实际运行效率分布在60%～78%,比设计值偏低8%～16%,使循环水泵的耗电上升,厂用电率大约增加0.2%以上。

(2)泵的运行工况与设计工况不符。循环水泵的实际扬程分布0.19～0.205MPa,而其设计扬程0.241MPa,导致泵效率低。

(3)泵的运行方式与主机的运行不相适,不同季节难以调节凝汽器的最佳冷却水量。为获得凝汽器最有利真空,循环水温不同,所需循环水量也不同,而循环水温随气候条件的变化而变化,冬、夏之差最大达30℃。通常循环水泵是按循环水温等于或略高于年平均水温(一般22～26℃)时,凝汽器的最有利真空而选型设计的,当循环水温偏离年平均水温时,需要改变流经凝汽器的冷却水量,以使凝汽器真空最佳。目前,发电厂200MW机组循环水泵配置两台50%容量泵,不设备用容量。这样循环水泵的运行方式,只有采用两台泵并列或单台运行,显然这两种运行方式不能满足不同季节凝汽器最佳真空的要求。

另外,采用通过调节泵的运行台数来调节循环水量,以适应不同负荷不同季节主机的运行需求,而这种方法使泵的工作点进一步偏离高效点,从对该型泵的工业试验中知,当减少一台泵运行时,运行泵的工作点将进一步移向大流量侧,由于这种斜流式高比转数泵大流量时的陡峭特性,使泵的运行效率大幅下降(只有35%左右)。不同季节难以调节凝汽器最佳冷却水量,机组循环水泵的配置方式常年采用一种运行方式,显然不能适应不同季节不同循环水温时凝汽器最佳真空的运行要求。而采用调节运行泵台数时,由于高比转数泵的陡峭特性,泵的运行工况进一步偏离设计值,使泵的效率进一步降低。

(4)泵的通流部件设计不合理。按照实际运行工况泵内通流部件壳体内流速偏高,对该循环泵叶轮及壳体的型线测绘发现,叶片的进、出口安放角均不合理,出口水流与静止部分的安放角偏差较大,壳体通流能力不足,以及叶轮与壳体通流面积配合不当等,导致泵的效率与先进水平存在差距。

(5)部件结构设计不合理、可靠性差。源江48P-26I型立式循环水泵采用传统的上、下两个滚珠轴承的支撑方式,由于滚珠轴承的承力面积小,承受冲击载荷的能力差等缺点,特别对于大型立式泵体,这种悬吊式结构径向的疲劳冲击,使滚珠轴承不能长期安全运行,短则运行一个月泵的径向振动增大,需频繁更换滚珠轴承,且由于设计结构复杂,特别是泵体的下轴承拆卸更换十分不便,不仅增加检修的工作强度,而且影响整台机组的安全可靠性。循环水泵的出口通过大、小头扩散后直接连接出口蝶阀,由于扩散后水流的紊乱,出口蝶阀剧烈抖动,开关困难,影响设备的安全运行。

(6)电机功率选择不当,使电机线圈运行温度偏高。电机长期处于满负荷运行,致使风冷电机的线圈温度长期处于上限,特别是夏季,最高线圈温度126℃以上,不得不在现场安置电风扇进行强制通风冷却,严重威胁机组及设备的安全运行。

2. 改造措施

基于以上问题,决定对循环泵进行综合改造。根据电厂现场设备系统实际情况,综合考虑循环水系统管道阻力特性曲线及机组最佳真空,决定将该循环水泵改为双速斜流式水泵(图1)。

(1)对水力效率η进行修正计算。水力效率是决定水泵性能的重要参数,正确的水力效率修正计算是准确控制改造后泵的性能参数与实际运行相吻合的关键。设计过程中在卧式、双吸、离心式水泵经验公式的基础上,分析了其他用户几种正在运行的斜流式泵实际运行与设计性能的差别,同时利用了在轴流泵上改造所获得的经验数值,综合了立式、单吸、斜流式水泵的比转数、出口水流与壳体螺旋角之差、出口流速比、进口流速比等参数的影响,重新修正给出了水力效率的计算公式:

式中Q———流量,m3/s

n———转速,r/min

Δα——出口水流与壳体螺旋角之差

m———出口流速比

试验结果表明,按上式修正后的泵的性能参数与设计值吻合。

(2)采用较大的叶片出入口宽度比和小的叶片包角叶轮。通过对其他几种泵的叶形测绘和性能分析得知,增大叶轮的出口宽度,可以拓宽泵的高效区段,即可提高泵的效率。因此设计时考虑电机改双速后各种运行工况,为获得较宽的高效运行区段,叶轮出口宽度b比常规设计大,叶轮出口宽度b与叶轮出口最大直径D2之比为b/D2=0.36～0.41,叶轮出口宽度b与叶轮出口最小直径D1之比为b/D1=0.46～0.54;同时,为了叶轮制造工艺的方便,采用了较小的叶片包角设计。叶片出口边采用大倾斜,倾斜角θ=14°～18°;采用4枚叶片设计,为增强使用性能采用不锈钢整体铸造。

(3)支撑支架改为一体化设计。将转子支撑、轴端密封、橡胶轴承、叶轮后盖板密封、泵体封盖多种配件设计固定于一体支架上,这种一体化固定支架设计充分考虑了制造加工、检修维护的工艺性,一方面尽可能减少制造部件,从而简化制造和加工工艺,保证动静部件同轴度,提高整体组装的精度,另一方面降低检修维护的工作强度,只要拧开36条M36的连接螺栓,起吊轴承支架,整体泵的拆卸便基本完成,可将转子吊出。

改滚动轴承支承方式为橡胶轴承支承,橡胶轴承的包胶材料选用了美国的专利合成橡胶,这种橡胶具有韧性好、耐磨、抗老化强等优点。

(4)泵轴传统的设计是在叶轮内侧装配盘根轴套,实际使用中发现,由于循环水泵工作环境差,盘根轴套锈蚀在轴上,拆卸十分不便,需上压力机压下叶轮,上车床车去盘根轴套,再装配轴套,上压力机装配叶轮,增加了大量检修工作。改造时去掉了盘根轴套,采用了美国的专利喷涂技术和材料,在轴的外表面喷涂一层高强度耐磨陶瓷,其单边厚度大于0.4mm。改造后使制造加工、拆卸检修的工作量大大降低。

(5)泵的支撑方式改为高速耐磨橡胶轴承。去掉传统的防护轴套设计,在对壳体改造时,采用高速耐磨喷涂陶瓷,以提高泵的安全可靠性。采用了轴承支撑、轴承润滑冷却、泵盖及端部密封一体化的结构设计,达到了检修方便易行减轻工作强度的目的。

(6)将动力电机改为双速设置,根据负荷与水温调节循环水量变化。针对泵的运行方式与主机不匹配及电机线圈温度偏高等问题,保持循环泵电机转子线圈不变,改变定子线圈引出线的接线方式及自动控制系统,将循环泵电机定子线圈接线方式改为16级和18级,分别对应370r/min和330r/min两种转速,使电机可以在高、低两种转速下运行,可实现单台200MW机组循环泵5种运行方式,即:在保证凝汽器最佳真空的前提下,根据机组所带负荷多少和不同季节循环水温情况,灵活切换为双泵高速并列运行、双泵并列低速运行、一台泵高速运行一台泵低速运行、单泵高速运行、单泵低速运行。改造后采用的运行方式是:夏季双泵高速并列运行,春秋季一台泵高速和一台泵低速并列运行,冬季两台泵低速并列运行,机组低负荷时,采用单泵高速或单泵低速运行。既满足机组安全经济运行需要,又节约了大量的厂用电。

3. 改造效果

循环优化篇2

在全球化的视野下，能源问题已经成为国际政治、经济、环境保护等诸多领域的中心议题，甚至成为国际政治的中心。国家“十二五"规划提出要优化发展能源结构，火力发电仍作为我国电力结构的核心，2010年其装机容量占总装机容量的73.4％、发电量占到全国总发电量的80.8%。我国火电厂的煤耗量十分惊人，2010年全国火电机组平均供电煤耗为333 g/(kW•h)，比世界先进水平高出20～30g/(kW•h)，为此全国一年发电要多消耗标准煤约1亿t，按照2010年社会用电量和供电煤耗333g/(kW•h)计算，燃煤发电厂供电煤耗每降低1 g/(kW•h)，每年就可节约标准煤3.4×106t，具有重大的经济效益。由此可见，优化能源结构，不仅要积极优化资源利用方式，也应该大力提高能源利用效率。

人们竭尽挖掘电厂节能潜能，节能降耗主要集中在三大主机设备及其复杂系统，通过理论研究和广泛应用，已取得很大的经济效益。但长期以来对循环水系统中冷却塔缺乏足够的重视，认为冷却塔的维护较为繁重复杂。由于缺乏对冷却塔节能潜力的认识，很多电厂忽略冷却塔维护和监督，对冷却塔改造的投入不足，导致冷却塔的冷却能力降低，出塔水温偏高，凝汽器真空下降，机组经济性降低。在一定循环水流量下，冷却塔出塔水温每降低1℃，200 MW机组满负荷运行时热效率提高0.328％左右，煤耗率降低1.107g/(kW•h)，300 MW机组热效率则提高0.23％左右，煤耗率降低0.798 g/(kW•h)。目前我国火电厂的锅炉效率和汽轮机效率都已经达到90%以上，节能优化的空间已经不是很大，火电厂冷却塔冷却性能的好坏在很大程度上会直接影响电厂的经济性，如果能从对冷却塔冷却性能进行研究并对其进行节能改造，必将会带来比较明显的节能效果。

