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3、供热质量合格率不高
供热质量差、热用户冷热不均现象普遍存在。
不少供热企业解决低温用户的方法错误,从而进一步加大了能源浪费。
4、供热新技术推广普及不够
一些供热企业对已在实践中被反复验证了的、可提高供热质量、提高系统安全性和节约能源的先进供热技术不了解、不认识、也不采用。
热水管网的直埋无补偿技术、简单可靠的自力式流量控制阀调网技术、多热源联合供热技术、及水泵超常规节电技术等。
使这些企业一直处在能耗大、供热效果差的落后状态。
二、供热系统常见技术通病
1、循环水泵选型错误是普遍的技术通病
循环水泵选型错误是一个普遍存在的大问题,由于各供热企业和热电厂循环水泵的现状几乎都一样,因此很少被人们发现和重视。
这是供热行业中电能浪费最严重的地方。
按目前全国总供热面积十八亿平方米大略推算,每年至少多耗电能价值四十亿元以上。
全面纠正循环水泵选型错误是供热行业以及各发电厂刻不容缓的大问题。
如果能迅速在全国供热行业和热电厂开展一个调换循环水泵的技术措施,将会给国家节约大量电能。
其选型的主要错误是:
水泵扬程过高和多台泵并联运行的传统理念,致使电耗超过实际需要,甚至高出数倍。
产生错误的原因是多方面的,经多方调
查分析主要有以下几方面:
(1)确定水泵扬程的设计与实际需要相差太大。
循环水泵扬程与实际相差太大,其主要原因是设计人员的“宁大勿小”的心理促使他们在套用有关设计规范时,全部采用“上限叠加”的作法,最后再乘一个安全系数造成的。
还有的根本不做水力计算,而是套用类似的设计;
或按照自己和别人的习惯不负责任设定的;
甚至还有一部份对供热基本知识都不清的人,把楼房的高度也加到循环水泵扬程中造成的。
当水泵扬程超过实际需要时,在运行中就会造成水泵出口阀门无法开大,否则电机就会过载,同时使电能大量浪费。
正确确定水泵扬程的办法是:
应根据实际情况认真的进行水力计算,而不是硬套规范。
可用以下几种方法:
如果设计资料齐全,可在正确选择运行参数的基础上,进行详细的水力计算来确定。
如果原供热系统正在运行,或有历年的运行记录,可根据各处压力表的读值推算出各部分的阻力损失,以此做参考校核水力计算结果,以确定水泵扬程。
其中:
热源总出口压差即为外网的总阻力损失、锅炉或换热设备进出口压差即为此设备的阻力损失;
水泵进、出口压差即为该水泵实际工作的扬程,如果压力表设在水泵进口阀之前,水泵出口阀之后,则二者之间的压差即为该供热系统实际需要的水泵扬程……
(2)对水泵并联运行工况认识不清。
好多供热企业是按照一台锅炉或一个换热设备配一台泵的方式确定的。
他们错误的认为水泵运行的实际参数应与铭牌上的参数相同。
实际水泵名牌上的参数(流量和扬程)只是水泵在其效率最高点工作时的参数值。
而水泵实际运行参数是由水泵的特性曲线与管路的特性曲线交点决定的。
(见图一)
图一
多台泵并联运行时的实际参数是由水泵并联后产生的特性曲线与管路特性曲线的交点决定的。
(见图二)图二
由图二可看出,多台同型号水泵并联工作后,其扬程要高于单台泵工作时的扬程,而其流量一般要小于单台泵工作的时的流量的代数和。
同时也小于每台泵铭牌流量的代数和。
而且此时每台泵实际的工作效率都低于铭牌的效率。
只有当管网的管径较粗,管路的特性曲线比效平缓时才有可能是铭牌流量的代数和(见图二中管路特性曲线2的交点)但设计时往往是按铭牌流量的代数和确定水泵并联运行流量的,因此运行时每台泵均不在高效点工作,从而浪费了电能。
而有时又会无法满足系统对流量的要求,从而再增加运行台数或增大泵的型号。
