100 MW機組連通管打孔抽汽供熱改造方案與實施

摘要：介紹了北京高井熱電廠100 MW純凝汽式汽輪機的供熱改造方案，在保證汽輪機的安全性，併兼顧機組以後進行通流改造時與現有供熱系統和設備相匹配的前提下，實施了連通管打孔抽汽供熱改造。分析了供熱改造對機組高低壓缸的影響，進行了機組安全校核計算，並設置了相應保護，如低壓缸最小流量控制、DN1000快關調節蝶閥控制等。改造后電廠的熱經濟性大大提高，1台機組一年可節省約1 178.4萬元。關鍵詞：汽輪機；供熱；改造；經濟效益；熱電廠
隨著北京城市建設的迅速發展，現有供熱熱源已經不能滿足供熱需求，北京高井熱電廠從2001年開始陸續對全廠6台機組實施供熱改造。
北京高井熱電廠總裝機容量為600 MW（6台100 MW純凝汽式機組），配套8台燃煤鍋爐（4台220 t/h和4台410 t/h）。首先完成了3～6號機組的連通管臨時打眼抽汽供熱改造，配套新建熱網換熱站，然後逐步實施汽輪機組的通流技術改造，將純凝汽式汽輪機改造為熱電聯產單抽（採暖）供熱凝汽式機組。
1 汽輪機連通管打眼抽汽供熱改造方案
連通管打眼抽汽供熱改造是在機組不進行通流技術改造的基礎上進行的，所以要充分考慮汽輪機本身的安全性，如防止高壓缸超壓、機組超速、保證低壓缸的最小流量，並確保機組在供熱期間運行的可靠性；其次要兼顧機組以後進行通流改造時與現有供熱系統和設備的匹配性。
1.1 改造前機組概況
改造前機組基本技術參數見表1。

表1 改造前機組基本技術參數

機號型號功率
/MW 主汽壓力
/MPa 主汽溫度
/℃ 高低壓缸分缸
壓力/MPa 汽缸數熱耗率
/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
由於原機組高低壓分缸壓力額定值在0.19～0.2 MPa，最大為0.211～0.225 MPa(a)，溫度為120～125 ℃，正適合帶基本熱網負荷的參數，根據機組特性，低壓缸末級葉片的最小冷卻流量為65 t/h，原則上從高低壓缸連通管打孔抽汽流量最大到200 t/h是允許的。因此，連通管改造設計參數：額定抽汽量為170 t/h，最大抽汽量為200 t/h，供熱抽汽壓力為0.245 MPa(a)。改造後主系統示意圖見圖1。

1—帶抽汽的連通管;2—波紋補償器;3—DN350重鎚式安全閥;4—DN900電動調節碟閥（2個）;5—抽汽管道;6—快關調節蝶閥（油動控制）；7—抽汽逆止門（液動控制）；8—電動截斷碟閥；9—熱網加熱器；10—疏水泵
圖1 改造後主系統示意圖

供熱抽汽管道直接由高低壓缸兩個DN900的連通管上引出，通過集中換熱站內的基本熱網加熱器進行換熱，汽側疏水通過疏水泵打到本機高壓除氧器，回到主凝結水系統。根據抽汽參數要求，保證在0.245 MPa壓力下抽汽流量達到200 t/h，兼顧機組以後進行通流技術改造，考慮最大供熱抽汽流量為240 t/h的工況，供熱抽汽管道設計為DN1000。在抽汽管道上依次設置了快關調節蝶閥、水壓逆止閥和截斷閥；高低壓連通管上設置了兩個DN350的重鎚式安全閥，並在抽汽口后靠近低壓缸入口側設置了兩個DN900的調節蝶閥。當抽汽壓力提高至0.294 MPa時，最大抽汽量可達到230 t/h左右，當抽汽壓力下降至0.196 MPa時，最大抽汽量下降至165 t/h左右。
1.3 機組安全性校核
100 MW機組連通管打孔抽汽后，高壓缸排汽壓力在(0.245±0.05)MPa(a)，最大抽汽壓力為0.295 MPa(a)，現按抽汽壓力為0.4 MPa(a)對高壓缸後部的法蘭螺栓、法蘭及汽缸的端壁進行強度校核。
1.3.1 法蘭螺栓強度校核
保證水平中分面的密封性是螺栓連接的一個基本要求。法蘭的密封性與許多因素有關，包括法蘭的幾何尺寸，結合表面的加工質量，螺栓的擰緊力以及蒸汽的壓力和溫度等。
實際上汽缸中分面連接的密封性問題，在其他條件不變的情況下，可由螺栓的擰緊力保證。由於工作溫度沒超過350 ℃，因此不需要考慮螺栓鬆弛問題。
取一個螺栓節距t的法蘭來考慮，高壓缸法蘭、螺絲孔簡圖見圖2。法蘭、螺絲孔尺寸見表2。

