電廠2號機組切除低壓缸進汽供熱改造方案

1、 電廠2號機組切除低壓缸進汽供熱改造方案結合某熱電廠供熱現(xiàn)狀、供熱需求以及東北電網對火電機組靈活運行的調度需要，2號機組在增加供熱能力的同時，還需考慮增加機組靈活性,切除低壓缸進汽供熱改造可有效兼顧供熱和增加機組靈活性要求。1.1改造方案概述切除低壓缸進汽供熱技術在低壓缸高真空運行條件下，采用可完全密封的液壓蝶閥切除低壓缸原進汽管道進汽，通過新增旁路管道通入少量的冷卻蒸汽，用于帶走切除低壓缸進汽后低壓轉子轉動產生的鼓風熱量。與改造前相比，切除低壓缸進汽供熱技術將原低壓缸進汽用于供熱，可提高機組供熱能力;在供熱量不變的情況下,可一定程度降低機組發(fā)電功率，實現(xiàn)深度調峰。與高背壓供熱、光軸供熱改造等

2、供熱改造方案相比，該技術能夠實現(xiàn)供熱機組在抽汽凝汽式運行方式與高背壓運行方式的靈活切換，使機組同時具備高背壓機組供熱能力大、抽汽凝汽式供熱機組運行方式靈活的特點，避免了高背壓供熱改造（雙轉子）和光軸改造方案采暖期需更換兩次低壓缸轉子的問題和備用轉子存放保養(yǎng)問題，機組運行時的維護費用大大降低。根據上述切除低壓缸進汽技術實現(xiàn)原理和需求，確定本次供熱改造總體工作范圍如下：1）供熱蝶閥改造;2）增設低壓缸冷卻蒸汽系統(tǒng)；3）配套汽輪機本體運行監(jiān)視測點改造；4）低壓缸末級葉片抗水蝕金屬耐磨層噴涂處理；5）低壓次末級、末級葉片運行安全性校核；6）配套供熱系統(tǒng)改造；7）配套抽空氣系統(tǒng)改造；8）配套凝結水系統(tǒng)改

3、造；9）切除低壓缸進汽運行試驗；10）配套自動控制系統(tǒng)改造；1.2機組供熱能力及供熱經濟性分析121改造前機組供熱能力分析2號機組典型設計工況熱力特性見表01o能夠看出：最大供熱工況時,汽輪機供熱抽汽流量480t/h,工業(yè)抽汽流量85t/h，電功率為256.51MW低壓缸排汽流量168.3lt/h;額定供熱工況時，額定供熱抽汽流量420t/h,工業(yè)抽汽流量85t/h,電功率為251.525MW,低壓缸排汽流量191t/ho表01改造前2號機組典型設計供熱工況主要參數匯總序號參數單位取大供熱工況額定供熱工況75%THA供熱工況1電功率MW256.511251.525247.6812主蒸汽流量t/

4、h110010461033.23主蒸汽壓力MPa16.6716.6716.674主蒸汽離C5385385385再熱蒸汽壓力C3.5703.4113.3726再熱蒸汽溫度C5385385387排汽流量t/h168.31191184.648排汽壓力kPa4.94.94.99工業(yè)抽汽流量t/h85858510工業(yè)抽汽壓力MPa1.6651.5941.57611工業(yè)抽汽溫度C423.5423.9424.012采暖抽汽流量t/h48042042013采暖抽汽壓力MPa0.490.490.4914采暖抽汽溫度C265.8271.2272.615朧率kJ/kWh5492.75705.35678.5因為原熱平