2电厂循环水系统和冷却塔概述

发电厂循环水系统及其相关设备主要包括汽轮机低压缸末级组、凝汽器、冷却塔、循环水泵、循环供水系统、空气抽出系统等组成。循环水系统是由凝汽器、冷却塔、循环水泵及相关阀门和管道组成。汽轮机低压缸末级组排出的乏汽在凝汽器中释放出汽化潜热，并将热量传递给了循环冷却水，使循环水温升高，循环冷却水在冷却塔中将其热量传递给了空气，使空气的温度升高，最终将热量释放在大气中。

凝汽器循环水入口水温将直接影响凝汽器真空，从而影响机组的循环内效率。一般来说，循环水温越低，机组的内效率越高。而凝汽器循环水入口水温的高低与冷却塔的冷却性能关系密切。若冷却塔的冷却性能较差，凝汽器循环水的入口温度就会升高，不仅会影响机组效率，甚至会危及汽轮机运行的安全性。因此，冷却塔是汽轮发电机组重要的设备之一，其运行性能好坏直接影响电厂运行的安全性和经济性。

自从第一座冷却塔建成，至今已有百年的历史，由原始的开放式冷却塔到目前带有通风筒的冷却塔，风筒的形状也从圆柱形、多边锥形发展到当前普遍采用的双曲线型。冷却塔按通风方式分为：自然通风冷却塔、机械通风冷却塔、混合通风冷却塔；按热水和空气的接触方式分为：湿式冷却塔、干式冷却塔、干湿式冷却塔；按热水和空气的流动方向分为：逆流式冷却塔、横流（交流）式冷却塔、混流式冷却塔；其他型式有喷流式冷却塔和用转盘提水冷却的冷却塔等。

空气出口钢筋混凝土塔筒收水器配水系统竖井人字柱空气入口来自凝汽器的热水接冷却水泵空气入口集水池填料

图1火电厂自然通风双曲线逆流湿式冷却塔结构图

自然通风双曲线逆流湿式冷却塔是目前国内火电厂的主流塔型，以这种冷却塔为例，它主要由通风筒、配水系统、淋水装置（填料）、通风设备、收水器和集水池六个部分组成（如图1所示）。循环冷却水由管道通过竖井送入配水系统，这种分配系统在平面上呈网状布置，分槽式配水、管式配水或者槽管结合配水三种方式。通过喷溅设备将热水洒到填料上，经填料层后成雨状落入集水池，冷却后水被抽走重新使用。塔筒底部是进风口，用人字柱或交叉柱支承。冷空气从进风口进入塔内，经过填料下的雨区，流过填料和循环水进行热交换，通过收水器后从塔出口处排出。3电厂循环水系统各相关设备特性及其数学模型

凝汽器的真空对机组的经济性影响很大，其与环境温度、凝汽器特性、汽轮机负荷、循环水系统的水力特性等因素构成了一个复杂的系统。凝汽器内的压力降低，会使汽轮机中的可用焓降增大，从而增大汽轮发电机组的功率，但是循环冷却水量会增加，从而增加了循环水泵的耗功。汽轮机功率的增加值与循环水泵多消耗电能的差额为最大值时的真空称为机组的最佳真空。汽轮机组在最佳真空下运行的发电量最大，因此从本质上来讲就是寻求机组的最佳真空。首先应该建立优化运行的数学模型，然后给出其约束条件，运用优化理论和算法最终求得系统的最佳运行方式。

模型的优化目标是汽轮机的发电功率与循环水泵的耗电功率的差值为最大。

首先要对优化运行中所涉及到的汽轮机特性、凝汽器特性、循环水泵特性和管道阻力特性分别建立数学模型，得到优化运行的目标函数；通过其约束条件，从而最终得到循环水系统优化运行的数学模型。在发电厂运行时，循环水系统及其相关设备的运行特性是相互影响、彼此耦合的。

3.1汽轮机特性

汽轮机特性可以表述为当机组的其它设备运行参数一定时，在某一新蒸汽参数和流量下汽轮机组输出功率和排汽压力之间的关系，通常称之为汽轮机微增功率曲线。汽轮机的微增功率pt用下式表示:

ptf(p0,t0,D0,pk)

（3-1）

式中：p0,t0,D0和pk分别表示为主蒸汽的压力（kPa）、温度（℃）、流量（kg/s）和凝汽器压力（kPa）;汽轮机微增功率随凝汽器压力变化曲线是机组循环水系统进行优化，并判定机组是否运行状况好的重要依据。

3.2凝汽器特性

凝汽器特性可表述为凝汽器压力与循环水入口温、循环水流量及汽轮机排汽量之间的关系，即：

pkf(tw1,Dw,Dc)

（3-2）

式中：tw1,Dw和Dc分别表示为循环水入口水温、循环水流量和汽轮机低压缸排气量。

凝汽器内的蒸汽压力可由与之相对应的饱和蒸汽温度ts来确定，一般用pk表示，根据凝汽器热平衡及换热条件可知，蒸汽凝结温度ts为：

tstw1tt

（3-3）式中: tw1、t和t分别表示循环水入口水温、循环水温升和凝汽器端差（℃）；

假设不考虑凝汽器与外界空气之间的换热，则排汽凝结放出的热量就等于循环冷却水带走的热量，由热平衡方程式:

DC(hchc)Dwcp(tw2tw1)

（3-4）

DC(hchc)520DC可得：ttw2tw1

（3-5）

DwcpDwt根据传热方程可得：

tekAc/(cpDw)1 其中：k为凝汽器总体传热系数，Ac为凝汽器的冷却面积，cp为循环水的定压比热，hc为汽轮机排汽的焓值，hc为凝结水焓值。

求出ts后，可根据下面经验公式求出凝汽器压力：

ts1007.46pk0.00981()

（3-6）

57.66由此可见，凝汽器压力pk可以说是饱和蒸汽温度ts的函数，也可以说是循环水入口温度tw1和循环水流量Dw的函数，因此在不同的tw1和Dw下可以求出一系列pk值。

3.3循环水泵特性

循环水泵作为提供循环冷却水的重要动力机械，循环水泵本身的运行方式决定着循环水流量的大小，循环水泵耗电功率越大，循环水量也就越大。循环水泵特性可以表示为循环水泵耗电功率与循环水量之间的关系，即：

ppf(Dw)

（3-7）

3.4冷却塔特性

冷却塔是实现低温放热的最终设备，它能否将循环水热量及时释放到大气中，是保证排汽压力稳定的重要环节，它通过出塔水温(即循环水入口温度)影响凝汽器压力，进而影响机组的经济性。冷却塔运行性能的优劣直接体现于冷却塔出口水温tw1(即凝汽器循环水入口温度)。目前，冷却塔热力计算比较普遍的计算方法是焓差法，利用焓差法可以计算出冷却塔出口水温。

其基本公式为:

N(tN()

（3-8）w1)

tw2cphhtw1dtAm

（3-9）

其中，N()为冷却塔所具有的冷却能力，表示在一定淋水填料及塔型下冷却塔所具有的冷却能力，它与淋水填料的特性、构造几何尺寸、冷却水量等有关。表示冷却塔的冷却能力越大；N(tw1)冷却数越大，N(tw1)为冷却塔的冷却任务数，它与气象条件等因素有关，与冷却塔的几何构造无关，N(tw1)越大，说明冷却塔的冷却任务越重。tw2和tw1分别为冷却塔进出口水温；h为饱和空气的焓；h为湿空气的焓；cp为循环水的比热；是空气与水的质量比；A与m由试验确定。

根据工程实际与经验，可由下式求得：

3.6vmAmmDW

（3-10）

式中vm为塔内气流的平均速度，m/s；Am为淋水面积；m塔内气流的平均密度，kg/m3；DW为循环水流量。（3-8）式左边为：

N(tw1)tw2tw1cpdt

（3-11）hh（3-11）式采用辛普逊积分法来计算可以简化为：

N(tw1)cpt6[141]

（3-12）h2h1hmhmh1h2h1，hm，h2分别表示进塔空气、平均状态空气及出塔空气的比焓，kj/kg；h1、hm和h2表示空气温度分别为进塔水温、平均水温及出塔水温时饱和空气比焓，kj/kg。ttw2tw1。

进而可得出冷却塔出塔水温（即循环水入口温度）tw1即：

6Amtw1tw2

（3-13）

141cp()h2h1hmhmh1h23.5循环水冷却系统冷却特性对机组经济性的影响

根据电厂循环水系统各相关设备特性及其数学模型，可以建立汽轮机的发电功率与循环水泵的耗电功率的差值为最大值的优化目标函数模型。其数学模型如下：

Maxptpp

Maxf(p0,t0,D0,pk)f(Dw)