(如某个单位运行六台泵仍无法满足热网流量的情况下又增加了三台大泵)
(3)多种运行工况时简单采用多台泵并联
在一个供热系统可能存在多种运行工况时,如:
采用分阶段改变流量的质调节方式运行时,都会采用多台同型号水泵并联的设计方案。
这种方案表面看很合理,但结果每台泵都不在高效区工作,从而浪费了电能。
应大力推广单台泵运行的方案。
改多台泵并联运行的习惯为任何工况下均是单台泵运行的方案是最佳设计方案。
如果热源或热力站是恒流量质调节运行方案,应该重新选一台流量和扬程合适的水泵做为工作泵,把原有的几台泵做为备用泵。
实践证明,这样改造后,可在1—2个月内从节约的电费中收回改造费用。
例如有一个企业供热面积为180万㎡,原有9台泵,运转6台,改成一台泵后每年节电280万元。
如果热源为分阶段改变流量的质调节运行方案,可选一台变速泵解决。
如果一个热源有多种运行工况、或者是逐年递增的系统,可选择几种不同型号的循环泵,根据不同的工况启运不同型号的水泵。
各种泵可根据实际情况互为备用。
例如某单位的调峰热源有6台29MW的热水炉,采用了一小、一大、二中共4台恒速泵并联安装的方式,各种工况下只单独运转其中的一台泵,特殊情况时运二台泵,已正常运行了十几年。
(4)错误的技改措施使水泵功率越来越大
有一些企业在供热系统因水力失调而造成远端用户供热效果不好时,往往对产生水力失调的原因不了解,不用认真调网的方法解决,而是根据供热效果不好的用户“压差不足”这一表面现象,错误地认为是水泵扬程低,或流量不够造成的。
因此采用更换大流量、高场程水泵的方法解决。
结果使水泵的功率进一步加大。
虽然此种方法可以相对提高一些末端用户的供热效果,但并没有使冷热不均的现象得到很好的解决,却进一步造成了电能的大量浪费,使企业的运行成本更高。
这种错误在许多供热企业中时有发生,而更令人遗憾地是,还有的企业把它做为好的经验加以推广。
(5)由非专业技术人员选泵
更严重的是有许多民营的供热企业或小城镇的供热系统,没有进行正规设计。
而是由锅炉供应商、或锅炉厂、或安装公司的安装人员,根据自己的所谓经验任意确定的,或把其它地方用过的旧水泵直接移装过来。
这些循环水泵的功率更是远远超过实际需要。
(6)脱离实际按规划负荷选泵
对于新建或扩建的供热系统,在委托设计时,一般只把远期规划的供热负荷提供给设计者,没有同时向设计者提供近期的热负荷大小。
那么设计者就会按规划负荷选择循环水泵的型号,但近期热负荷往往很小,几年后才能达到规划。
那么,今后几年用此泵工作就会大量浪费电能。
虽然有时建设单位向设计者同时提供了近、中、远三期的负荷,设计者就会按远期负荷设计成多台泵并联的形式,但水泵的扬程是按远期负荷确定的。
当近期只用一台泵时,由于管网管径是按远期负荷确定的,近期热负荷小,而管网的阻力损失会很低,结果就会出现水泵扬程过高的问题,仍会浪费电能。
在这种情况时,最理想的解决办法是先按近期实际负荷进行水力计算后选泵(也可留有一定的负荷变化范围)。
当过几年负荷增大时再重新选泵。
实践证明,用小循环泵时节约的电费,会大大超过换泵的投资。
还可以通过多种方案的比较,选出一条最经济实用的方案来。
(7)循环水泵选型的经验数据
应认真检查一下本企业循环水泵选型是否合理。
简单的诊断方法是,参照下表中的水泵选型数据来判断现有循环水泵的型号、功率是否偏大,流量和扬程是否合理。
间供系统循环水泵直供系统热源换热站
每万平方米功率(KW/万·
㎡)2.5~51~31.5~2.5
水泵扬程(mH2O)25~3525~508~15
每万平方米循环水量(m3/h·