5、衡圖缺少部分負荷時，機組的供熱特性。為此,本報告基于原熱力特性書VWO工況設計參數，建立2號機組熱力計算模型，重新核算典型工況下機組供熱能力。建立計算模型時，各工況均考慮了30t/h的工業(yè)抽汽;低壓缸最小冷卻蒸汽流量按120t/h核算，熱網加熱器疏水溫度按100C核算。主要核算結果見表02,供熱抽汽流量與電功率的關系曲線見圖Olo能夠看出：1）汽輪機供熱抽汽流量隨電功率的增加線性增加;2）主蒸汽流量1046t/h時，汽輪機供熱抽汽流量達到最大為539.45t/h,對應發(fā)電功率23232MW,對應發(fā)電熱耗率5291.4kJ/kWh,折合發(fā)電煤耗率198.23g/kWho圖01供熱抽汽流量與電功率

6、的關系曲線表02改造前2號機組典型供熱工況主要參數匯總工況單位100MS_CQ75MS_CQ50MS_CQ40MS_CQ發(fā)電功率MW23232183.91130.97108.55熱效率%30.7431.1431.7132.11發(fā)電功率MW232.32183.91130.97108.55主蒸汽流量t/h1046.00784.50523.00418.40主蒸汽壓力MPa16.6714.439.637.41主蒸汽溫度C538.00538.00538.00538.00高壓缸排汽壓力MPa3.772.891.971.59高壓缸排汽溫度C325.20318.42325.53330.17再熱熱段蒸汽壓力MP

7、a3.392.601.781.43再熱熱段蒸汽溫度C538.00538.00538.00538.00中壓缸排汽壓力MPa0.490.390.270.22低壓缸排汽流t/h120.00120.00120.00120.00 工況單位100MS_CQ75MS_CQ50MS_CQ40MS_CQ量低壓缸排汽壓力kPa4.904.904.904.90供熱抽汽流量t/h539.45387.51224.42154.72供馴汽壓力MPa0.490.390.270.22工業(yè)抽汽流量t/h30.0030.0030.0030.00工業(yè)抽汽壓力MPa1.641.260.860.69總供熱量MW414.22306.241

8、89.09138.90采暖抽汽供熱量MW387.61279.57162.39112.21供熱比0.550.520.460.41熱電比1.781.671.441.28發(fā)電熱耗率kJ/kWh5291.415566.406155.166603.77發(fā)電煤耗率g/kWh198.23208.54230.59247.40注：表中各工況，鍋爐效率取92%,熱網加熱器疏水溫度取100Co122改造后機組供熱能力分析實施切除低壓缸進汽改造后，在低壓缸冷卻蒸汽流量為18t/h條件下，對機組供熱特性進行了核算，核算結果見表03。為了便于對比，同時給出了抽汽流量條件下,改造前機組的供熱特性,見DCQ_QG_75MS工

9、況DCQ_QG_40MS工況。切除低壓缸進汽前、后汽輪機最大抽汽流量與主蒸汽流量的關系曲線見圖02。能夠看出：改造前、后供熱抽汽流量均隨主蒸汽流量線性增加，且各工況時改造前后汽輪機供熱抽汽流量的增加值基本相當；額定主蒸汽流量(1046t/h)時，切除低壓缸進汽運行時，汽輪機供熱抽汽流量為653.59t/h,較改造前增加約114t/h;對應發(fā)電功率216.10MW,較改造前減小約16.22MW;發(fā)電熱耗率4322.68kJ/kWh/折合發(fā)電煤耗率161.9g/kWh,較改造前降低約36.2g/kWh;75%額定主蒸汽流量(784.50t/h)時，切除低壓缸進汽運行時，汽輪機供熱抽汽流量為501.

10、1t/h,較改造前增加約114t/h;對應發(fā)電功率167.71MW,較改造前減小約16.19MW;發(fā)電熱耗率4335.92kJ/kWh，折合發(fā)電煤耗率162.44g/kWh,較改造前降低約46.1g/kWh;需要指出的是，上述結果是在相同鍋爐蒸發(fā)量條件下得到的對比結果，各對比工況對應的供熱抽汽流量不同。實際運行中，供熱機組多按照”以熱定電”方式運行,即優(yōu)先保證供熱負荷，在保障供熱負荷的基礎上，依據電網指令，調整鍋爐蒸發(fā)量。為此,在相同抽汽流量條件下，對改造前、后汽輪機電熱負荷特性進行了核算，主要結果見表03和圖03。能夠看出：1)75%額定主蒸汽流量(784.50t/h)時，切除低壓缸進汽運行