b₁—汽缸法蘭寬度；t—螺栓節距；h—法蘭高度；b₂—螺栓中心至汽缸內壁距離；δ—汽缸壁厚；d—法蘭螺孔直徑
圖2 高壓缸法蘭、螺絲孔簡圖

表2 法蘭、螺絲孔尺寸cm

項目 b₁ t h b₂ δ d 尺寸值 17.3 14 10 10.3 4 5.8 作用在法蘭上的力有：
(1) 在蒸汽作用下，汽缸壁對法蘭的作用力為
F₁=Δp·d·t/2 -----------------------------------(1)
式中,Δp 為最大工況時汽缸內外壓差，Pa,取值為2.94×105 Pa；d為計演算法蘭處汽缸內徑，m，取值為1.994 m；t為螺栓節距，m，取值為0.14 m。
計算得：F₁=41 064.4(N)
(2) 螺栓對汽缸的夾緊力，即螺栓的拉力為
F₂=η·F₁
-----------------------------------(2)
η=(4b₁-3δ)/(4b₁-6b₂)
式中，η為擰緊係數；b₁為汽缸法蘭寬度，m，取值為0.173 m；δ為汽缸壁厚，m，取值為0.04 m；b₂為螺栓中心至汽缸內壁距離，m，取值為0.103 m。
計算得：F₂=317.4×10³ （N）
（3）保持汽密時螺栓的應力為
σ₁=F₂/A_b
----------------------------------- (3)
A_b=0.785d₁²
式中，A_b為螺栓最小面積，m²；d₁為螺栓最小直徑，m，取值為0.047 m。
計算得：σ₁=183.1 （MPa）
（4）安全係數為
K=σ_0.2/σ₁ ----------------------------------- (4)
=6 000/1 866.7 =3.2
通過以上計算該螺栓的應力能夠保證汽缸水平中分面的氣密性。
1.3.2 法蘭強度校核
法蘭強度計算是將一個螺孔節距的法蘭當作梁來考慮。梁的長度為b₁，寬度為t，高度為h。由於從汽缸內壁到螺孔軸線部分法蘭上的接觸壓力忽略不計，在蒸汽力F1的作用下彎距以螺孔軸線處截面為最大，而抗彎截面係數又以該截面為最小，因此只需校核螺孔削弱截面的彎曲應力。
h/b₁=10/17.3=0.578＜1
σ_bd=F₁(b₂-0.5 δ)/W
而W=(t-d)h²/6=136.7,所以σ_bd=24.9 (MPa)。取汽缸的屈服強度值為235.4 MPa；則安全係數為K=σ_0.2/σ_bd =9.44。
通過以上計算可知，該法蘭強度能滿足要求。
1.3.3 汽缸端壁彎應力計算
根據對一些汽缸應力測量結果表明，在汽缸端部與軸線成45°角的截面上應力最大，故必須校核該截面上的應力。為此，由端壁截取一單元窄條，汽缸端壁計算簡圖見圖3。它的底等於1，窄條的底位於b - b截面所在的半徑R上。這個窄條的投影是一個頂點在汽缸軸線上，底部寬度為1的截頭三角形（梯形）。b - b截面的彎應力為