万㎡)25~336~1225~33
注:
此表只做参考,水泵实际需要扬程必须经过认真水力计算后确定。
2、循环水泵传统安装方式的技术通病
水泵由于在各种系统中起的作用不同而具有不同的专用名称。
在供热系统中水泵的名称有:
蒸汽锅炉给水泵、热水锅炉循环水泵、热网补水泵、热网循环水泵、中继加压泵(中继泵)、热网混水泵(混水泵)、混水加压泵、凝结水泵等。
各种水泵的安装方式和配套阀门、配套设备等也应根据水泵所起作用的不同而有所区别。
但在传统的习惯方式中却忽视这一点,出现了只要是水泵,其出口必安止回阀的作法。
各种类型的止回阀在管路中都会对流动的液体产生阻力,都会消耗电能。
在没有必要安装止回阀的地方就不应安装。
这样既可节省运行电费,又可节省阀门费用和安装费。
水泵出口是否安装止回阀应根据水泵在系统中所起的作用来确定。
(1)循环水泵出口安止回阀的弊端
热水锅炉的循环水泵和热网循环泵(包括热电厂热网首站的循环泵和热力站中的二级网循环泵)都是使水在供热系统中(即热水网里)循环流动的水泵。
每一个供热系统都是由一个或多个完全独立的闭式循环系统组成的,而每一个闭式循环系统都由一套循环水泵提供循环动力,使水克服各种阻力损失而在整个系统中“首尾相接”地循环流动。
当断掉循环水泵的电源(或突然停电)时,循环水泵就会停止运转。
热网中正在流动的水因失去了循环动力也会在短时间内自动停下来。
这时没有任何动力会使热网里的水作反向流动。
因此循环水泵的出口处没有必要安一个止回阀“以防止水泵倒转”。
当然,在大多数的情况下锅炉的安装位置都高于锅炉循环水泵的安装位置;
热用户采暖系统的楼房高度都高于安装循环水泵的热力站,它们和循环水泵之间都有一个高度差。
但由于供热系统是一个闭式系统,由水静力学可知,由这个高度差而产生的静水压强会同时由循环水泵的出口管道和入口管道作用在水泵二侧,其静压值相等、方向向反。
因此水泵在断电的情况下不会倒转。
习惯做法在循环水泵出口安装的止回阀只会在运行时增加无用的电耗,应该取消。
(见图三)。
循环水泵停止运行时P1=P2=系统静水压强。
水箱循环水泵除污器循环泵停运时:
静水压强热用户锅炉
图三如果循环水泵有备用泵,也不应该用泵出口安装止回阀的方式来代替变换运转水泵时应关闭出口阀门的作法。
这样做一方面违反了操做规程,同时还可能由于止回阀不严密而使水流在泵间短路循环。
对于锅炉给水泵、热网补水泵、中继泵、热网混水泵、混水加压泵、凝结水泵等,由于在这些泵停运后,水泵出水管道的压力高于水泵入口管的压力,必须在水泵出口处安装止回阀。
但所安装的止回阀一定要选择那些阻力小、启闭灵活、严密的,千万不可用那种带有钢丝弹簧结构的蝶形止回阀,这种止回阀结构非常不合理,阻力损失大,而且有时还会因生锈而开启不全。
取消循环水泵出口止回阀的节电措施已得到了理论和实践两方面的验证。
在芬兰供热专家指导下设计的牡丹江市铁南集中供热系统和秦皇岛集中供热系统的热网首站和换热站系统水泵,均无止回阀,已安全运行了多年。
许多热力公司也都为了省电和减少阀门的故障率,减轻维修工作量而取消了循环水泵出口的止回阀,也安全运行了多年。
(2)循环水泵进出口配管的问题
许多水泵由于结构上的原因而使得泵体的出口法兰的公称直径,小于入口的直径。
如泵的入口为DN300,则出口为DN250;
入口为DN600,出口为DN400等。
在水泵安装中,大多数都不对配管的大小做经济比摩阻的验算,而是按水泵进出口法兰大小配管。
结果按水泵工作的流量验算,则进口配管往往比经济比摩阻稍大一些,而出口的配管却大大超过了经济比摩阻。
造成水泵配管阻力损失很大,长时间运行浪费了许多电能。
