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100 MW机组连通管打孔抽汽供热改造方案与实施 |
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| 100 MW机组连通管打孔抽汽供热改造方案与实施 |
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作者：佚名 文章来源：不详 点击数： 更新时间：2008-9-24 11:28:39  |
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摘要： 介绍了北京高井热电厂100 MW纯凝汽式汽轮机的供热改造方案，在保证汽轮机的安全性，并兼顾机组以后进行通流改造时与现有供热系统和设备相匹配的前提下，实施了连通管打孔抽汽供热改造。分析了供热改造对机组高低压缸的影响，进行了机组安全校核计算，并设置了相应保护，如低压缸最小流量控制、DN1000快关调节蝶阀控制等。改造后电厂的热经济性大大提高，1台机组一年可节省约1 178.4万元。
关键词： 汽轮机；供热；改造；经济效益；热电厂 随着北京城市建设的迅速发展，现有供热热源已经不能满足供热需求，北京高井热电厂从2001年开始陆续对全厂6台机组实施供热改造。
北京高井热电厂总装机容量为600 MW（6台100 MW纯凝汽式机组），配套8台燃煤锅炉（4台220 t/h和4台410 t/h）。首先完成了3～6号机组的连通管临时打眼抽汽供热改造，配套新建热网换热站，然后逐步实施汽轮机组的通流技术改造，将纯凝汽式汽轮机改造为热电联产单抽（采暖）供热凝汽式机组。
1 汽轮机连通管打眼抽汽供热改造方案
连通管打眼抽汽供热改造是在机组不进行通流技术改造的基础上进行的，所以要充分考虑汽轮机本身的安全性，如防止高压缸超压、机组超速、保证低压缸的最小流量，并确保机组在供热期间运行的可靠性；其次要兼顾机组以后进行通流改造时与现有供热系统和设备的匹配性。
1.1 改造前机组概况
改造前机组基本技术参数见表1。
表1 改造前机组基本技术参数
机号
型号
功率
/MW
主汽压力
/MPa
主汽温度
/℃
高低压缸分缸
压力/MPa
汽缸数
热耗率
/kJ·(kWh)-1
汽耗率
/kg·(kWh)-1
3
51 - 100 - 2
100
8.83
535
0.19/0.21
2
9 383
3.7
4
51 - 100 - 2
100
8.83
535
0.19/0.21
2
9 383
3.7
5
K - 100 - 90 - 7
100
8.83
535
0.200/0.215
2
9 085
3.64
6
N100 - 90/535
100
8.83
535
0.202/0.225
2
9 253
3.691.2 改造方案
由于原机组高低压分缸压力额定值在0.19～0.2 MPa，最大为0.211～0.225 MPa(a)，温度为120～125 ℃，正适合带基本热网负荷的参数，根据机组特性，低压缸末级叶片的最小冷却流量为65 t/h，原则上从高低压缸连通管打孔抽汽流量最大到200 t/h是允许的。因此，连通管改造设计参数：额定抽汽量为170 t/h，最大抽汽量为200 t/h，供热抽汽压力为0.245 MPa(a)。改造后主系统示意图见图1。
1—带抽汽的连通管;2—波纹补偿器;3—DN350重锤式安全阀;4—DN900电动调节碟阀（2个）;5—抽汽管道;6—快关调节蝶阀（油动控制）；7—抽汽逆止门（液动控制）；8—电动截断碟阀；9—热网加热器；10—疏水泵
图1 改造后主系统示意图
供热抽汽管道直接由高低压缸两个DN900的连通管上引出，通过集中换热站内的基本热网加热器进行换热，汽侧疏水通过疏水泵打到本机高压除氧器，回到主凝结水系统。根据抽汽参数要求，保证在0.245 MPa压力下抽汽流量达到200 t/h，兼顾机组以后进行通流技术改造，考虑最大供热抽汽流量为240 t/h的工况，供热抽汽管道设计为DN1000。在抽汽管道上依次设置了快关调节蝶阀、水压逆止阀和截断阀；高低压连通管上设置了两个DN350的重锤式安全阀，并在抽汽口后靠近低压缸入口侧设置了两个DN900的调节蝶阀。当抽汽压力提高至0.294 MPa时，最大抽汽量可达到230 t/h左右，当抽汽压力下降至0.196 MPa时，最大抽汽量下降至165 t/h左右。
