300 MW机组再热器热段抽汽供热改造

刘网扣, 崔 琦, 范雪飞

(上海发电设备成套设计研究院有限责任公司， 上海 200240)

近年来， 随着全社会用电负荷紧张状况的逐步缓解和节能减排压力的增加， 一些大型发电厂纷纷铺设供热管网向临近的工业园区抽汽供热。与新建小型热电厂相比， 大容量发电机组由于运行效率较高， 可节约大量燃料[1]。随着国家环保政策的实施，华东某电厂所在经济开发区内企业自备提供工业蒸汽的小锅炉全部关停，开发区内企业用汽需要新的、清洁环保的汽源。笔者参与实施某电厂5号、6号机组抽汽供热改造，改造工程于2015年底开始对开发区内的企业供汽。

1 机组概况

该电厂5号、6号机组汽轮机为N300-16.7/538/538型亚临界、中间再热、反动式、双缸、双排汽、凝汽式汽轮机，2006年投产，铭牌功率300 MW。表1为汽轮机纯凝典型工况热力参数表。

表1 汽轮机纯凝典型工况热力参数

电厂与开发区签订的供汽协议以厂区围墙内管道出口处的蒸汽参数进行计量：正常供汽压力为2.5 MPa，当机组负荷降低，无法以2.5 MPa压力供汽时，供汽压力降低为1.8 MPa；蒸汽温度380～400 ℃；设计流量100 t/h；最大供汽量120 t/h。

供热抽汽点从运转层再热热段总管上抽出，减温减压装置安装在汽轮机运转层的除氧跨。从再热热段管道接出的三通的材质采用A335P22，三通后至减温减压装置前采用12Cr1MoVG合金钢管，减温减压装置出口后采用20号无缝钢管。

增加一路按120 t/h补水量设计的管路，并在补水管上安装调节阀及流量计控制补水流量。新补水管路在凝汽器内分为4路末端管路，雾化喷嘴64个进行补水操作。

供汽改造后，增加补充水120 t/h，现有化水容量短缺，对化水车间进行了扩建，增加一套制水装置，包括阴阳交换器、中间水箱及中间水泵、一台清水泵、一台废水排放泵及其辅助设施等。再生系统及冲洗系统可利用原系统的设备及管路，不再增加。

2 供热改造方案

针对以上供汽参数，笔者对供热抽汽的方案进行了研究。该供热参数可以通过再热器热段抽汽、压力匹配器、汽轮机适当扩大回热抽汽口等方式实现。压力匹配器需要合适的高、低压汽源，由于现有的供汽温度较高，5号、6号机组无合适的高低压汽源。采用扩大回热抽汽口的方式是非可调抽汽，抽汽参数随机组负荷变化较大，难以实现稳定的对外供热。最终选择采用汽轮机高中压缸之间、再热器热段的抽汽来对外供热。图1为抽汽方案的系统图。

图1 抽汽方案系统

供热抽汽采用在再热器热段抽汽管道上开口的方式将抽汽管道引出，抽汽管道DN300，抽汽管道上依次布置有电动关断阀、快速关断阀、减温减压装置、逆止阀等，减温水采用给水泵出口给水。两根抽汽管道并入分汽缸后以DN450的供汽管道引出。

再热器热段抽汽在主蒸汽流量不变的前提下，抽汽量越大，进入汽轮机中、低压缸的流量越小，供热负荷的增加将影响到发电负荷。表2为汽轮机纯凝THA工况及非可调抽汽工况下的部分参数。

表2 汽轮机纯凝THA工况及各抽汽量下的部分参数

从表2可以看出：采用非可调抽汽方式，随抽汽量增加，汽轮机功率下降，THA工况抽汽量100 t/h下，汽轮机功率264 MW；采用非可调抽汽方式，随着抽汽量增加，中压缸压力逐步下降，在THA工况非可调抽汽100 t/h时，中压缸进汽压力由纯凝工况时的3.042 MPa下降至2.565 MPa，已经无法供应2.5 MPa的蒸汽。

机组发电负荷降低，也会影响到再热器热段抽汽压力。考虑到热段抽汽至厂区围墙流经的各个阀门、减温减压器、分汽缸、管道等的压损，总压损按6%计算。要达到厂区围墙处2.5 MPa或1.8 MPa蒸汽参数的要求，抽汽口处的压力应分别为2.65 MPa、1.91 MPa。根据此压力要求，进行了抽汽工况下的热平衡计算。图2为再热器热段压力与主蒸汽流量的关系曲线。从图2可以看出：随主蒸汽流量减少，再热器热段蒸汽压力线性降低。当机组负荷对应的主蒸汽流量高于776 t/h时，可以对外供应2.5 MPa蒸汽；当机组负荷对应的主蒸汽流量高于549 t/h时，可以对外供应1.8 MPa蒸汽。776 t/h、549 t/h只是供应对应参数蒸汽的起始点，若要增加供汽量，则负荷要相应提高。

图2 再热器热段压力与主蒸汽流量的关系曲线

图3为机组实际运行工况的发电量与抽汽量关系曲线，一定工况流量下，发电功率与抽汽量的关系曲线近似为直线，且随工况进汽流量的下降，变化率略变小。图中除有THA、90%THA、75%THA工况主流量下曲线，也绘有776 t/h、549 t/h主蒸汽流量下的曲线及TMCR工况和VWO工况下的曲线。图中4条实线，从上至下，分别为TMCR、THA、776 t/h主蒸汽流量及549 t/h主蒸汽流量的发电功率与抽汽量的关系曲线，其中TMCR与776 t/h间的区域就是满足供汽2.5 MPa的汽轮机运行区，下面2条实线的区域(当然也可以包括上面实线间的区域)为供汽压力为1.8 MPa的汽轮机运行区。同一抽汽量下，VWO曲线具有更大的发电功率，但其运行时间应严格按制造厂的要求。