合理的作法是,应该在水泵的出口配一个渐扩管,然后再配出口阀门和出口管道,使水泵进出口管道直径相等。
同时水泵进出口管道与系统总管连接处,应采取斜三通的配管方式,而不用丁字形的直三通,以进一步减小局部阻力损失。
(3)盲目给循环水泵安变频调速器的作法
对于流量和扬程同时偏大的泵,也可以采用给电机增加变频器或车削叶轮的方法解决。
但对于只是扬程偏高,而流量合适或偏小的泵,只能用更换水泵的方法,不能用增加变频器来节电。
因为当电的频率降低时,水泵的扬程和流量会同时降低,使本来偏小的流量变得更小了。
详见图四。
图四
另外,变频调节也是在原水泵特性曲线的范围内实现节电的。
对于那些泵的型号同实际需要相差很大的泵,必须重新选型才能达到根本的节电。
那些不分情况盲目安装变频器的作法是错误的,而且变频器的价格往往高于换泵的价格,并不经济。
到底选择哪种方案,必须认真分析,并做出经济对比。
3、锅炉房热力系统常见技术通病
锅炉热力系统的形式,各种管道和设备的布置,以及管径大小等都直接影响着循环水泵的功率和锅炉效率。
但这些往往被忽视。
结果给整个供热系统的能耗和供热参数带来很大影响。
常见的技术通病有:
(1)锅炉循环水量超过额定值
热力系统缺陷使锅炉本体的循环水量超过锅炉的额定值。
热水锅炉的铭牌中都给出了锅炉的额定供回水温度和锅炉的额定发热量。
而锅炉的使用说明书中也会相应的给出锅炉在额定发热量和额定供回水温差下的额定循环水量。
如果锅炉在实际运行时的循环水量低于额定循环水量,就有可能使锅炉本体某处的水循环系统的水流速低于安全循环倍率,使此处产生汽化而影响锅炉的安全运行。
因此锅炉运行时本体的循环水量不能低于额定循环水量。
但当锅炉本体的循环水量超过锅炉的额定循环水量时,就会使锅炉本体的水阻力损失增加。
锅炉本体的总阻力损失是额定循环水量下计算的。
一般不超过0.08MPa,即8米水柱。
所以使锅炉在额定循环水量下工作,不但保证锅炉的安全,而且使锅炉本体的阻力损失最低,即循环水泵的电耗最低。
在供热系统中,热源的循环水泵必须同时满足热网和锅炉对循环水量的要求,而热网的循环水量是根据热网的总负荷和热网的供回水温差确定的,在所有的工况下,都是热网的供回水温差要小于或等于锅炉的额定供回水温差。
同时热网和锅炉的热负荷是相等的,因此热网的循环水量一定要大于或等于锅炉额定循环水量之和。
如果把热网的总循环水量全部由每台锅炉分摊,那么在大多数情况下锅炉本体的实际循环水量都会高于锅炉的额定水量,使锅炉本体的阻力损失超过锅炉使用书中给定的阻力损失。
由流体力学的阻力计算可知:
当锅炉的循环水量是额定水量的2倍时,锅炉本体的阻力损失就会是额定阻力损失的4倍(22倍),而此时水泵所消耗的电功率就会是原来的8倍(即23)。
此时不但严重的浪费了电能,而且由于锅炉阻力损失的增加,使热网的总供水压力下降,有时会无法保证热网对供水压力和供回水压差的要求。
据调查:
大多数热水锅炉房都忽视了这一点,在热力系统的设计和实际运行中都没有采取措施,不但浪费了大量电能,而且有时又无法保证供热参数。
解决这一问题的办法很简单,就是在循环水泵去锅炉的总供回水干管之间,设一个旁通管和调节阀。
在供热系统运行时调节此阀门的开度,使锅炉按额定水量运行,而热网大于锅炉的水量由旁通管流过。
(见图五)此时再控制锅炉的燃烧强度即可同时保证热网的总供水温度。
图五
理论和实践证明,不论是高温热水锅炉的间供系统还是低温热水锅炉
G炉=400m3/h·
台
G旁通=1200m3/h
锅炉锅炉锅炉
t=60℃
t出=120℃
tg=90℃
△t=30℃