1.3 机组安全性校核
100 MW机组连通管打孔抽汽后，高压缸排汽压力在(0.245±0.05)MPa(a)，最大抽汽压力为0.295 MPa(a)，现按抽汽压力为0.4 MPa(a)对高压缸后部的法兰螺栓、法兰及汽缸的端壁进行强度校核。
1.3.1 法兰螺栓强度校核
保证水平中分面的密封性是螺栓连接的一个基本要求。法兰的密封性与许多因素有关，包括法兰的几何尺寸，结合表面的加工质量，螺栓的拧紧力以及蒸汽的压力和温度等。
实际上汽缸中分面连接的密封性问题，在其他条件不变的情况下，可由螺栓的拧紧力保证。由于工作温度没超过350 ℃，因此不需要考虑螺栓松弛问题。
取一个螺栓节距t的法兰来考虑，高压缸法兰、螺丝孔简图见图2。法兰、螺丝孔尺寸见表2。
b1—汽缸法兰宽度；t—螺栓节距；h—法兰高度；b2—螺栓中心至汽缸内壁距离；δ—汽缸壁厚；d—法兰螺孔直径
图2 高压缸法兰、螺丝孔简图
表2 法兰、螺丝孔尺寸cm
项目
b1
t
h
b2
δ
d
尺寸值
17.3
14
10
10.3
4
5.8 作用在法兰上的力有：
(1) 在蒸汽作用下，汽缸壁对法兰的作用力为
F1=Δp·d·t/2 -----------------------------------(1)
式中,Δp 为最大工况时汽缸内外压差，Pa,取值为2.94×105 Pa；d为计算法兰处汽缸内径，m，取值为1.994 m；t为螺栓节距，m，取值为0.14 m。
计算得：F1=41 064.4(N)
(2) 螺栓对汽缸的夹紧力，即螺栓的拉力为
F2=η·F1 -----------------------------------(2)
η=(4b1-3δ)/(4b1-6b2)
式中，η为拧紧系数；b1为汽缸法兰宽度，m，取值为0.173 m；δ为汽缸壁厚，m，取值为0.04 m；b2为螺栓中心至汽缸内壁距离，m，取值为0.103 m。
计算得：F2=317.4×103 （N）
（3） 保持汽密时螺栓的应力为
σ1=F2/Ab ----------------------------------- (3)
Ab=0.785d12
式中，Ab为螺栓最小面积，m2；d1为螺栓最小直径，m，取值为0.047 m。
计算得：σ1=183.1 （MPa）
（4） 安全系数为
K=σ0.2/σ1 ----------------------------------- (4)
=6 000/1 866.7 =3.2
通过以上计算该螺栓的应力能够保证汽缸水平中分面的气密性。
1.3.2 法兰强度校核
法兰强度计算是将一个螺孔节距的法兰当作梁来考虑。梁的长度为b1，宽度为t，高度为h。由于从汽缸内壁到螺孔轴线部分法兰上的接触压力忽略不计，在蒸汽力F1的作用下弯距以螺孔轴线处截面为最大，而抗弯截面系数又以该截面为最小，因此只需校核螺孔削弱截面的弯曲应力。
h/b1=10/17.3=0.578＜1
σbd=F1(b2-0.5 δ)/W
而W=(t-d)h2/6=136.7,所以σbd=24.9 (MPa)。取汽缸的屈服强度值为235.4 MPa；则安全系数为K=σ0.2/σbd =9.44。
通过以上计算可知，该法兰强度能满足要求。
1.3.3 汽缸端壁弯应力计算
根据对一些汽缸应力测量结果表明，在汽缸端部与轴线成45°角的截面上应力最大，故必须校核该截面上的应力。为此，由端壁截取一单元窄条，汽缸端壁计算简图见图3。它的底等于1，窄条的底位于b - b截面所在的半径R上。这个窄条的投影是一个顶点在汽缸轴线上，底部宽度为1的截头三角形（梯形）。b - b截面的弯应力为
图3 汽缸端壁计算简图
σwb=Δp×R2×(1-k)2×(1+2k)/3δ2 ----------------------------------- (5)
式中，Δp为最大工况时汽缸内外压差，Pa，取值为2.94×105 Pa；r0为汽封处半径，m，取值为0.269 m；δ为汽缸壁厚，m，取值为0.04 m；h为半径R3的圆心高度，m，取值为0.97 m；R3为b - b截面处内壁圆半径，m，取值为0.14 m。而R=h+(R3+δ/2)sin45°=1.083 （m），k= r0/R=0.248，所以σwb=60.82 （MPa）。取汽缸的屈服强度为235.36 MPa，则安全系数为