11、時,汽輪機供熱抽汽流量為501.1t/h,對應發(fā)電功率167.71MW,發(fā)電熱耗率4335.92kJ/kWh,折合發(fā)電煤耗率162.44g/kWh,較改造前相同抽汽流量條件下,發(fā)電功率降低約52.39MW,發(fā)電煤耗率降低約37.7g/kWh;2)50%額定主蒸汽流量(523.00t/h)時，切除低壓缸進汽運行時,汽輪機供熱抽汽流量為338.7t/h,對應發(fā)電功率114.82MW,發(fā)電熱耗率4428.61kJ/kWh,折合發(fā)電煤耗率165.9g/kWh，較改造前相同抽汽流量條件下，發(fā)電功率降低約53.1MW發(fā)電煤耗率降低約47.4g/kWh。綜上所述，采用切除低壓缸進汽供熱技術能夠有效降低低壓缸

12、冷卻蒸汽流量消耗，提高機組供熱能力和深度調峰能力。相同鍋爐蒸發(fā)量條件下，切除低壓缸進汽供熱可使機組供熱抽汽能力增加約114t/h;相同抽汽流量條件下，切除低壓缸進汽供熱可使機組發(fā)電功率降低約52.3MW。此外，在當前火電機組靈活性改造的大背景下，作為供熱 #機組靈活性運行手段之一，切除低壓缸進汽供熱技術能夠一定程度弱化供熱機組熱電耦合特性，降低供熱機組發(fā)電功率，但還不能完全滿足東北電網靈活性調峰需求,還需要進一步實施其他靈活性改造技術。200150100200300 400500 600 700 800900 1000 1100主蒸汽流量，l/h050505050(57665544332圖02

13、主蒸汽流量與供熱抽汽流量的關系曲線抽汽流量m圖03相同抽汽流量條件下,改造前后機組供熱特性對比 表03改造后機組典型工況熱力特性匯總工況單位QG_10QG_7QG_5QG_4QG_3DCQ_QGDCQ_QGDCQ_QGOMS5MSOMSOMSOMS_75MS_50MS_40MS發(fā)電功率MW216.10167.71114.8292.3870.94220.11167.92145.31熱效率%28.5928.3927.8027.3327.0830.7931.2831.52發(fā)電功率MW216.10167.71114.8292.3870.94220.11167.92145.31主蒸汽流量t/h1046.

14、00784.50523.00418.40313.80978.81703.41591.93主蒸汽壓力MPa16.6714.439.637.417.4116.1812.9410.89主蒸汽應C538.00538.0538.0538.0538.0538.00538.00538.00再熱熱段蒸汽壓力再熱熱段蒸汽溫度中壓缸排汽壓力低壓缸排汽流量低壓缸排汽壓力低壓缸排汽比焰MPCMPt/hkPakJ/k3.38538.000.4918.004.902847.52.601.771.431.083.192.352.00538.00.3918.004.902853.39538.00.2718.004.90286

15、1.24538.0538.000538.00538.000.220.170.480.35538.000.3018.0018.00120.00120.00120.004.904.904.904.904.902865.302867.692535.702538.582540.38269.05OO晝aJo221.18194.49孚CDCl338.70LHmOO昌3iIRCNLQ學CNI1mCD501.71孚OO晝LHLQt1000000m5m區(qū)o寸I告OO務t1LHOq據9i1Z00sCDq2srxiCNCXIOO務00WO00CXIT1京寸T19WCDz來omZCNOO務LD00o00日oCXIsI