（3-14）

如果主蒸汽压力p0、温度t0和蒸汽流量D0不变的情况，同时不考虑环境温度的变化，那么机组的效率只与凝汽器背压pk有关，对于电厂发电效率来说，还与循环水泵耗电率有关，而循环水泵耗电率与循环水量有关，如果循环水量也不变，那么整个电厂效率只与凝汽器背压pk有关，而凝汽器背压pk是循环水入口温度tw1和循环水流量Dw的函数。

520Dc520Dc100kAc/(cpDw)DwDw(e1)pk0.00981()7.46

（3-15）

57.66由3-14式和3-15式可知，初参数一定时，影响机组发电效率只与循环水流

tw1量和出塔水温有关。循环水冷却系统冷却特性发生改变时，机组效率会与设计时发生偏离，产生一定的损失。单位质量蒸汽在汽轮机里少做的功为：

（3-16）

式中：ps,ts分别为设计时背压和背压时工况下的饱和温度，pk,tks分别为偏离设计工况时的背压压力和相对应的饱和温度。循环水冷却系统影响机组经济性的因素为循环水流量和出塔水温。

当循环水量增加，有利于凝汽器侧热交换，提高汽轮机的效率，但是会增加循环水泵耗功率，对于循环水冷却系统冷却塔来说，当出塔口处空气的相对湿度未达到饱和时，循环水量增加会使出塔空气逐渐趋于饱和，此时继续增加循环水量，过量的热水放出的热量就无法被空气吸收，出塔水温反而会升高，降低机组的经济性。

由3-15式可以看出循环水入口温度越高流量越小，凝汽器压力就越高，机组经济性就越差，如果其它条件不变的情况下，冷却塔出口水温升高1℃对机组经济性的影响如表3-1所示。

表1 出塔水温升高1℃对机组经济性的影响

机组容量/MW 机组负荷/MW 效率降低/% 煤耗率增加/（g/(kwh)）热耗率增加/(kJ/(kwh))煤耗量增加（t/年）

904

1550

1676

1808

1940

30.28

32.44

23.39

21.63

13.54

125 0.31 1.033

200 200 0.328 1.107

300 300 0.23 0.794

350 350 0.242 0.738

600 600 0.21 0.462

根据表1的数据，出塔水温每升高1℃，对于300MW机组而言，每年多消耗标准煤1676吨，按照标煤平均价格为1000元／吨计算，每年运行费用增加160多万元人民币。截至到2011年底，全国总发电装机容量已经超过9亿kW，如果按9亿kW计算，出塔水温每升高l℃，如按300MW机组计算，可导致每年运行费用增加20.8亿元人民币，可见出塔水温的升高，造成的经济损失是相当可观的。

4结论

循环流化床锅炉床温控优化分析篇3

关键词：循环流化床；锅炉；床温控制；优化

循环流化床锅炉具有清洁、高效的燃烧优势，存在很大的发展潜力，也是我国工业方面重点使用的锅炉类型。循环流化床锅炉使用中的核心是床温控制，结合床温控的实际状态，规划出科学的优化措施，促使床温控优化符合循环流化锅炉的运行需求，达到高效率的运行标准，进而降低循环流化床锅炉床温控制的难度，提升锅炉的利用效率。

1.循环流化床锅炉床温控制的模型

循环流化床锅炉床温控制模型可以做为优化控制的依据，确保床温控制更加符合循环流化床锅炉的需求。分析床层温度控制的模型，如下：

1.1模型机理

床层温度控制模型的基础是机理建模法，其可根据锅炉运行中的能量守恒，定性分析床层温度控制的特性[1]。控制模型按照锅炉的实际假设条件，最大程度的简化床温控制涉及到的因素，同时渗透专家系统的理论，深入分析循环流化床锅炉床温控制的模型。床温控是在典型工况的状态下进行模型设计的，与锅炉的实际运行保持一致。

1.2软件基础

床温控模型的软件平台是MATLAB，包含温度控制的各项设计模块。MATLAB平台内，相对比较重要的部分是PID控制，可以根据循环流化床锅炉床层温度的状态，提供相对的控制方式，最主要的是提升各项模型函数的运算能力，逐渐形成符合床温控制的信号线，按照循环流化床锅炉的控制，规范床层温度的优化过程。

1.3系统仿真

系统仿真的工况可以设计为25%、65%、100%，对照不同工况的系统仿真结果，明确循环流化床锅炉床温控的优化目的。PID在三类工况状态下，均没有达到温度的控制结果，表明床温控需要改进优化，以此来实现高标准的温度控制。

2.循环流化床锅炉床层温度的智能控制

循环流化床锅炉床温的智能控制，是优化床层温度的主要途径，可以按照锅炉的需求，智能设计床层温度。分析智能控制的设计，如下：

2.1PID的设计

PID设计的流程是一维模糊控制器、二维模糊控制器和三维模糊控制器。一维模糊控制器可以消除床层温度的输入误差，可以控制一阶对象，也是智能设计中的基础部分，但是无法实现动态控制，因此需要进行二维优化设计；二维模糊控制器主要是控制偏差率，能够较好的反馈床温控制中的动态信息，属于较为常用的一类；三维模糊控制器融合了前两者的基础优势，在偏差率的基础上增加了推理运算，准确的控制床层温度，表明各项指标之间的内在联系。

2.2基于PID的控制系统

循环流化床锅炉床温控的智能设计，需要以PID控制为基础，完善控制系统的设计与应用[2]。基于PID控制系统智能设计的内容有：①模糊控制模块，此类模块按照上文中的仿真设计，着重控制PID内的偏差率，将其规范到床温控可以接受的误差范围内，模糊控制中有对应的子集系统，促使床温控可以根据工况的不同状态，提供控制信号的相关方式，提升床温控的稳定性；②自整定模块，不同工况下，床温控的效果不同，在对应的区域内形成特定的参数，自整定模块中可以按照系统控制的需求，主动调节变量，促使其达到绝对变量的标准，抑制床温控制中的误差；③扰动试验，该项试验能够防止外界因素对床温控的干扰，促使床温控制迅速达到可靠的状态，有利于床层温度的优化控制。

3.循环流化床锅炉床温控的优化方式

结合循环流化床锅炉床温控的控制需求，规划优化方式的应用，优化床温控的控制环境，以此来提升床层温度控制的水平。

3.1强化PID的设计与应用

PID在床温控制中起到规范和保障的作用，PID本身具有智能化的特点，其可根据循环流化床锅炉的燃烧状态，分配床层温度的控制变化，最大化的降低床温控中的误差，保障循环流化床锅炉的稳定运行。PID设计与应用，必须符合床温控的要求，优化锅炉运行中的床层问题，体现此项参数控制的优势。PID成为床温控优化中的主要对象，而且其在床温控中发挥重要的作用，所以循环流化床锅炉床温控优化的过程中，需要加强PID的设计与应用。

3.2优化多项控制方案的使用

循环流化床锅炉床温控优化，并不是通过一项方案得到最终的优化结果，而是需求比对多项控制方案，着重分析各项方案的优化效益，进而选择效益最高的控制方案，还要评价方案在循环流化床锅炉床温控中的可行性，保障床温控优化的准确度[3]。循环流化床锅炉床温控优化占有很高的比重，做好床温控优化的工作，有利于提升锅炉节能降耗的水平，同时保障锅炉运行燃烧的效率，解决循环流化床锅炉床温控优化中的干扰问题，改善床层温度控制系统的运行。

4.结束语

循环流化床锅炉的床层温度，属于系统控制的重要参数，需要根据循环流化床锅炉的需求，制定有效的优化措施，维持锅炉稳定运行的状态，以免床层温度出现误差。结合循环流化床锅炉的燃烧状态，设计床温控制的模型，利用智能控制的方法辅助床温控优化，确保锅炉系统具有准确、温度的温控方式，进而为循环流化床锅炉床温控制提供可靠的方式。

参考文献：

[1]崔大伟.循环流化床锅炉床温控制策略优化[D].山西大学，2010.

[2]石舒健.循环流化床锅炉床温控制的应用研究[D].华北电力大学，2009.

[3]陈亮.循环流化床锅炉床温控制系统的应用研究[D].华北电力大学，2013.

