純凝機組多汽源工業供汽試驗研究

陳健，羅海華，應堅定，周仁米

(1.浙能臺州發電廠，浙江 臺州 318016； 2.浙能技術研究院有限公司，杭州 311121)

純凝機組多汽源工業供汽試驗研究

陳健1，羅海華2，應堅定1，周仁米2

(1.浙能臺州發電廠，浙江 臺州 318016； 2.浙能技術研究院有限公司，杭州 311121)

介紹了國產300 MW等級純凝機組再熱蒸汽及主蒸汽管道抽汽改造方案，通過理論計算與試驗，得到每臺機組再熱冷、熱段不同負荷工況抽汽量，表明300 MW等級純凝機組通過多汽源聯合工業供汽改造，可實現單機最大供熱170 t/h、1.5 MPa的工業蒸汽，為其他300 MW等級阿爾斯通、東方汽輪機類型純凝機組供熱改造提供經驗。

純凝機組；工業中壓抽汽；再熱蒸汽；主蒸汽；供熱改造

表1 再熱冷段各工況理論抽汽量計算

1 主要設備概況

某廠現有4臺300 MW級火力發電機組，其中#7，#8機組為北京巴布科克·威爾科克斯有限公司亞臨界自然循環汽包爐和通用電氣阿爾斯通公司-北京重型電機廠合作生產的三缸雙排汽、一次中間再熱凝汽式汽輪機N350-17.75/540/540，#9，#10機組為哈爾濱鍋爐廠有限責任公司生產的亞臨界控制循環汽包爐和東方汽輪機廠有限公司生產的兩缸雙排汽一次中間再熱凝汽式汽輪機N330-16.7/538/538。工業園區供熱用戶蒸汽參數要求為壓力1.5 MPa、溫度300 ℃。

2 純凝機組多汽源抽汽對機組影響分析

2.1 再熱冷段理論抽汽量

再熱冷段抽汽由高壓缸排汽管路接出，排汽溫度符合熱用戶需求，只需通過減壓裝置將再熱蒸汽調整到用戶需要參數。抽汽量主要受限于鍋爐再熱器超溫[1]，為防止鍋爐再熱器超溫，需在再熱前噴水減溫，噴水減溫后，一般要求過熱度至少60 ℃，否則蒸汽與水的溫差偏小，很難保證減溫水全部加熱汽化，汽水混流不但會引起管道流動中的水沖擊，引發管道汽水兩相流。更為嚴重的是，減溫水未被汽化則有部分蒸汽未被減溫，進入再熱器會引起有些管道過熱超溫而爆管。

再熱冷段抽汽后，再熱器蒸汽減少，減少蒸汽在再熱器吸收的熱量由減溫水吸熱來代替，可得：

(1)

在再熱抽汽后，噴入減溫水，設定混合后的蒸汽過熱度為60 ℃，此時蒸汽焓值設為h60時得：

(2)

式中：ΔQrh為減溫噴水在再熱器中的吸收的熱量，MJ/h；Dch為再熱冷段可抽汽量，t/h；hrh為再熱后蒸汽焓值，kJ/kg；hrl為再熱前蒸汽焓值，kJ/kg；Djw為減溫水量，t/h；hjw為減溫水焓值，kJ/kg；DH為再熱冷段蒸汽量，t/h。

聯合上述(1)、(2)公式，可求得在保證混合后再熱蒸汽過熱度為60 ℃時理論再熱冷段抽汽量計算公式(3)。

(3)

根據公式(3)計算各臺機組再熱冷段理論抽汽量Dch見表1。

2.2 再熱熱段理論抽汽量確定

再熱熱段抽汽供熱較再熱冷段相比，蒸汽溫度較高，需通過減溫減壓裝置將再熱蒸汽調整到用戶需要參數[2]。再熱熱段抽汽量主要受限于汽輪機高壓缸末級葉片強度以及汽輪機軸向推力等。經核算，當再熱汽抽汽量大于100 t/h時#7，#8機需對汽輪機部件進行優化設計[3]，以降低高壓缸排汽壓力下限控制值，增大高壓缸安全排汽壓比。

(1)高壓缸級數由11級增加至12級，對高壓缸焓降進行重新分配，優化各級葉片承擔的焓降。

(2)優化高壓缸內缸結構，增加末級葉片寬度從而增加高壓缸末級動葉強度。

高壓缸優化改造后，高壓缸排汽壓力允許下限值降低0.3～0.7 MPa，如圖1所示，從而再熱汽允許抽汽量增加。

圖1 高壓缸優化改造前、后高排壓力下限值對比

2.3 主蒸汽供熱對機組影響分析

在#9，#10機組各設計一路從主蒸汽管路上接出高溫高壓汽源，從給水母管引出減溫水。汽源經減溫減壓后供汽量150 t/h。主蒸汽供熱由于經濟性較差，作為全廠供熱備用汽源，只在緊急情況下投運。

2.3.1 抽汽對汽輪機影響

(1)抽汽口流速校核：通過東方汽輪機廠對回熱抽汽管徑進行核算，抽汽口流速VWO工況(汽輪機閥門全開工況)核算見表2。

表2 抽汽口流速(VWO工況)核算

注：以上數據取自東方汽輪機廠《300 MW機組供熱改造可行性報告》。

由上表可知，在抽汽口流速(VWO工況)下，除四抽及七八抽外，其余各級抽口流速均正常，四抽及七八抽也只是稍微偏高，且VWO工況為最大工況，其余負荷運行時，流速將會降低,故抽汽口直徑可以滿足供熱改造需求。