16、CXI9WCDIm6mOO昌9CNt1900z00mO2Im99O653.59尋OOOmImm06寸(NoS孚9WOdQ-君2M君M君馬虻薄噸蜜If!-ffl肯基馬虻gMHIf!虻誓-RH基i*密屈q基熱電比2.302.322.37發(fā)電熱耗率kJ/kWh4322.684335.924428.61發(fā)電煤耗率g/kWh161.94162.44165.912.402.361.761.621.524529.274794.365343.605694.945942.79169.68179.61200.19213.35222.6413 1.3汽輪機本體及熱力系統(tǒng)改造L3.1汽輪機本體改造1）中低壓連通管改造

17、根據切除低壓缸進汽供熱運行需要，需從中壓缸排汽引出冷卻蒸汽至低壓缸進汽口，用于冷卻低壓缸末級葉片，而當前2號機組中低壓連通管上供熱蝶閥后接入冷卻蒸汽的位置不夠。所以，建議對原中低壓連通管進行改造。新設計連通管接口尺寸與原中低壓連通管相同；在連通管上設置供熱蝶閥，并在供熱蝶閥前后預留冷卻蒸汽旁路接口及相關監(jiān)視測點。2）供熱蝶閥改造根據切除低壓缸進汽供熱技術運行需求，本次改造將原不能完全密封的供熱蝶閥更換為可完全密封的液壓蝶閥，液壓蝶閥接口尺寸與改造后中低壓連通管規(guī)格保持一致。3）低壓缸運行監(jiān)視測點完善實施切除低壓缸進汽供熱改造后，機組切除低壓缸進汽運行時，低壓缸通流部分運行條件大幅偏離設計工況，

18、處于極低容積流量條件下運行,為充分監(jiān)視低壓缸通流部分運行狀態(tài)，確保機組安全運行，需增加或改造以下運行監(jiān)視測點：增加低壓缸末級、次末級動葉出口溫度測點（4個）；增加中壓缸排汽壓力測點（2個）和溫度測點（2個）；壓力測點采用絕壓變送器;增加低壓缸進汽壓力測點（2個）和溫度測點（2個）；壓力測點采用絕壓變送器；更換原6段抽汽壓力、7段抽汽壓力、8段抽汽和低壓缸排汽壓力變送器為高精度絕壓變送器（8個）；其他相關測點；上述所有改造測點均需接入機組DCS系統(tǒng)。4）低壓缸末級葉片抗水蝕金屬耐磨層噴涂處理小容積流量工況運行時，低壓缸末兩級處于鼓風工況運行,導致低壓缸末兩級后溫度和低壓排汽缸溫度升高，為降低低壓

19、排汽缸溫度，需要持續(xù)投入噴水減溫，維持低壓排汽缸溫度在安全范圍內。而小容積流量條件下，末級葉片出現(xiàn)的渦流會卷吸減溫水至動葉流道，加劇動葉出汽邊根部區(qū)域水蝕情況，威脅機組安全運行。所以,建議對低壓缸末級葉片實施金屬耐磨層噴涂處理。耐水蝕涂層材料選擇建議采用德國進口TA粉（NiCr金屬陶瓷粉末）進行現(xiàn)場超音速火焰噴涂防護處理,粉末粒度為250-350目。設計涂層厚度涂層確定材料后，根據涂層結合強度及運行工況等各種因素設計涂層厚度。涂層過厚，涂層容易產生分層、塊狀脫落；涂層過薄，不能有效地起到耐蝕作用，涂層使用壽命不足。本項目設計涂層每層厚度為0.010.02mm,最終涂層總厚度為0.100.20m