水淬循环系统优化改进篇4

水淬冷却循环系统是连续退火炉工艺的个重要组成部分, 冷轧薄板从锌锅热镀锌后进入水淬槽。在水淬槽内, 来自系统的循环脱盐水喷淋带钢表面冷却并清理带钢, 以使板带符合后续光整要求。

在实际生产中, 经水淬槽冷却后的板带多次出现板带黄斑、划伤及板带中浪等质量缺陷;换热器和循环泵及附属设备也损耗较大。本文就以上问题进行分析和合理地改进。

二系统原理

水淬冷却循环系统由储液槽、两台循环泵 (一用一备) 、两台板式换热器、水淬槽本体等部分组成, 储液槽内的脱盐水经循环泵通过换热器, 与工业水进行换热后进入水淬槽内部喷射梁直接喷淋到带钢表面, 喷淋后的脱盐水从槽内的溢流管回流到储液槽内, 整个管路形成一个闭路循环系统。

三存在的问题

1.脱盐水储液槽淤泥沉积。

(1) 板带黄斑的产生:带钢经冷却塔空气冷却进入水淬槽, 该行程在开放的环境中进行, 易沾有杂质。在水淬槽内脱盐水冷却并冲洗带钢时, 这些灰尘杂质随脱盐水经溢流管流回储液槽, 最终沉淀在槽底部形成淤泥。当淤泥积聚到一定量时, 脱盐水水质变化成为变质脱盐水循环喷淋冷却带钢, 与板带发生氧化反应形成黄斑。

(2) 板式换热器结垢严重:换热器内脱盐水循环流动过程中, 脱盐水冷却板带获得一定的温度, 使水中杂质不断地粘附到换热器板片上, 形成水垢。板式换热器流量和换热效率降低, 拆解清理困难。

2.板带中浪的产生。换热器主要通过工业水与脱盐水进行热量交换。经研究发现, 来自能源中心的工业水带有大量的颗粒杂物, 在流经换热器时, 堵塞入口管道及板片, 使工业水流量低, 脱盐水换热量不足, 板带不能正常冷却, 产生中浪。为保证板带质量, 需频繁地对换热器拆解清理, 这对换热器板片有一定损伤, 降低了换热器的使用寿命。

3.循环泵及附属备件消耗量大。当生产线停车时, 系统循环泵不能自动停止运转, 需操作人员手动关闭, 由于人为差异, 在多数情况下, 循环泵在生产线停车时仍然运转, 这使得在2012年一年内更换了一台循环泵、两台电机和三套机封, 系统备件消耗大, 电量损耗大。

4.板带划伤的产生。生产线起线期间炉内的温度不均匀, 使板带在热镀锌时, 板带表面与锌液结合不牢固形成一层锌铁化合物———锌皮。带钢在运行中受辊子挤压, 锌皮不断掉落堆积在水淬槽各层护板上。当板带运行不平稳出现晃动时, 护板上的锌皮就会划伤板带, 严重时需停车清理。

四改进措施

1.制定合理的储液槽清理周期。结合板带出现黄斑的间隔时间点, 以及每次清理积聚在储液槽底部的淤泥量, 储液槽清理周期由原来的半年一次调整为每月一次, 2013年按新规定实施储液槽淤泥清理, 并及时补充更换脱盐水, 再无板带黄斑缺陷产生。同时, 脱盐水水质的改善, 使板片结垢周期延长, 仅有轻微的污垢粘附, 清理方便。

2.改进板式换热器设备。针对换热器内部颗粒物堵塞情况, 通过对换热器内部结构和工作原理的分析, 进行如下改进。如图1所示, 在换热器工业水进水管口的对应另一侧支撑盲板上割一对应圆孔, 并焊接上带法兰管连接的排污球阀, 当停车检修时, 关闭工业水的进出换热器管道阀门, 打开排污阀门, 排掉堆积在板换管口段内的杂质, 再开启介质出口端阀门, 让介质逆流冲洗掉板片间的颗粒物经排污阀门排出, 根据现场排污的情况可以看出排出大量的颗粒杂物, 排污效果十分明显。该改进降低了换热器拆解清理频率, 延长了换热器的使用寿命, 并自改进后完全避免了板带中浪质量缺陷的出现。

3.循环泵控制模式优化。对循环泵手动控制启停模式进行优化, 程序中添加自动控制条件, 通过液位、水温及生产线运行状况等条件自动控制循环泵的启停, 并将控制模式切换、主泵备用泵自动切换、主/备泵设定等功能结合到该控制当中。该优化极大地减少了操作人员操作差异对系统设备的影响, 保证了系统的高效稳定运行。

五、改进后的效果和效益

1.效果。

(1) 避免板带质量缺陷的产生。通过采取制定合理的清理周期, 及对换热器设备改进等措施后, 事故停车明显减少, 很大程度上避免了板带在水淬冷却过程中出现的黄斑、中浪、划伤等质量缺陷, 效果显著。见表1。

(2) 降低了换热器清理成本。由之前的平均一月一次延长至一年一次, 节约了大量清理成本, 延长了设备使用寿命。

(3) 节约泵及附属备件消耗。循环泵控制系统的优化有效地防止了泵做无用功运转, 节约了电耗, 减少了电机、泵和机封的消耗, 延长了备件使用寿命。

2.效益。

(1) 年减少板带质量缺陷10起, 机时产量45 t, 吨钢效益200元, 可增效:

(2×1+3×2+5×0.5) ×45×200=9.45万元。

(2) 生产线共4台板式换热器, 每次清理板换成本约计2000元, 换热器设备改进后年可减少11次清理费用, 则年节约11×4×2000=8.8万元。

(3) 相比较控制程序优化前, 2013年一年内节省了1台电机和2套机封的备件消耗, 1台电机约4000元, 每套机封约1000元;循环泵电机功率为37千瓦, 生产线月累计停车时间约51小时, 年节电22644度, 每度电0.55元, 年创效1×4000+2×1000+22644×0.55=1.8万元。

综上:年节约费用9.45+8.8+1.8=20.05万元。

六结语

循环优化篇5

第四代战斗机推进系统循环参数优化研究

本文对有和没有超音速巡航任务段的`第四代战斗机推进系统的循环参数进行了最优化计算,分析了超音速巡航距离、发动机全寿命费用和部件效率对发动机最优循环参数选取的影响.结果表明宜采用小涵道比涡扇发动机,而且不考虑费用时涡轮前温度取值越高越好,考虑费用时则有最大值;提高发动机部件效率对循环参数取值影响较大,而且使飞机性能提高较多.

作者：王如根 Wang Rugen 作者单位：空军工程学院刊名：航空动力学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF AEROSPACE POWER 年，卷(期)： 14(1) 分类号：V231 关键词：航空发动机循环参数优化

循环优化篇6

【关键词】循环经济；交通运输；可持续发展

1.循环经济思想指导我国交通运输发展的必要性

我国正处于社会主义初级阶段，工业化程度还不高，还需要不断的努力。综管各发达国家，他们在进行工业化时都是进行大批量的工业生产，在资源的利用上较为浪费，最终产生大量的废物残留[1]。然而，从我国的发展现状来看，我国都没有可以效仿的能力，因为我国的矿产资源、稀有金属、石油等都处在严重短缺的阶段，资源储备不雄厚，环境状况也不容乐观。但是，要在这样的情形下得到发展，就必须转变我国现有的劳动密集型、资源密集型的发展模式，走节能、减排的循环经济发展道路，深入贯彻落实科学发展观。当务之急就是提升减少资源的浪费，提高资源综合利用率，缓解资源压力，加速经济发展。

交通运输虽然不同于产品的生产部门，但是在资源的投入和废物的排放方面还是具有相似之处的，为了维持交通运输的正常秩序，交通运输部门必须投入大量的人力、物力以保证交通系统的运行，同时，交通运输与产品生产部门一样，在促进经济发展的作用上无法比拟的[2]。在提倡人与自然和谐相处的现代化社会，交通运输管理必须树立循环经济理念，从而进一步缓解资源与经济、社会发展的矛盾，创造绿色国度。从现实的发展状况来看，节约资源，提高资源利用率是各大企业减少成本开支、增加经济效益、提高市场竞争力的必然出路，这也是我国现阶段面临的一个巨大挑战。

2.循环经济视阈下交通运输管理的优化策略

2.1完善相关政策、法规

我国是社会主义法治国家，因此，要做到逐步完善我国交通运输相关法律、法规，让交通运输产业在发展的道路上能够把节约资源、保护环境纳入考究范围。因此，在制定相关政策市必须做到以下几个方面：一是将环境污染纳入成本中。因为在运输过程中，经常有一些排量较大，不注重资源节约，废气污染严重等情形，基于这一现状，应该对于在交通运输中严重污染环境的企业和个人进行罚款或者征税，或者将环境污染的成本计入运输市场的价格中[3]。二是通过技术革新、引进先进设备，创新交通运输管理模式，从而提高资源利用率，让环境在所能承受的压力内满足日益增长的运输需求。总而言之，就是对交通运输管理模式进行全面改革，为循环经济的发展创造条件。要灵活应用市场调节机制，以经济手段鼓励企业和个人注重环境的保护，用法律约束浪费资源、污染环境的行为，对注重资源节约的运输方式给予政策倾斜，对于利用低能、环保设备的给予价格优惠，让人们形成生态保护意识。

2.2基础设施建设

在进行交通路线规划时，应该以科学发展观为指导思想，发展循环经济为目标，有效利用土地资源，建设良好的基础设施，进行合理的空间构建，不滥用自然资源，建立稳固、安全、环保的交通基础服务系统。规划时要协调优化交通运输各个环节，减少不必要的浪费，综合考虑城市用地规划、国土规划等，确保各部分协调发展。除了要保障基本的道路设施，还应该重视各道路电子监控、信息传达、交通安全应急和环境保护系统等设施的建设。这些设施虽然不占主导地位，但是确实交通运输系统不可或缺的，局部的整合有利于交通系统发挥更大作用，从而最终提高资源利用率，减少运输中产生的污染。