(2)葉片強度校核：各級級次的級功率均下降，汽輪機葉片強度足夠。主蒸汽管路抽汽改造前后汽輪機葉片級功率變化見表3。

表3 主蒸汽管路抽汽改造前后汽輪機葉片級功率變化

注：以上數據取自東方汽輪機廠《300 MW機組供熱改造可行性報告》。

2.3.2 抽汽對鍋爐影響

通過哈爾濱鍋爐廠熱力計算，#9，#10機組鍋爐最大蒸發量(BMCR)抽汽供熱工況、50%熱耗率驗收工況(THA)抽汽工況理論數據分析見表4。

表4 主蒸汽管路抽汽供熱運行工況分析

圖2 全廠供熱系統

名稱BMCR抽汽工況50%THA抽汽工況主蒸汽流量/(t·h-1)1086．90437．49主蒸汽壓力/MPa17．5516．72主蒸汽溫度/℃541541再熱蒸汽流量/(t·h-1)729．60250．43再熱器出口汽壓/MPa3．5811．598再熱器出口汽溫/℃541518再熱器進口汽壓/MPa4．0621．686再熱器進口汽溫/℃304206飽和溫度/℃251．0203．9墻式再熱器出口溫度/℃357283屏式再熱器出口溫度/℃467438末再出口溫度/℃541518

注：以上數據取自哈爾濱鍋爐廠《300 MW機組鍋爐供熱改造熱力計算》。

結果表明：(1)主蒸汽抽汽128.2 t/h后，鍋爐再熱器受熱面壁溫有較大的安全裕量，屏式再熱器、末級再熱器受熱面的管子不需改造。(2)鍋爐在低負荷(50%THA以下)運行時，再熱器入口蒸汽溫度206.0 ℃，對應的飽和溫度為203.9 ℃，再熱器入口蒸汽溫度基本接近飽和溫度，噴水進入再熱器系統后汽化效果差，會對墻式再熱器受熱面造成損害。需在墻式再熱器出口與屏式再熱器入口之間連接管上加裝二級再熱汽減溫器，同時在新增二級再熱器減溫器前后加裝溫度測點用于監測再熱汽溫變化。

2.3.3 多點熱源協同供汽熱網

經再熱冷段、再熱熱段和主蒸汽備用汽源改造全廠供熱網如圖2所示。#7，#8機再熱冷段(熱段)抽汽接至四期再熱冷段(熱段)供熱聯箱，#9，#10機再熱冷段(熱段)抽汽接至五期再熱冷段(熱段)供熱聯箱，#9，#10機主蒸汽抽汽接至備用汽源供熱聯箱。對外供熱管線共2條，第3條管線在建中。

3 再熱冷、熱段協同抽汽供熱試驗研究

3.1 再熱冷、熱段聯合抽汽供熱能力試驗方法

從供熱經濟性來說供熱應優先考慮再熱冷段抽汽，但再熱冷段抽汽供熱后易引起再熱器壁溫超溫[3]。抽汽過程中需加強鍋爐再熱器超溫情況監視，再熱器超溫時可以采用再熱器噴水減溫、煙氣擋板調節汽溫或者減少再熱冷段抽汽量來及時調整。再熱熱段大流量抽汽供熱后，通流級反動度及部分輪轂上承受的壓力發生變化，會引起軸向推力發生變化[4]，須加強主機軸向位移、差脹、軸承振動、推力瓦溫、支撐軸承溫度、高壓缸末級葉片級間壓差等監視，如果主機軸向位移或者其他指標報警時，可適當減少再熱冷、熱段聯合抽汽量。如果高壓缸排汽壓比過大時，可關小中壓調節閥來調節或者減少再熱冷、熱段聯合抽汽量[5]。

3.2 再熱冷、熱段協同抽汽供熱試驗結果

3.2.1#7，#8機組再熱冷、熱段協同抽汽供熱

#7，#8機組再熱冷、熱再聯合抽汽供熱能力試驗數據見表5，根據試驗數據結果分析。

(1)機組在205～300 MW負荷時#7，#8機再熱冷、熱段聯合抽汽供熱能力達到139～172 t/h；當機組負荷繼續提高時，須保證鍋爐蒸發量不能超限。

(2)當機組降負荷低至176 MW，為維持供熱壓力和中低壓缸冷卻流量的需要，需關小中壓調門開度至30%左右，供熱流量可達130 t/h左右。

表5 #7，#8機組再熱冷、熱段聯合抽汽供熱能力

3.2.2#9，#10機組再熱冷、熱段協同抽汽供熱

#9，#10機組再熱冷、熱再聯合抽汽供熱能力試驗數據見表6，根據試驗數據及分析結果，有以下結論：

(1)機組在220～277 MW負荷時，能夠提供中壓總供熱流量為147～178 t/h；當機組負荷繼續提高時，須保證鍋爐蒸發量不能超限。

(2)當機組降負荷低至175 MW，為維持供熱壓力和中低壓缸冷卻流量的需要，需關小中壓調節閥開度至40%左右，供熱流量可達136 t/h左右。

表6 #9，#10機組再熱冷、熱段聯合抽汽供熱能力

4 結束語

某廠對4臺300 MW等級2種機型純凝機組實施多汽源供熱改造，通過相關理論及試驗，得到了2種不同機型純凝機組中壓供熱改造方案以及試驗方法，實現了單機再熱抽汽170 t/h供熱能力，同時#9，#10機主蒸汽管路備用汽源改造后能保證機組供熱安全裕量，為周邊工業園區提供清潔、穩定、可靠蒸汽，促進了當地工業經濟的發展。

[1]林閩城.300 MW純凝機組供熱改造技術可行性分析[J].浙江電力，2010(3):40-43.

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(本文責編：齊琳)

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2017-05-11；

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A

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陳健(1975—)，男，浙江臨海人，工程師，主要從事汽輪機設備管理方面的工作(E-mail:13819689229@139.com)。