圖3 汽缸端壁計算簡圖

  σ_wb=Δp×R²×(1-k)2×(1+2k)/3δ² ----------------------------------- (5)
式中，Δp為最大工況時汽缸內外壓差，Pa，取值為2.94×105 Pa；r₀為汽封處半徑，m，取值為0.269 m；δ為汽缸壁厚，m，取值為0.04 m；h為半徑R₃的圓心高度，m，取值為0.97 m；R₃為b - b截面處內壁圓半徑，m，取值為0.14 m。而R=h+(R₃+δ/2)sin45°=1.083 （m），k= r₀/R=0.248，所以σ_wb=60.82 （MPa）。取汽缸的屈服強度為235.36 MPa，則安全係數為
K=σ_0.2/σ_wb =235.36 MPa/60.82 MPa=3.87
由以上計算可知，汽缸強度能滿足要求。
1.3.4 改造對高低壓轉子、隔板及葉片強度的影響
舊機組的供熱改造對高、低壓轉子、隔板及葉片未做任何改動。在額定和最大供熱抽汽工況時，由於高壓缸排汽壓力（供熱抽汽壓力）是偏高於原來設計值的，所以對隔板和葉片來說運行將更安全；同時由於溫度變化很小，對轉子的影響也很小，所以高壓轉子、葉片和隔板在運行時都是安全的。對於低壓部分，由於供熱時進入低壓缸的參數比冷凝工況的參數要低，低壓部分只要保證足夠流量，低壓轉子、葉片和隔板在運行時相對也是安全的。
2 連通管抽汽方案的控制與保護
為了保證低壓缸的最小冷卻流量和高壓缸末級隔板、葉片及排汽缸強度的安全，設置了相應保護。
2.1 低壓缸最小流量控制
由於連通管抽汽是通過減少低壓缸流量來實現的，為維持正常運行，保證低壓缸的安全，我們通過對連通管上的2個DN900調整碟閥預留初始開度的方法來確保低壓缸最小流量（65 t/h）。在安裝之前先將蝶閥關閉（零位），然後再將蝶閥打開12°（經熱力計算，流量為65 t/h時蝶閥的初始開度應為12°），鎖定蝶閥開度的機械限位及電氣限位，不得關嚴。為確保低壓缸流量不能低於最小冷卻流量65 t/h，我們同時採取了以下控制手段：低壓缸流量與低壓缸入口壓力成正比關係，而與低壓缸排汽溫度成反比關係，因此需通過調整碟閥后的壓力來控制低壓缸流量，並設置了低壓缸排汽溫度高於65 ℃時的報警。
2.2 DN1000快關調節蝶閥控制
在抽汽管道上設置了1個DN1000快關調節蝶閥，該閥門主要功能為保護汽機時的快關功能，其次就是調節功能，為了控制熱、電負荷在合理範圍內的匹配性，可以根據外網需要調節進入熱網加熱器的進汽量，以達到熱網負荷的可調節性。該閥採用進口三偏心金屬密封蝶閥，執行機構採用高度集成電液執行器。整個設備具有結構緊湊、體積小、質量輕、不需要外加油路系統，關閉速度快，控制調節靈敏可靠。
2.3 高壓缸排汽壓力控制
當熱網負荷增加，造成抽汽壓力下降，而抽汽調壓系統又無法維持時，可能造成抽汽口處高壓缸排汽壓力的大幅度下降，導致抽汽口前的隔板前後壓差增大，甚至威脅到隔板強度的安全。因此，必須控制高壓缸排汽壓力，以確保設備的安全運行。
一是規定汽輪機進汽在額定主蒸汽流量及以上時，高壓缸排汽壓力，即供熱抽汽壓力低於0.18 MPa（a）時報警，關小高低導管上的調整蝶閥的同時，也應限制供熱負荷，當該壓力低於0.15 MPa（a）時停機。此抽汽壓力保護在冷凝工況運行時不投入。同時設置了四、五段抽汽壓差大報警，根據廠家設計，高壓末兩段之間壓差為0.2 MPa，強度設計值是0.275 MPa，取0.25 MPa報警。
為保證結合面氣密性，確保高壓缸後部法蘭和螺栓的安全，高壓缸排汽壓力（即供熱抽汽壓力）最高工作壓力要求不高於0.294 MPa（a）。這樣對於高壓缸後部密封性及連通管和抽汽口處的安全性都將是安全的。
2.4 甩負荷保護
當較大供熱負荷突然甩去時，高低連通管上的電動蝶閥來不及全打開，高壓缸排汽壓力有可能會突然升高，此時連通管上的2個重鎚式安全閥會動作，自動導入低壓缸，該安全閥的動作值設定為0.3 MPa（a）。同時運行人員也應適當降低負荷，等電動蝶閥打開后再恢複電負荷，以確保機組的安全。
考慮機組在突然甩去電負荷或熱負荷的情況下，防止供熱抽汽管道內汽、水迴流，造成有害容積對汽輪機組轉速飛升和安全不利，供熱抽汽管道上的快關調節閥及水壓逆止閥的安裝位置應儘可能的靠近機組，關閉時間全設定在0.3 s左右。
3 改造的實施重點