G网=2400m3/h
th=60
△t=60℃
ΣG炉=1200m3/h
的直供系统,都应设此旁通管。
因为虽然低温热水锅炉的额定供回水温差是25℃。
但直供系统热网的实际供回水温差均在15℃—20℃之间,因此也必须有一部份热网的循环水量经过旁通管才行。
对于用高温热水锅炉做为直供系统热源的,更必须设此旁通管。
应该注意的是,在我国公开出版发行的锅炉房设计标准图集中,所有热水锅炉房的热力系统,也都没有设此旁通管。
可见这个通病的普遍性。
也有一些供热锅炉房在设计和施工中设有旁通管,但由于设计者没有把它的作用交待给运行人员,结果在系统运行中不打开阀门进行调节,旁通管没有起到应有的作用。
因为运行人员怕打开此阀门后会降低热网的供水温度。
(2)锅炉进出口管径偏小,而且进口管加设止回阀。
大多数锅炉房在热力管道安装时都是按锅炉进出口阀门的型号大小布置进出口管径。
而锅炉厂配置的进出口阀门往往都偏小一号。
即根据锅炉的额定循环水量和锅炉房内供热管道的经济比摩阻不大于120Pa/m的规范设计的锅炉进出口管径,一般都大于锅炉本体进出口阀门的公称通径。
如果管道安装时不在锅炉进出口处设变径管来扩大进出口管径,就会使锅炉进出口阻力过大,增加了水泵电耗。
尤其是锅炉进口再安装一个毫无作用的止回阀,更进一步加大了锅炉房内部管道的阻力损失。
热水锅炉入口止回阀同循环水泵出口的止回阀一样,完全可以取消而节电。
但有时是当地的锅炉检验所按照蒸汽锅炉的规程强行安装的,实际是不合理的要求,应向他们讲清道理。
(3)压力表安装太少,不利于运行管理和节电。
压力表是供热工程技术人员和管理人员的眼睛,是记录和了解系统运行状况,分析判断和处理问题最常用、最重要的仪表。
因此在供热系统各主要位置都应布置。
①热源向热网供热的总供回水出口;
②除污器前后;
③循环水泵进出口;
④锅炉和换热设备的进出口;
⑤自力式流量的调节阀前后等都必须安装。
而且还应备有1—2块精度等级高的压力表做为校验表,对读数有疑问的地方进行现场校验。
但许多热力公司的供热系统中压力表安装的数量很少,以上几个关键的部位都各有短缺。
给系统的正常运行管理,节能运行和技改都带来很大问题。
如除污器是否堵塞无法知道、水泵实际的工作点无法确定、从而无法判断厂家提供的水泵是否能达到性能,也无法判断水泵选型是否合理等。
因此必须如数安装,并认真做好运行记录,以备分析问题,为逐步优化供热系统和提高热效率服务。
热力公司应把压力表、温度计(或红外测温枪)、流量计(或便携式超声波流量计)做为供热技术人员必备的三大工具(仪表)。
(4)系统定压点位置错误——设在总供水处
对于一个供热系统必须根据楼房高度和地形状况保持一个合理的回水压力和系统静压强,这是一个常识性技术问题。
因此系统的定压点一般都放在热源的总回水处。
(当然根据系统情况也有在锅炉旁通管定压的)。
但有些热力公司却把保证供水不超压当成了主要控制对象,而把补水定压点放在了热源总供水处。
这样的结果是当循环水泵的扬程偏高时,就会使回水压力不够,而造成系统的一些最高点出现倒空存气的现象,严重影响了供热效果。
这种错误经常发生在一些小型直接式供热系统上,还有时发生在由发电厂改为热电厂的大型供热系统上。
主要是发电厂的热工人员对供热系统不太了解的结果。
应予以纠正。
(5)热网总出口设分集水器的弊端
目前仍有许多锅炉房和热力站在热网总出口处设有分集水器。
它不但增加了热源和热力站的建筑面积及施工工程量、设备投资(分集水口和进出口阀门),而且增加了外网的投资和施工难度,同时也增加了运行电耗。
这是从间歇式供热的蒸汽采暖系统中沿袭下来的不合理作法。