2.3交通结构的优化

交通结构式整个交通系统的骨架，不同的地区适用不同的交通结构，可以分为方式结构和网络结构。所谓交通结构的优化就是可以适应不同运输方式的需求，不同结构上进行紧密衔接，实现交通运输的便捷、快速流通，充分利用空间资源，优化体系，合理布置网络格局，实现资源的合理配置，从而带动周边经济的发展，满足经济发展需求，推动循环经济建设。

2.4加强技术创新

信息时代的科技技术日新月异，因此不断推进技术创新是促进循环经济建设的重中之重。实践中，我国已经初步尝试利用沥青路面的再生利用技术，这一先进技术每年可以为我国节约近3.5亿元的资源，这无疑是契合循环经济所提倡的理念的。因此，我们亟待建立产、学、研一体的交流机制，加强合作进行新技术的共同研发，吸收转化引进的先进技术、加强原创力度、掌握核心技术，提升交通运输资源的再利用技术，用清洁的新能源替代污染严重的传统能源，开发环保的新材料，促进生态文明，发展循环经济。

2.5注重交通环境保护

交通运输的污染源主要集中在道路上，其中汽车的废气污染时最主要的，汽车排放的废气主要成分是碳氢化合物、一氧化碳、铅化物等。因此，必须有效的减少废气的排放，降低废气对环境的污染，笔者提出以下几个策略：首先，动态调整交通控制，保障上下班高峰期道路流通的顺畅，以显著的标志提示过度的噪音污染，提倡绿色出行，设置专门的绿色通道，减少车流量等；其次，限制废气污染及其严重的车辆的通行，政策鼓励改进汽车结构；再次，用优惠政策鼓励使用新能源，减少污染物的排放；最后，加大环境保护的宣传，鼓励绿色出行，享受低碳生活。

3.结论

交通运输时国家经济发展的命脉，是最基础的服务产业，对于国家的整体发展有着举足轻重的作用，同时也是造成环境污染的重大源头之一。想要实现交通运输产业的可持续发展，就必须发展循环经济。

【参考文献】

[1]邓晓亮.关于循环经济的发展趋势研究[J].中国创业投资与高科技，2009（3）：125-126.

[2]张留华.交通运输经济管理实行市场化改革的必要性研究[J].现代经济信息，2013（02）：312-313.

热力发电循环水系统工艺优化篇7

河北环能股份有限公司6MW汽轮发电机冷却水来自于高炉鼓风机循环水系统 (1#循环水泵站) , 负荷较大, 循环水系统能力小, 夏季水温高, 机组真空差, 常需降负荷运行。12MW汽轮发电机循环水系统 (2#循环水泵站) 设计裕量大, 约有1000m3/h的富余量, 夏季水温较低, 运行状况良好。

从往年3月份运行情况看, 1#循环水泵站供水温度为29℃, 2#循环水泵站供水温度仅为20℃。根据上述情况, 通过研究, 本着优化系统工艺, 充分利用设备能力, 平衡系统间负荷分配, 改善1#发电机循环水系统冷却效果差的现状, 减少该系统的负荷压力, 保证鼓风机和汽轮发电机的经济运行的原则, 提出了利用2#循环水泵站给6MW汽轮发电机凝汽器单列供水的方案。

1 循环水系统改造方案

6MW汽轮发电机配双流程表面式凝汽器, 冷却面积为560m2, 用水量为1410m3/h, 单列用水量为705m3/h。利用2#循环水泵站剩余能力, 为6MW汽轮发电机凝汽器单列供水, 这样可以有效地降低1#泵站循环水系统所带负荷, 大大减少回水所带热量, 使回水温度降低。

1.1 具体改造措施 (见图1、图2)

在厂房外2#循环水泵站供12MW汽轮发电机给、回水母管上各引一路DN400管道, 向6MW汽轮发电机凝汽器东列供水, 保留原6MW汽轮发电机循环水管道, 在原给、回水管道两阀门间接入, 与原管道形成并联。正常情况下由2#循环水泵站系统供水, 2#循环水泵站系统检修时, 仍由原1#循环水泵站系统供水。

1.2 效果理论预测

如采用上述措施, 1#循环水泵站系统可以减少约16t/h的蒸汽负荷, 大大减少系统带回的热量, 可以有效地降低其循环水温度, 改善机组的运行真空, 有利于鼓风机、汽轮发电机的经济运行。

热平衡方程:qmn (hn-hn′) =qmwΔtc

式中:qmn—进入凝汽器的排汽量, kg/h;

hn—进入凝汽器的排汽焓, kJ/kg;

hn′—凝结水的焓, kJ/kg;

qmw—经过凝汽器的冷却水量, kg/h;

Δt—凝汽器冷却水进出口温差, ℃;

c—冷却水的比热容, c=4.1868kJ/ (kg·℃) 。

每千克排汽在凝汽器中的放热量 (hn-hn′) 一般变化很小, 在近似计算中可确定为2177.14kJ/kg。

可得, Δt=qmn (hn-hn′) / (qmwc) =520qmn/qmw。

1#循环水泵站系统:

改造前:Δt1=520× (32+48) / (2900+1410) =9.65℃;

改造后:Δt1′=520× (16+48) / (2900+1410) =7.72℃。

2#循环水泵站系统:

改造前:Δt2=520×56/3300=8.82℃;

改造后:Δt2′=520× (56+16) /3300=11.50℃ (12MW汽轮发电机凝汽器实际进水量为3300m3/h) 。

由上计算可知, 改造后1#循环水泵站系统水温可降低1.78℃, 2#循环水泵站系统水温升高2.68℃。

按照往年规律, 8月份循环水温较3月份高8℃左右, 可推测改造后夏季1#循环水泵站系统水温为35℃左右, 2#循环水泵站系统水温为30℃左右。

2 改造系统运行效果

通过技术论证, 该项目有利于优化工艺、稳定运行、节约资源, 纳入节能技术改造范围。因现场设备较多, 管线复杂, 经过多次现场勘察、方案对比, 确定了最佳的路径, 并制定了详细的施工方案、质量监督标准、入系切改方案、切换投运方案等措施, 利用高炉休风、热力系统检修的机会进行了入系切改, 经过15天的管道施工、管道试压、切换投运等紧张工作, 新改造系统于2007年6月20日正式投入使用。

系统切换前后两汽轮发电机组运行参数的比较见表1、表2。

从表1、表2统计结果可以看出:

(1) 6MW汽轮发电机的运行状况得到明显改善:排汽缸温度降低2.2℃, 真空提高0.002MPa, 发电单耗降低0.06kg/kWh, 节能降耗效果明显, 汽轮发电机效率得到了提高;1#泵站循环水系统供水温度降低1.3℃, 有利于改善1#汽轮发电机和汽轮鼓风机运行真空, 保证机组的安全、经济运行, 达到预期改造的目的。

(2) 12MW汽轮发电机的运行状况未受影响:2#循环水泵站系统供水温度升高2.3℃, 排汽缸温度升高0.5℃, 真空降低0.001MPa, 发电单耗降低0.019kg/kWh, 提高了12MW汽轮发电机运行的经济性。

(3) 凝汽器冷却进水温度过低会引起端差过大和凝结水过冷却, 不利于汽轮发电机组的安全运行和经济运行。一般冷却进水温度应为20～25℃, 改造后进水温度有利于12MW汽轮发电机的运行。

3 结语

电解锰企业生产废水循环模式优化篇8

1 贵州省电解锰生产废水循环模式

据调查, 针对含铬锰废水的回用, 目前贵州省电解锰企业有两种不同的循环方式。

(1) 含铬锰废水处理后直接外排及冷却循环水单独循环模式, 其循环模式如图1所示。

其存在的问题包括含铬锰废水系统没有尽可能地循环利用 (如冲洗车间地面都采用新水) , 需要排出系统外的废水量较大;电解溶液系统没有优化, 接纳能力有限;冷却水系统有强制外排, 但是外排水没有引入溶液系统或采取经电解处理工序使用后再进入溶液系统。

(2) 冷却循环水外排模式, 该种方式的特点是将不能循环回用的含铬锰废水作为电解槽冷却水的补充水, 其循环模式如图2所示。

其存在的问题是含铬锰废水由于硫酸根等没有处理而引起冷却水水质恶化, 企业为保持冷却水水质会间歇性外排。

2 贵州省电解锰生产废水循环模式优化

2.1 冷却水循环系统

由于水质、水处理工艺及水处理设施等方面的原因, 电解锰冷却循环水在运行过程中易出现结垢严重、菌藻生长和腐蚀的现象, 导致系统内粘泥污垢堵塞管道、水质指标低劣、换热效率下降等情况, 极大的影响了循环冷却水系统的正常运行, 影响生产甚而出现严重事故。另外循环水的钙硬度和总碱度累积增加, 导致浓缩倍数提高, 必须外排部分污水以维持正常的冷却水水质。某企业的电解槽循环冷却水水质情况如表1所示。

mg/L

按企业取样测试的实际浓缩倍数计算[2]的外排循环水量 (强制排污量) 如表2所示:

从以上计算来看, 企业需平均每天排出66.59 t的循环水以维持冷却循环水的正常稳定运行, 从循环水的水质和实际试验情况来看, 强制排出的污水可降级作为电解产品和阴极板的冲洗水或直接补充到电解溶液系统。

2.2 含铬锰废水

含铬含锰废水的产生、各环节用水的水质要求及回用情况分析如表3所示。

电解锰企业的含铬锰废水处理后的水质指标如表4所示。

mg/L

电解锰生产含铬锰废水采用石灰法 (p H>12) 处理, 经p H值大于12的处理后, 重金属离子及硅等元素含量已非常低, 接近于甚至优于新水补充水, 但是由于废水中的硫酸铵未经处理, 用废水冲洗产品, 存在影响产品含硫量的问题, 因此, 本研究对含不同浓度硫酸铵的冲洗水对产品含硫量的影响进行了试验, 结果表明, 在硫酸铵含量小于25 g/L时, 用于冲洗产品不会引起产品硫超标。

从以上电解锰企业的含铬锰废水处理后的水质指标来看, 除硫酸铵外, 其它指标均已达到《污水综合排放标准》, 因此, 对抛光/进槽板清洗水和水玻璃补充水的主要问题是重金属含量超标的问题。对冲洗产品的影响主要是硫酸铵未处理达标而对产品含硫量的影响问题。因此, 含铬锰废水系统中各工序除化验用水、抛光/进槽板清洗和水玻璃补充水需全部采用新水, 且除化验用水外均采用冷却循环水的外排水作为新补充水, 钝化产品漂洗水根据硫酸铵浓度情况部分利用, 其它各工序用水均可利用经处理达到《污水综合排放标准》要求后的含铬锰废水。

根据优化后的含铬锰废水循环方案, 可计算硫酸铵循环情况, 如图3所示。

其中, C1:含铬锰废水的平均硫酸铵浓度, 其值波动在3~5g/L, 取4g/L;

M1:含铬锰废水的平均日产生量, m3;

C2:含铬锰废水硫酸铵累积量, g/L;

M2:含铬锰废水日均向溶液体系补充量, m3;

M3:含铬锰废水水处理渣所带走的水量, m3。

根据以上平衡式C1×M1=C2× (M2+M3) , 其中M3量小, 取零。可计算硫酸铵累积浓度值如表6所示:

从表6看出, 硫酸铵最高累积浓度14.66 g/L, 低于超标的25 g/L, 故对生产基本没有影响。

根据以上优化原则, 可计算含铬锰废水系统需向其它系统补充的水量。计算结果如表7所示。

m3/d

从以上分析来看, 冲洗产品、水玻璃补充水、与抛光/进槽板清洗等工艺总需水量111 m3/d, 大于冷却水系统维持正常运行所需的外排水量66.59m3/d, 因此, 冷却水系统外排水可完全消纳, 并可适当增加外排量, 进一步改善冷却循环水水质。

2.3 电解溶液系统

通过对某企业 (20 000 t/a) 生产报表的收集、计算, 其溶液平衡情况如表8所示。

注:优化方案为制液氨水和清槽用水以回用水取代原清洁水

从溶液系统带入的水量来看, 制液氨水用水和电解清槽操作用水完全可由处理后的含铬锰废水取代。即可扩大溶液系统的可补充水量64.21 m3/d, 使总的接纳能力达到137.11 m3/d, 大于含铬锰废水所需的外排水量117 m3/d, 故含铬锰废水完全可以消纳在溶液系统中。

综上所述, 优化后的电解锰生产废水循环的优化方案如图4所示。

其原理为各系统先小循环, 不能循环的部分废水进行大循环。即用冷却循环水系统和含铬含锰废水系统需外排的水量替代原有溶液系统需加入的新水, 电解溶液系统最终走向为溶液系统的蒸发和渣带走。

3 结论

研究结果表明:电解锰生产冷却循环水的强制排污水可降级作为电解产品和阴极板的冲洗水使用, 处理后的含铬锰废水可作为制液氨用水和电解清槽用水。电解锰生产废水闭路循环是可行的。

参考文献

[1]梅光贵.锰冶金学[M].长沙:中南大学出版社.2004.

钻井液循环处理系统优化分析篇9

关键词：钻井液循环系统,优化,设计

1 钻井液循环罐的优化设计

钻井液循环罐作为钻井液固控设备中的主要设备, 是为了满足钻井过程不同的阶段和不同要求所进行必要的循环和储备, 并为各级固控提供必要的循环条件。其在满足钻井工程需要的情况下, 尽量使罐的尺寸减到最小程度, 这样便于设备的安装和运输, 同时也减少了不必要的钻井液成本。

1.1 外形尺寸

钻井液循环罐的外形尺寸很大程度上取决于当地的运输条件。公路限高是4.5m, 宽度不超过2.5m为好。这也就能确定油田所使用的钻井液循环罐的最大外形尺寸。另外还应根据另一种成熟的技术, 按照钻机底座和振动筛确定钻井液循环罐的高度, 如图1所示。

根据资料介绍, 明槽斜度为4%～7%, 暗管斜度为8%～12%时为最佳状态。根据上述数据, 以ZJ50/3150DZ钻机为例, 井口中心到罐边的距离是16 m, 钻台跨度是10.31m, 这里假设L=16m (不同的钻机L的尺寸是不一样的) , 同一坡度下, 越远越低, 取暗管斜度为12%, 则图1中H2=H1+1000+D/2

1000mm为预留的操作空间, H2=7617mm, D为320mm, 则:

H1=6457mm,

因此, [H1- (H+800) ]/L=12%

H=3737mm

由上述计算和运输车辆的条件, 可以基本确定适合该井架的钻井液罐理论高度为3m。但考虑到综合因素, 钻井液罐的实际总高约为2.8m, 减去罐面上的附属设施的高度0.5m, 罐体有效实际高度为2.3m。

1.2 罐体整个容积的确定

按照钻井工艺的要求, 不同的井深和井径, 所需的最小钻井液的量是不同的, 其钻井液的总量Q总用下列公式计算:

Q总=Q井+Q管+Q罐

式中:Q井——井筒中储存的钻井液量, m3;

Q管——地面管汇中储存的钻井液量, m3;

Q罐——维持砂泵、泥浆泵正常工作时最低液面钻井液罐中储存的钻井液量, m3。

Q井=∏×d2×H/4

式中:d——井径, m ;

H——设计井深, m。

表层套管部分, 井眼直径为339.7mm, 深度为0～200m;技术套管部分, 井眼直径为311mm, 深度为200～700m;油层套管部分, 井眼直径为215.9mm, 深度为1000～3000m;根据上述公式可以计算出:

Q井=∏× (D表2×H1/4+D技2×H2/4+D油2×H3/4) =3.14× (0.342×200/4+0.3112×700/4+0.2162×2100/4) ≈148.31m3

地面管汇以5”无缝厚壁管为例, 内管径为112mm, 长度约为50～70m, 则:

Q管=∏×d2×H/4=3.14×0.1122×70/4≈0.7m3

维持砂泵、钻井液泵正常工作时最低液面的高度不得低于400mm, 假设罐宽为2.5m, 长度为9m, 则

Q罐=9×2.5×0.4×2=18m3

综上所述:

Q总=Q井+Q管+Q罐=148.31m3+0.7m3+18m3=167.01m3

另一种完钻井深容积的计算方法是井深容积的基础上再加上50%的附加量, 同样以3000m井深为例:

0.21592×3.14×3000/4≈110m3

110×150%=165m3

这两种方法计算的结果相似, 这里就取值大的一个。

罐高度为2.3m, 减去底座0.2m, 则罐的有效高度为2.1m。江苏地区河流众多, 人口密度较大, 运输环境复杂, 造成车辆转弯半径较小, 长度应控制在9 m左右。则

Q罐=长×宽×高=9×2.5×2.1=47.25m3

钻井液罐的数量为:167.01m3/47.25m3=3.5, 考虑到钻井施工中特殊工况的安全需要及圆整的要求, 钻井液罐的个数应为4个 (储备罐另计) 。这样, 钻井液罐系统就由4个罐组成, 单罐的理论容积为47m3, 总理论容积为188m3, 实际容积约为160m3。

1.3 罐体的结构设计

目前钻井液循环罐的结构设计多式多样, 从外形看大多数是四方形, 普遍都存在着一个问题, 不利于清砂, 所以要采用锥形管。

锥形罐采用了一个二次沉降区, 主要目的是预想通过2次沉降后, 减少钻井返出液体中的固相含量, 减少对砂泵的磨损。因自己无法对固相在钻井液中的下沉速度进行估算, 二次沉降区域的大小未能确定。另根据实际情况, 砂泵的吸入口与设备的溢流口不能布置在同一个罐内。另应考虑到在特殊的情况下, 二次沉降罐也可以作为计量罐使用。