20、m。防護涂層范圍設計小容積流量條件下低壓缸末兩級葉片水蝕特點及其他類似機組的防護處理實踐經驗。建議實施噴涂防護處理的范圍為低壓缸末級動葉片出汽邊根部水蝕區(qū)域?，F(xiàn)場制備涂層的主要技術指標涂層結合強度可達70MPa;涂層硬度為HV300=600900;涂層孔隙率2%;噴涂顆粒平均粒度332um,涂層表面均勻、細密；噴涂時工件的溫度較低，葉片不會出現(xiàn)變形；噴涂厚度為0.100.20mm。132低壓通流部分冷卻蒸汽系統(tǒng)1）熱力系統(tǒng)根據切除低壓缸進汽供熱技術要求，新增加低壓缸通流部分冷卻蒸汽系統(tǒng)，冷卻蒸汽汽源取自中壓缸排汽，接入點為低壓缸進汽口（中低壓連通管上供熱蝶閥后適當位置）冷卻蒸汽管路上設置調節(jié)閥

21、和流量孔板。改造方案原則性熱力系統(tǒng)圖見圖04。 冷卻蒸汽系統(tǒng)應相對應的設置蒸汽壓力、溫度、流量測點,圖04切除低壓缸供熱改造方案原則性熱力系統(tǒng)圖2）冷卻蒸汽管道規(guī)格校核根據電廠動力管道設計規(guī)范GB50764-2012和火力發(fā)電廠汽水管道設計技術規(guī)定DLT5054-1996的規(guī)定，對于單相流體，應根據推薦的介質流速按照下式計算管道內徑：式中，Dt管道內徑，mm;G介質質量流量，t/h;介質比容,m3/kg;3介質流速,m/s;Q介質容積流量，m3/ho相關研究成果表明，隨著流經低壓缸長葉片的蒸汽容積流量的降低，葉片動應力先增加后減小；當流經葉片的蒸汽相對容積流量降低至5%左右時，葉片動應力與葉片

22、設計容積流量下動應力相當，處于安全運行范圍。據此，在進行冷卻蒸汽管道校核時，冷卻蒸汽流量按照設計容積流量的5%核算，并考慮一定的裕量。旁路冷卻蒸汽系統(tǒng)設計冷卻蒸汽流量約為20t/h,冷卻蒸汽參數取后40%THA工況（最低調峰負荷）時的供熱抽汽參數，即壓力為0.233MPa,溫度為279.4CO經核算，流量孔板前蒸汽管道內徑為為400mm,節(jié)流孔板后蒸汽管道內徑為700mmo具體核算結果見錯誤!未找到引用源。表04冷卻蒸汽管道核算結果項目工質流量工質壓力工質溫度管道數量流速推薦流速給定管道內經（計算）管道內經（圓整）工質流速（校核）單位t/hMPaC個m/Sm/smmmmm/s冷卻蒸汽20.0.

23、22713545413.400.47.9管道（節(jié)流0339.4丄6.001007孑L板前）0冷卻蒸汽管道（節(jié)流孔板后）20.00.014276.41356045.01708.50700.00268.071.3.3低壓缸長葉片運行安全性校核切除低壓缸進汽運行時，低壓缸進汽流量大幅減小，運行工況嚴重偏離設計值，這將導致低壓末兩級葉片動應力增大、溫度升高、水蝕加劇、高周疲勞壽命縮短，甚至危及機組安全運行。為保證機組切除低壓缸進汽運行的安全性，需采用計算流體動力學方法對低壓缸末兩級葉片在小容積流量條件下的動應力和高周疲勞壽命進行安全性校核。L3.4低壓缸噴水減溫系統(tǒng)改造原低壓缸噴水減溫系統(tǒng)沒有流量測點

24、，噴水減溫控制閥門一般為全開、全關型，沒有調節(jié)閥，不能有效的對噴水減溫流量進行控制、調節(jié)。為便于調節(jié)和監(jiān)視切除低壓缸運行時低壓缸噴水減溫流量，對原低壓缸噴水減溫系統(tǒng)增加流量測點和調節(jié)閥。1.4改造方案對機組運行安全性的影響分析141小容積流量工況概述汽輪機運行過程中，隨著級內容積流量的減小，低壓缸末兩級葉片構成的級內流動狀態(tài)會發(fā)生較大變化，主要表現(xiàn)為產生進汽負攻角,在葉片壓力面上形成流動分離，在葉根處的脫流、葉片動應力增加、鼓風、水蝕加劇等現(xiàn)象。這些變化不但直接影響機組的運行效率,還可能誘發(fā)葉片顫振，水蝕加劇,威脅機組安全運行。一般而言,隨著低壓缸末兩級葉片容積流量減小,首先會在動葉根部出口位