K=σ0.2/σwb =235.36 MPa/60.82 MPa=3.87
由以上计算可知，汽缸强度能满足要求。
1.3.4 改造对高低压转子、隔板及叶片强度的影响
旧机组的供热改造对高、低压转子、隔板及叶片未做任何改动。在额定和最大供热抽汽工况时，由于高压缸排汽压力（供热抽汽压力）是偏高于原来设计值的，所以对隔板和叶片来说运行将更安全；同时由于温度变化很小，对转子的影响也很小，所以高压转子、叶片和隔板在运行时都是安全的。对于低压部分，由于供热时进入低压缸的参数比冷凝工况的参数要低，低压部分只要保证足够流量，低压转子、叶片和隔板在运行时相对也是安全的。
2 连通管抽汽方案的控制与保护
为了保证低压缸的最小冷却流量和高压缸末级隔板、叶片及排汽缸强度的安全，设置了相应保护。
2.1 低压缸最小流量控制
由于连通管抽汽是通过减少低压缸流量来实现的，为维持正常运行，保证低压缸的安全，我们通过对连通管上的2个DN900调整碟阀预留初始开度的方法来确保低压缸最小流量（65 t/h）。在安装之前先将蝶阀关闭（零位），然后再将蝶阀打开12°（经热力计算，流量为65 t/h时蝶阀的初始开度应为12°），锁定蝶阀开度的机械限位及电气限位，不得关严。为确保低压缸流量不能低于最小冷却流量65 t/h，我们同时采取了以下控制手段：低压缸流量与低压缸入口压力成正比关系，而与低压缸排汽温度成反比关系，因此需通过调整碟阀后的压力来控制低压缸流量，并设置了低压缸排汽温度高于65 ℃时的报警。
2.2 DN1000快关调节蝶阀控制
在抽汽管道上设置了1个DN1000快关调节蝶阀，该阀门主要功能为保护汽机时的快关功能，其次就是调节功能，为了控制热、电负荷在合理范围内的匹配性，可以根据外网需要调节进入热网加热器的进汽量，以达到热网负荷的可调节性。该阀采用进口三偏心金属密封蝶阀，执行机构采用高度集成电液执行器。整个设备具有结构紧凑、体积小、质量轻、不需要外加油路系统，关闭速度快，控制调节灵敏可靠。
2.3 高压缸排汽压力控制
当热网负荷增加，造成抽汽压力下降，而抽汽调压系统又无法维持时，可能造成抽汽口处高压缸排汽压力的大幅度下降，导致抽汽口前的隔板前后压差增大，甚至威胁到隔板强度的安全。因此，必须控制高压缸排汽压力，以确保设备的安全运行。
一是规定汽轮机进汽在额定主蒸汽流量及以上时，高压缸排汽压力，即供热抽汽压力低于0.18 MPa（a）时报警，关小高低导管上的调整蝶阀的同时，也应限制供热负荷，当该压力低于0.15 MPa（a）时停机。此抽汽压力保护在冷凝工况运行时不投入。同时设置了四、五段抽汽压差大报警，根据厂家设计，高压末两段之间压差为0.2 MPa，强度设计值是0.275 MPa，取0.25 MPa报警。
为保证结合面气密性，确保高压缸后部法兰和螺栓的安全，高压缸排汽压力（即供热抽汽压力）最高工作压力要求不高于0.294 MPa（a）。这样对于高压缸后部密封性及连通管和抽汽口处的安全性都将是安全的。
2.4 甩负荷保护
当较大供热负荷突然甩去时，高低连通管上的电动蝶阀来不及全打开，高压缸排汽压力有可能会突然升高，此时连通管上的2个重锤式安全阀会动作，自动导入低压缸，该安全阀的动作值设定为0.3 MPa（a）。同时运行人员也应适当降低负荷，等电动蝶阀打开后再恢复电负荷，以确保机组的安全。
考虑机组在突然甩去电负荷或热负荷的情况下，防止供热抽汽管道内汽、水回流，造成有害容积对汽轮机组转速飞升和安全不利，供热抽汽管道上的快关调节阀及水压逆止阀的安装位置应尽可能的靠近机组，关闭时间全设定在0.3 s左右。
3 改造的实施重点
高井电厂6台机组的连通管打孔抽汽改造从2002年3月份正式实施，当年完成了3、4号机的连通管打孔抽汽改造，配套新建完成了建筑面积为2 652 m2 的新换热站及相关配套设施(整体设计，预留接口，分批实施)，建成投产了公用系统，主要有DN1200的供回水母管及热网站内1台GXC - 250D型除氧器，回主机的疏水母管等。热网加热器和带液力偶合器的热网循环水泵、热网疏水泵、补充水泵等随其他供热设备分批进行了安装，2003年完成了5、6号机的连通管打孔抽汽供热改造工作。