1#罐中的除砂器、除泥器和立式砂泵等等, 按现有技术均可以做到在罐内升降, 减少搬迁时的车辆。如图2所示。

2#罐中的离心机和立式砂泵等, 按现有技术均可以做到在罐内升降, 减少搬迁时的车辆。另在2#罐上可另配上小的加药罐或值班房等, 如图3所示。

3#罐端面配置旋流式混合漏斗一只和射流式混合漏斗一只, 用于加药, 配药。其中配好的钻井液可以通过钻井液走槽和罐壁沿口管流向其他罐内。紧急加重时, 可直接把配药罐作为钻井液泵的上水罐, 如图4所示。

综上所述, 该套钻井液循环罐中的明管和暗管比较少, 能有效地减少管线内部泥沙的沉积, 同时也优化了钻井液循环系统的流程。将双除、离心机立式砂泵均沉降在循环罐内, 减少搬迁时的车辆以及安装拆卸的工作量。另钻井液循环罐的电路系统均应以罐为单位, 采用快速接插件, 方便安装和拆卸。

2 附属设备、设施的优化措施

2.1 搅拌器叶轮的选型

在钻井工程中, 搅拌器的功用有两点:一是使得液体中的各种成分混合均匀, 二是使得钻井液中悬浮固相的向上速度大于沉降速度。在同等功率消耗的情况下, 转速低的大直径桨叶产生的循环流量大, 剪切力小;反之, 转速高, 直径小的桨叶产生的循环流量小, 剪切力大。现使用的搅拌器叶轮是双叶轮结构, 上部采用的是圆盘涡轮式四个折叶, 角度45°, 直径780mm, 下部采用的是圆盘涡轮式四个平直叶, 直径710mm, 圆盘直径为400mm。以7.5kW电机带动的搅拌器为例, 速比为25, 搅拌器的转速为57.6r/min。1台7.5kW搅拌器每分钟的排量可以满足20m3容积的钻井液循环。一个40m3容积的钻井液罐选用2台7.5kW的搅拌器就能满足实际的需求。实际中, 搅拌器的实际输出功率不超过2kW, 这种设计的指导思想是在叶轮因停机被沉砂埋住后仍能启动, 但实际上不是烧电机就是折断叶片, 因此需在结构上进行改进。根据参考资料显示, 以罐宽2m, 高2m为例, 叶轮最大直径/罐宽=0.39, 而为了搅起罐底固相颗粒, 这个取值应在0.45～0.5比较适宜。另外由于桨叶之间的圆盘, 破坏了桨叶上下液相的对流混合, 应在选用开启式涡轮式。

2.2 旋流器的功用不能满足现有的状态

水力旋流器从理论的角度出发, 能完全满足钻井工程的需求。它于20世纪50年代开始发展, 到目前为止, 已形成直径为2、4、5、8、10和12in的系列产品。对于常用的2、4、10和12in的旋流器, 其供浆的压力分别为0.53、0.32、0.24MPa, 处理能力依次为1.575、4.725和31.5L/s, 其分离因素值依次为700、350～500以及100～200。2in旋流器在上述条件下, 能清除96% 8～12um的颗粒;4 in旋流器能清除95% 25um和50% 15um的颗粒;10～12in旋流器能清除95% 74um和50% 40um的颗粒。但在实践中, 旋流器的使用往往不尽如人意。其实质上有两点:一是供浆压力不足、不稳, 未能够形成足够的离心力促使细颗粒强迫沉降。目前使用的是电动离心式供液泵, 能耗大 (30～55kW) 、效率低 (40%～50%) 。选用新型、高效的供浆泵已成当务之急。二是没有能遵循水力旋流器的磨损规律。锥筒磨损最严重的地方, 大约距离底流嘴80～150mm之间。在这一区间内, 其破坏形式大都因涡流而产生的“磨损洞穴”。因为这一区间内的切向速度最大, 磨损严重是必然的。任何锥体内壁出现凹凸不平, 都将因“气穴”和“气蚀”现象而严重剥蚀锥体内壁。所以, 不论锥筒壁厚有多大, 最大磨损量达到3mm均应认为已失效。那些认为锥筒的寿命就是锥筒磨穿的运行时间的观点极为有害。这正是在现场使用中, 水力旋流器工作后期虽未磨穿, 但完全失去了排砂能力。根据资料显示, 材质为浇铸型聚氨酯的使用寿命为<2100h, 而混炼型聚氨酯的使用寿命仅为98.5h, 高硌铸铁的使用寿命为530h。锥筒在磨损量达到规定的期限后, 必须进行更换。

3 配套系统的优化配置

钻井液循环罐还应作为一个集钻井液性能处理与维护、钻井液性能检测和监控的综合平台。

3.1 检测系统

对于钻井液性能的检测主要通过人工定时的检测。当前市场上已有一种探测仪器, 能自动的对钻井液的流变性能参数、失水性能参数、润滑性能参数、膨胀性能参数多种性能进行实时检测, 并能自动生成记录。产品已趋于成熟, 误差率为5%。

3.2 监控系统

在每个钻井液罐上均应安装独立的钻井液液位报警系统, 其主要原理是超声波液位计测量钻井液罐实时液位, PLC采集超声波液位计的信号, 在PLC内部通过程序精确计算, 得出钻井液总体积, 再根据钻井液量初始设定值, 连续判断, 进行准确的报警。

目前使用的是北京玛斯莱特公司生产的无线液面报警仪, 安装拆卸方便, 使用可靠, 缺点一是信号传输时不稳定, 抗干扰能力不强;二是由于搅拌器的作用, 液面波动引起的误差无法消除。

3.3 自动灌浆装置

在钻井过程中, 起、下钻作业时能够进行自动灌浆, 在灌浆过程中监测井涌、井漏事故并及时报警, 智能化提醒现场操作人员。自动灌浆系统如图5所示。

4 结语

介绍了钻井液处理系统实际情况, 对固控系统的流程进行了改进, 对原有流程的优缺点进行了分析, 确定了新型钻井液固控系统应具备的功能, 并对钻井液处理系统进行了优化, 满足江苏油田钻井的要求, 值得推广应用。

参考文献

[1]陈如恒, 沈家骏.钻井机械的设计计算[M].北京:石油工业出版社, 1995.

优化循环水系统操作节约电能篇10

本文以某工厂的循环水系统优化实例说明了如何通过合理调节达到节电效果。

1 循环水系统介绍

本工厂循环水系统的主流程框图参考下图, 系统包括了如下主要设备。

1) 正常循环水供水泵P02A~D, 每台泵的额定流量为4700m3/h, 功率950k W, 按设计3开1备。

2) 紧急循环水供水泵P03A~C, 每台泵的设计流量为1400m3/h, 功率325k W。按设计2开1备。此泵与柴油发电机连接, 在外界供电停供状态下仍可供水。

3) 6台冷却水塔A~F及循环水池, 其中C~F为变频风机;A、B塔为紧急冷却塔, 风机固定转速, 并与柴油发电机连接, 在停电时风扇仍可运行。

4) 若干冷却水用户级相关阀门、管道、仪表等。

冷却塔的设计条件如下:

正常循环水量11 200m3/h, 供水压力>530k Pa, 当压力低于此值时, 备用泵自启;紧急循环水流量为2 400m3/h, 供水压力>450k Pa, 当压力低于此值时, 备用泵自启。供水温度32℃, 总回水温度38℃。用户负荷94Mkcal/h。

2 运行工况

此工厂为2015年初投产的新工厂。在初始运行的第一年, 工程师主要精力放在了主工艺装置, 循环水系统的运行主要依靠操作工的个人经验。操作工为了维持压力在5.3k Pa以上, 通常运行3台P02泵, 供水量在9 500~10 500m3/h;紧急冷却水运行2台P03泵, 流量2 000~2 400m3/h, 循环水塔风机运行3~4台。总电耗在3.3MW左右。供水温度满足冷却器要求。

3 运行中的问题

尽管供水温度及流量满足了冷却用户的要求, 但实际上系统并未恰当控制在最佳点, 主要存在的问题如下:

1) 三台P02泵的出口手阀开度大小不一, 导致3台泵的负荷分布不均, 根据泵出口压力及功率判断, 有的泵在接近甚至可能低于最小流量状态下运行。长期运行可能会损坏泵体。

2) 泵出口手阀开度过小。由于此阀门为30”蝶阀, 开关比较困难, 操作工一般将出口阀开的很小, 导致此手阀的压降损失很大, 对比泵出口压力和总管压力, 此阀门的压降为150k Pa。由于总管上有一个530k Pa的低压联锁, 为了保持压力, 3台泵必须要开启, 否则压力就不够。三台泵总共供水量只有9 500~10 500m3/h, 平均每台泵供水只有3 200~3 500m3/h。

3) 由于设计余量, 加之开车初期, 装置负荷不高, 即便在3天的100%负荷测试的时间里, 循环水塔的负荷也只有最高73Mkcal/h, 供水温度在27~32℃, 回水温度在32~37℃之间, 温差在5~6.5℃之间。

4) 紧急冷却水的正常用户只有3台, 其中2台不大, 总设计流量只有200m3/h, 而另有一台冷却器, C08, 其设计负荷为17.8Mkcal/h, 冷却水设计流量为2 200m3/h。但根据实际运行数据来看, 此换热器的设计面积远大于实际需求, 导致循环水平均流量在400m3/h即可满足换热要求, 这意味着紧急冷却水量只要600m3/h就可满足需求。