图3 机组实际运行工况抽汽量、主蒸汽流量及发电量关系

3 重点问题

3.1 机组供汽量与抽汽量的关系

抽汽的参数(压力与温度)与供汽要求的参数不一致，因此在抽汽管道中设有减温减压装置，减压装置的减压阀是一只调节阀，它控制供汽压力的基本稳定，而减温装置确保供汽温度的恒定。

根据抽汽量、供汽量和减温水量的流量平衡和热交换中的能量平衡式，已知抽汽量、抽汽焓、减温水焓及供汽焓，可求解出减温水量和供汽量。由于在目前情况下，主机的主流量变化幅度不大，各抽汽工况的焓值也基本不变，故计算所得的供汽量与抽汽量的比值变化不大。假设m=供汽量/抽汽量，对THA工况供汽参数2.65 MPa、400 ℃及88%工况供汽参数1.91 MPa、400 ℃进行了计算，前者m值为1.117，后者m值为1.121。图4为供汽量与抽汽量的关系曲线。综合2种供汽参数，m可近似统一取1.12。

图4 供汽量与抽汽量的关系曲线

3.2 可调与非可调抽汽的比较

该机组拟实施的2种抽汽方案，由于供汽压力较高，非可调抽汽能满足供汽要求的运行范围极小，只能实施可调抽汽。比较2种抽汽方式，可归纳下面几点：

(1) 非可调抽汽没有进中压缸的蒸汽在缸前的节流，增大高压缸中的焓降，在同样进汽流量下，机组出力略比可调抽汽大。

(2) 可调抽汽时，在同一主蒸汽流量下，高压缸排汽压力与纯冷凝工况基本一致，高压缸末级的载荷基本没有变化，安全性得到保证。而在非可调抽汽中随抽汽的增加，高压缸排汽压力下降，会加大高压缸末级动叶的负荷，对强度、寿命不利。

(3) 可调抽汽在一定汽轮机工况(进汽量)下，控制中调门的开度得到不同抽汽量，抽汽量的变化范围可较大。非可调抽汽随着抽汽量的变化，抽汽压力也改变。要满足供汽压力的要求，主蒸汽流量及抽汽量的变化范围严重受到限制。

(4) 可调抽汽时，给水温度基本不变，在再热器热段抽汽使再热器的运行与纯冷凝时一样，基本不影响锅炉的运行。非可调抽汽随抽汽量的加大，给水温度下降，再热器的进出压力也相应下降，影响锅炉的运行。

(5) 可调抽汽中调门要参与调节，而非可调抽汽中调门与纯冷凝运行时一样。

3.3 汽轮机的转子推力

由于反动式汽轮机级的反动度较高，转子的推力会比同参数的冲动式汽轮机大，推力的平衡是一个不可忽略的问题。

反动式汽轮机转子推力的平衡除流道反向布置外，更依赖于采用平衡活塞。K156机组的高中压转子推力平衡的结构设计与原引进西屋公司技术的亚临界中间再热300 MW机组(156机型)一样，只是K156机型高压调节级与高压级从156机型的反向布置改成了顺向布置，在平衡盘的尺寸上作了少量调整，并经变工况下的推力计算，确保机组的安全。图5是156机型的经典高中压转子的结构简图。转子中设计成3个凸台(图中Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ所指)，用于平衡各工况下高、中压转子上的推力，凸台外径处设有平衡活塞汽封。推力轴承是自立的，这种型式的推力轴承能自动地将推力

负荷均匀分布于各推力瓦块上，正(电动机侧)、负(调速器侧)推力瓦块相同，均为6块，最大承载能力为30 t。

1、6—中压排汽压力;2、4—高压排汽压力;3—调节级喷嘴出口压力;5—中压进口压力；Ⅰ—高压排汽侧平衡活塞，Ⅱ—高压平衡活塞，Ⅲ—中压进汽侧平衡活塞。

图5 156机型的经典高中压转子结构简图

此机组纯凝工况的转子推力为少量正推力，其中高中压缸采用合缸对称布置结构，产生少量正推力，而低压缸采用单缸分流双排汽的结构，低压缸推力自平衡。在抽汽工况，高压缸排汽压力降低，中、低压缸的进汽量减少，低压缸推力仍能自平衡，但高中压缸的推力发生变化，高压缸推力增加，中压缸推力减少，典型的供热工况机组推力由少量的正推力变为少量的负推力。表3为典型工况推力计算结果。

表3 典型工况机组高中压缸推力计算结果

从表3可以看出：机组THA纯凝工况推力为6.3 t，采用可调抽汽方式，高压缸接近纯凝工况运行，中压缸进汽量减少，总的推力减少，但仍维持正值。采用非可调抽汽方式，高压缸排汽压力下降，高压缸推力增加而中压缸推力减少，推力变为负值。总体来说，推力变化不大，在推力轴承30 t的承载范围内。

4 结语

采用再热器热段抽汽，能满足供汽参数要求，同时对汽轮机的影响小，机组的推力仍然能够很好地平衡。通过此项改造，取代了开发区内几十台小锅炉，提高了供热的经济性、可靠性，大大减少了排放，对当地的节能减排有突出作用，同时给电厂带来了较好的经济效益。

[1] 林闽城. 300 MW纯凝机组供热改造技术可行性分析[J]. 浙江电力, 2010, 29(3): 40-43.