实施过程中要充分考虑供热抽汽管道的膨胀对主机和高低压连通管的影响，对此更换了新的高低压连通管，确定了抽汽口的推力矩接口参数，对供热管系进行整体核算，利用波纹补偿器吸收管系对主机的作用力和膨胀的补偿。同时为了保证改造后机组的安全性，利用大修机会将运行多年的高压缸的结合面螺栓全部进行了更换。
4 抽汽改造后的经济效益
以51 - 100 - 2型机为例来说明供热改造后的经济效益。
4.1 单机的发电热耗率
（1） 纯凝工况。
qn=Q0/Nn=9.33×108 kJ·h-1/100 000 kW
=9 330 (kJ/kWh)
其中， Q0=D0(h0-hc)
=370 000 kg/h×(3 475-957.6)kJ/kg
=9.33×108 （kJ/h）
Nn=1 000 kW
式中,Nn为发电量，kW；Q0为纯凝时热耗量；kJ/h；D0为汽轮机组的新蒸汽流量，kg/h；h0为进入汽轮机的新蒸汽比焓，kJ/kg；hc为凝结水比焓，kJ/kg。
( 2) 供热工况。
qr=(Q0-Qgr)/Nd
=（9.254×108-3.73×108）kg·h-1/78 829 kW
=7 002 (kJ/kWh)
其中 Q0=D0(h0-hc)
=370 000 kg/h×(3 475-974) kJ/kg
=9.254×108 (kJ/h)
Qgr=Dp(ht-hfw)
=170 000 kg/h×(2 728-532)kJ/kg
=3.73×108 (kJ/h)
Nd=78 829 kW
式中,Nd为发电量，kW；Q0为总热量,kJ/h；Qgr为供热量,kJ/h；Dp为生产抽汽流量，kg/h；ht为供热抽汽焓，kJ/kg；hfw为给水焓,kJ/kg。
单机的发电热耗率将由原来的9 330 kJ/kWh下降到7 002 kJ/kWh。
4.2 汽轮机效率
汽轮机的效率 η=3 600/q
（1） 纯凝工况时的效率ηn=3 600/qn=3 600/9 330=38.6%
(2) 供热工况时的效率ηr=3 600/qr=3 600/7 002=51.4%
供热工况下汽机效率比纯凝工况提高了12.8%。
4.3 发电煤耗率
发电煤耗率 b=0.123/（ηηbηgd)
（1） 纯凝工况时的发电煤耗率
bn=0.123/（ηηbηgd)
=0.123/（38.6×0.93×0.98）=349.6 （g/kWh）
（2） 供热工况时的发电煤耗率
br=0.123/（ηrηbηgd）
=0.123/（51.4×0.93×0.98)=262.5 (g/kWh)
即发电煤耗率相对降低了87.1 g/kWh。按冬季供暖120天=2 880 h粗略计算，供热期间发电节约标煤=Nd×87.1×2 880×10-6=19 774 （t），按标煤价格250元/t计算，单机一年可以节约494.4万元；单台机组一年额定供热量=3.73×108 kJ/h×2 880 h=1.075×1012 （kJ），按热价16元/GJ计算，一年可以收入热费1 720万元左右；供热期间影响发电量=2 880 h×（100 000-78 829）kW=6.1×107 （kWh），按扣除成本后电价0.17元/kWh计算，损失电费合计1 036万元。因此，1台机组一年共计回收资金=494.4万元+1 720万元-1 036万元=1 178.4（万元）左右。
5 结论
北京高井热电厂100 MW纯凝汽式汽轮机的供热改造方案适用于所有国产和苏制的100 MW机组，极具普遍意义，有较好的推广和应用价值。目前高井电厂已经从2003年度开始供热，对于加快石景山等西部地区取消燃煤小锅炉，改善城市环境方面作出了积极贡献。由于高井电厂机组全部是运行了40年左右的老机组，加上多年来的频繁调峰运行，通流部分尤其是低压缸的隔板和动叶冲刷腐蚀比较严重，所以供热期间需要严格监视低压缸的排汽温度和振动等参数，确保低压缸的冷却流量，目前也正进行机组的通流部分改造和更换工作，更换为适用于更小冷却流量的低压通流部分，同时提高了机组的最大供热抽汽能力，使机组的热经济性能进一步得到了提高。
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