顺便提一下, 此处有低循环水量引起管道阀门震动问题。C08是通过控制循环水流量来控制换热量, 而控制阀是按照正常流量2 200m3/h而设计的, 由于现在平均流量只有400m3/h, 并且流量实在200~600m3/h间波动, 阀门也相应在10%~20%间波动。当阀门开度在10%左右时, 由于阀门节流, 导致此阀门及相关管线剧烈振动, 噪音巨大。长期如此运行, 必然引起管道及阀门的损坏。

5) 每个冷却水用户单元末端, 都有一个从供水至回水的旁路阀, 每一台换热器进出口都有蝶阀, 但出口未安装任何温度变送器或就地表。在开车投产阶段, 有些旁路阀完全处于开的状态, 有些换热器入口阀没有全开, 有些换热器出口阀全开。这些问题都导致了不必要的循环量, 浪费供水泵的能耗。

6) 循环水回塔的分布不均, 有的多有的少, 而风机转速的控制并没有根据水量分布来控制, 导致冷却效果不高。

7) 设计冷却水供水温度控制风扇转速, 以达到节能效果, 但实际上, 由于风扇本身机械及操作习惯问题, 自开车来, 风机转速由操作工手动设置, 一般也不会去调此转速, 因此供水温度总低于实际需求。

4 优化思路

解决以上问题并找到最优点主要通过两条路径:

1) 纠正不正确的操作, 包括通过调整泵出口手阀, 平均分配泵运行负荷, 保证其运行在最小流量之上;维修风机, 保证其正查运行;根据回水量分布, 调整风机转速, 回水量多的风机可转速高些, 回水量少的风机转速低些甚至停止风机;投用温度控制风扇转速的回路。

2) 研究系统热负荷, 决定供水流量, 找到满足如下条件的操作点:

供水温度不高于32℃, 回水温差不超过38℃, 温差在6℃内。

满足压力要求。

通过降低供水量, 尽可能运行少的机泵, 风扇转速尽可能低。

5 优化分析过程

对于上述两条思路, 第一条主要是纠正错误的操作和维修相关的设备, 使系统运行在设计工况下。

第二条是优化的重点, 需要更多的可行性分析:

在操作中的问题 (2) 中提到过, 实际正常供水量平均值为10 000m3/h, 考虑到泵的额定流量为4 700m3/h, 2台泵可供9 400m3/h流量, 与10 000m3/h相差不多, 对用户影响应该不大。而如果能停一台泵, 预计可节约800k W的电量。

对于循环水系统的用户侧, 有如下热平衡公式:

上式中:

Qr为各个用户的总负荷需求, 由主工艺装置决定, 对于循环水系统属目标变量, 不可调节。

F为供水流量, 可调。

Cp为水的比热, 1kcal/kg.℃

Tcws为供水温度, 受冷却塔的运行效率影响, 如风扇转速, 水量分布等因素影响。

Tcwr为回水温度, 当Qr和Tcws固定后, 由流量F决定。

通过上面对公式的分析, 可以看出, F最终影响的是供-回水温差, 流量假设减少20%, 则温差增大20%。如果Tcws不变的话, 则影响的就是Tcwr。而对于用户而言, 只要入口温度Tcws不变, Tcwr并不是很重要的参数, 因为一般换热器都有一定的设计余量, 只要入口温度不超过设计值, 一般都可以满足冷却要求。

因此, 循环水流量是可降低的, 其后果是循环水回水温度升高, 只要此时注意每个用户的冷却效果, 做相应的单独调整, 应该可以找到一个合适的操作点。

由于循环水量降低, 回水温度升高, 如果要保证供水温度, 则需要再调整循环水塔的操作, 必要时可以加大风扇转速来确保供水温度。

三个重要推论:

1) 循环水量决定回水温度, 实际就是供-回水温差, 只要温差由余地, 就有可能降低流量;水量减少的比例与温差成的变化成反比。

2) 供水温度由循环水塔运行决定, 回水温度的升高, 可以通过调节循环水塔的操作而达到供水温度的要求。

3) 循环水量的减少, 只要比例不是太大, 比如20%以内, 换热器用户的效率是不会受到太大的影响。

根据以上推论, 停一台P02泵, 循环水量由10 000m3/h降低至9 400m3/h, 满负荷操作时温差预计由5~6.5℃上升至5.3~6.9℃, 供水温度在27~32℃之间, 回水温度最高温度38.9℃。考虑到这是夏天满负荷负荷操作的温度, 处于其他季节非满负荷时, 通过控制供水温度, 回水温度控制在38℃内应该问题不大。

对于紧急冷却水系统, 前文已经分析过, 由于C08的设计余量很大, 完全没有必要再提供2 200m3/h的流量, 可以停一台P03泵, 预计可节约电能250k W。

另外, 在停P02和P03泵时, 供水压力必然会下降, 而且还有可能低于联锁值。这是一个水力学问题。这个问题可以通过调整泵出口阀和循环水回水阀而满足压力要求。

因此, 提出的最终解决方案如下:

(1) 各停一台P02和P03泵。

(2) 调整冷却塔水量分布及风扇转速, 控制供水温度不高于32℃。

(3) 调整泵出口阀门, 满足压力要求。

6 实际调整过程及问题的解决

6.1 调整管网水力学分布

之前在问题5中提到过一些错误操作, 因此第一步先纠正这些错误, 主要包括:

(1) 全开每一个换热器的入口手阀, 出口阀门一般控制在50%。

(2) 全关每个单元的旁路阀门。

(3) 检查每个单元的进出口界区阀, 一般在50%左右的就不再调整。

(4) 监控一些重要的, 大的冷却器的冷却效果, 通过便携式温度计测量回水温度。有些换热器出口温度过高的, 开大其出口手阀, 甚至某些冷却器出口欧阀门全开。

通过以上调整, 保证了在低流量下, 绝大部分换热器仍可得到足够的冷却水。

6.2 调整泵出口阀门及管网阀门

停泵最关键的问题在于供水压力是否能维持住。考虑P02运行3台泵时, 压力已经比较接近低压联锁值, 因此在停泵之前, 都先预开了三台泵的出口阀门, 并且调整每台泵的出口压力及电流相同。通过此调整, 供水压力提高了60k Pa, 流量大约提高1 000m3/h。之后停其中一台泵。

停泵后, 流量掉至9 400m3/h, 压力掉到525k Pag, 低于联锁压力。之前已经将此联锁旁路, 因此第三台泵没有自启。电机电流已经略高于额定电流。

为了减小电机电流, 必须降低供水流量;为了升高供水压力, 需要开大泵出口阀门;但开大出口阀门就会流量升高, 电机电流升高。因此此时不能再通过开大泵出口阀门的方法来提高管网压力, 而应当通过关小回循环水塔的回水阀门来减小流量及提高压力。

实际调整时, 先估计3~4个塔的运行即可满足冷却要求, 然后观察每个循环水塔的回水分布, 选定了3个回水塔为主要冷却塔 (D, E, F) , 尽量关小了其余的3塔的回水量 (A, B, C) , 均匀分布了D、E、F三塔的回水量。并且控制总供水量在8 500m3/h, 供水压力提高至570k Pag, 回水压力由之前的100k Pag升高至320k Pag。

运行D、E、F风扇, 停其余风扇, 供水温度在28-30℃之间, 监测主要冷却器的运行状况, 仅发现有一个精馏塔的冷凝器 (C404A/B/C) 效果有较明显降低。

该塔有三台冷凝器, 总设计负荷为11Mkcal/h, 循环水总流量1 800m3/h, 循环水入口设计温度32℃, 出口37.8℃。工艺侧设计入口温度43℃。

现场测量出口管道温度约为41℃, 分析换热能力下降的可能原因是循环水流量不够。但经现场检查冷却器进出口阀门都已全开。随后怀疑可能是精馏单元界区24”阀门开度不够, 经检查阀门入口阀门开度只有25%左右, 出口50%。开大入口阀门至50%后, 冷却能力恢复。

在调整正常循环水达到要求后, 采用类似的步骤停一台紧急冷却水泵。发现的问题是泵出口压力在附近460k Pag波动, 接近联锁值, 流量约900m3/h, 电机电流低于额定电流。为了提高压力, 开大了泵出口阀门, 流量略有提高。

至此, 调整工作告一个段落。

7 调整后结果

(1) P02和P03泵各停一台。节约电能约1 000k W。

(2) 优化了循环水分布, 将温度控制转速回路投用, 运行三台风扇在低转速即可满足生产需求, 节约电能约100k W。

(3) 解决了问题4中的管线及阀门振动问题。其机理是回水压力升高了220k Pa, 而紧急冷却水供水压力基本维持不变, 因此控制阀的压差减小, 开度增大, 正常开度在20%以上, 节流问题消失。

通过此调整, 实际供节约电能1 100k W, 相当于节省电费647万元/年 (电费按0.7元/度税前计, 一年按8 400生产小时计) , 经济效果十分显著。

同时还纠正了一系列不正确或不好的操作模式, 消除了管线振动, 降低了设备出问题的风险。

8 下一步计划