这种既浪费资源又浪费能源的作法仍在几个大油田和许多县城的供热系统中盛行,而且还是这些地方的通用模式。
其中有些分集水器上有十几个分支,致使外网有二十几个供回水管道直埋、或地沟、或架空分布在地上、地下。
这在目前枝状管网和环状管网都已普及的情况下,是不应该继续存在的了。
也说明先进供热技术的普及工作在我国还有很大的空间,还需要投入很大的力量。
但对于一些几种使用功能不同的建筑同在一个热源中的系统,如只需白天使用的公用建筑同民用建筑共用一个系统时,为了节约能源,在夜间采用不同参数供热时,可由热源分出二种不同性质的管道实现,也不需要设分集水器。
因此,新建供热系统应彻底取缔在热源或热力站设分集水器的作法。
4、锅炉燃烧系统常见技术通病
目前各种类型的集中供热系统的热源,多数还是以燃煤的链条锅炉为主,只有一些大城市中心区域的中、小型供热系统是燃气锅炉(如北京)。
对于燃气锅炉影响其热效率的主要是“锅”的结构。
而对于燃煤锅炉影响其热效率和出力的主要是“炉”的结构、煤的质量和燃烧系统的运行调节水平。
当热源的炉型和煤种已经确定的情况下,燃烧系统的运行调节则成为最关键的问题。
这个系统常见的技术通病有:
(1)炉旁送风口无风压表
链条锅炉的炉下送风是保证煤充分燃烧的关键一环。
在手动控制的情况下,都是用调节各段送风口的阀门开度来保证各燃烧段煤层下的风量和风压的,在各段送风口没有风压表的情况下,运行人员只能凭眼睛观察火焰情况调节风门的开度。
为了准确把握和精细的量化管理,随时根据锅炉出力的大小,煤层厚度和煤质的情况确定最佳的调节方案,使不同的司炉人员都有一个统一的参考模式,则必须在每个送风口上都装上风压表,并做好调节记录供研究和参照。
举例说明:
一个五段送风的链条锅炉,在煤闸板后的200mm左右为引燃段,其风压可控制在100~200Pa;
其后的二段、三段、四段分别为次强燃段和强燃段,其风压可控制在600~800Pa;
在煤的挥发分大、煤层厚时,中间段的风压可控制在900~1000pa左右;
而第五段为燃烬段,风压可控制在200~300Pa……。
如果根据风压大小画成曲线,可形成一个山峰形或梯形。
目前在许多运行管理粗放的锅炉都没有安装风压表,为了加强管理节约能源最好装上。
(2)炉顶炉墙漏风
这是一个常被人们忽视的问题。
因为锅炉一般均为负压燃烧,炉膛负压通常控制压10~40Pa左右,当锅炉由于运行时间长、炉墙和炉顶维护不够,或锅炉砌筑质量差时,就会造成多余的空气进入炉膛,不但降低了炉膛温度,而且增大了锅炉的过剩空气系数,降低了锅炉效率。
因此必须经常察看炉顶和炉墙的状况,及时维修。
最好请技术水平较高的“炉顶密封”的专业队伍进行彻底的处理。
(3)排渣口、除尘器漏风锅炉的排渣口和除尘器都是最接近引风机的部位,此处负压最大,如果漏风,不但会加大引风机的电耗,而且还会大量减少锅炉正常燃烧所需要的引风量,如不相应减少送风量,就会使锅炉出现正压燃烧状况,使炉出力降低,影响供热量。
排渣口漏风一般都出现在锅炉房采用框链除渣机或重型链条除渣机的情况下。
因为这样的除渣方式比较简单,它不需要在排渣口安装传统的马丁碎渣机等易损设备。
但此时必须把锅炉的落渣口插入链条除渣机的水槽中,这样才能由水封住炉底的落渣口,避免空气由此进入烟道形成引风机短路。
许多锅炉房不注意这一点而形成了排渣口漏风。
除尘器的排灰口在不放灰时也应该关严,以免空气由此进入引风机形成短路。
经常会发现一些小锅炉房的旋风除尘器的落灰口是开着的,这时不
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