高井電廠6台機組的連通管打孔抽汽改造從2002年3月份正式實施，當年完成了3、4號機的連通管打孔抽汽改造，配套新建完成了建築面積為2 652 m² 的新換熱站及相關配套設施(整體設計，預留介面，分批實施)，建成投產了公用系統，主要有DN1200的供回水母管及熱網站內1台GXC - 250D型除氧器，回主機的疏水母管等。熱網加熱器和帶液力偶合器的熱網循環水泵、熱網疏水泵、補充水泵等隨其他供熱設備分批進行了安裝，2003年完成了5、6號機的連通管打孔抽汽供熱改造工作。
實施過程中要充分考慮供熱抽汽管道的膨脹對主機和高低壓連通管的影響，對此更換了新的高低壓連通管，確定了抽汽口的推力矩介面參數，對供熱管系進行整體核算，利用波紋補償器吸收管系對主機的作用力和膨脹的補償。同時為了保證改造后機組的安全性，利用大修機會將運行多年的高壓缸的結合面螺栓全部進行了更換。
4 抽汽改造后的經濟效益
以51 - 100 - 2型機為例來說明供熱改造后的經濟效益。
4.1 單機的發電熱耗率
（1）純凝工況。
q_n=Q₀/N_n=9.33×10⁸ kJ·h^-1/100 000 kW
=9 330 (kJ/kWh)
其中， Q₀=D₀(h₀-h_c)
　 =370 000 kg/h×(3 475-957.6)kJ/kg
=9.33×10⁸ （kJ/h）
  N_n=1 000 kW
式中,N_n為發電量，kW；Q₀為純凝時熱耗量；kJ/h；D₀為汽輪機組的新蒸汽流量，kg/h；h₀為進入汽輪機的新蒸汽比焓，kJ/kg；h_c為凝結水比焓，kJ/kg。
( 2) 供熱工況。
q_r=(Q₀-Q_gr)/Nd
=（9.254×10⁸-3.73×10⁸）kg·h^-1/78 829 kW
=7 002 (kJ/kWh)
其中  Q₀=D₀(h₀-h_c)
=370 000 kg/h×(3 475-974) kJ/kg
=9.254×10⁸ (kJ/h)
Q_gr=D_p(h_t-h_fw)
=170 000 kg/h×(2 728-532)kJ/kg
=3.73×10⁸ (kJ/h)
   Nd=78 829 kW
式中,N_d為發電量，kW；Q₀為總熱量,kJ/h；Q_gr為供熱量,kJ/h；D_p為生產抽汽流量，kg/h；h_t為供熱抽汽焓，kJ/kg；h_fw為給水焓,kJ/kg。
單機的發電熱耗率將由原來的9 330 kJ/kWh下降到7 002 kJ/kWh。
4.2 汽輪機效率
汽輪機的效率 η=3 600/q
（1）純凝工況時的效率η_n=3 600/q_n=3 600/9 330=38.6%
(2) 供熱工況時的效率η_r=3 600/q_r=3 600/7 002=51.4%
供熱工況下汽機效率比純凝工況提高了12.8%。
4.3 發電煤耗率
發電煤耗率 b=0.123/（ηη_bη_gd)
（1）純凝工況時的發電煤耗率
b_n=0.123/（ηη_bη_gd)
  =0.123/（38.6×0.93×0.98）=349.6 （g/kWh）
（2）供熱工況時的發電煤耗率
b_r=0.123/（η_rη_bη_gd）
  =0.123/（51.4×0.93×0.98)=262.5 (g/kWh)
即發電煤耗率相對降低了87.1 g/kWh。按冬季供暖120天=2 880 h粗略計算，供熱期間發電節約標煤=N_d×87.1×2 880×10^-6=19 774 （t），按標煤價格250元/t計算，單機一年可以節約494.4萬元；單台機組一年額定供熱量=3.73×10⁸ kJ/h×2 880 h=1.075×10¹² （kJ），按熱價16元/GJ計算，一年可以收入熱費1 720萬元左右；供熱期間影響發電量=2 880 h×（100 000-78 829）kW=6.1×10⁷ （kWh），按扣除成本后電價0.17元/kWh計算，損失電費合計1 036萬元。因此，1台機組一年共計回收資金=494.4萬元+1 720萬元-1 036萬元=1 178.4（萬元）左右。
5 結論
北京高井熱電廠100 MW純凝汽式汽輪機的供熱改造方案適用於所有國產和蘇制的100 MW機組，極具普遍意義，有較好的推廣和應用價值。目前高井電廠已經從2003年度開始供熱，對於加快石景山等西部地區取消燃煤小鍋爐，改善城市環境方面作出了積極貢獻。由於高井電廠機組全部是運行了40年左右的老機組，加上多年來的頻繁調峰運行，通流部分尤其是低壓缸的隔板和動葉沖刷腐蝕比較嚴重，所以供熱期間需要嚴格監視低壓缸的排汽溫度和振動等參數，確保低壓缸的冷卻流量，目前也正進行機組的通流部分改造和更換工作，更換為適用於更小冷卻流量的低壓通流部分，同時提高了機組的最大供熱抽汽能力，使機組的熱經濟性能進一步得到了提高。