25、置產生沿圓周方向的渦流，動葉根部流線出現(xiàn)向上傾斜,出現(xiàn)脫流現(xiàn)象;繼續(xù)減小容積流量，動葉根部出口位置的渦流區(qū)域與脫流高度增加;進一步減小容積流量，則不但渦流區(qū)域與脫流高度更大,而且會在噴嘴和動葉間隙出現(xiàn)渦流，這個渦流以接近葉頂圓周速度沿圓周方向運動;當相對容積流量減小至4%左右時，動葉后渦流區(qū)域幾乎充滿整個動葉流道，動葉內流線呈對角線，動葉、靜葉間間隙渦流擴大至大多數流道。汽輪機低壓缸末兩級葉片內渦流發(fā)展隨容積流量減小的變化趨勢見圖05。 圖05容積流量減小時，低壓缸末級葉片內流動狀態(tài)變化示意圖般把動葉根部開始出現(xiàn)脫流及其后容積流量更小的工況成為級的小容積流量工況。某汽輪機低壓缸末級葉片小容積流

26、量工況實際流線示意圖見圖06。圖06某汽輪機末級葉片小容積流量工況流線示意圖142小容積流量工況運行對機組運行安全性的影響1）低壓缸末兩級葉片鼓風工況運行安全性分析汽輪機級的容積流量大幅減小時，動葉進口相對速度減小,甚至為負值，造成動葉做功為負，反而需要消耗機械功加速動葉流道內的汽流，將汽流壓出動葉流道。汽輪機某級不對外做功，需消耗機械功的運行工況稱為鼓風工況。葉片在鼓風工況下運行時，動葉起鼓風作用，有時動葉后的局部靜壓還會大于動葉前靜壓。某空氣透平級試驗結果表明，鼓風工況下用來將流體壓縮流過該級的能量消耗最大，維持靜葉、動葉間隙外緣環(huán)形渦流能量次之，級后根部脫流渦的能量消耗最小,三者的比例約

27、為(0.730.77)：0.2：(0.030.07)。隨著容積流量的減小，因為低壓缸末級通流面積大，最先達到鼓風狀態(tài)，容積流量進一步減小，鼓風狀態(tài)逐級向前推進。汽輪機葉片在鼓風工況下運行時消耗的機械工轉變?yōu)闊崮?，會加熱轉子和葉片。小容積流量工況時，蒸汽流量過小不足以帶走汽輪機鼓風熱量，就會引起低壓缸過熱，排汽缸變形等危及汽輪機安全的問題出現(xiàn)。2)低壓缸末兩級葉片顫振工況運行安全性分析受低壓缸末兩級葉片葉形彎扭，葉片長度大、葉頂薄、抗振性能弱等特點影響，葉片在小容積流量工況下運行時容易出現(xiàn)大負沖角運行，導致葉片顫振，甚至葉片損害斷裂，嚴重威脅機組安全運行。根據相關低壓缸末級葉片動應力試驗結果，在

28、相對容積流量減小的過程中，當相對容積流量達到一定值時，葉片振動應力開始迅速增加，之后達到最大值，進一步減小容積流量，振動應力逐漸減小，振動應力與相對容積流量呈非單調變化關系。某葉片動應力與相對容積流量的關系見圖07。圖07某葉片動應力與容積流量的關系曲線綜上所述，定性地看，切除低壓缸進汽供熱運行時可能存在的葉片鼓風、顫振、水蝕加劇等問題是可控的，切除低壓缸進汽運行在技術上雖然存在一定風險，但基本可行?？紤]到不同結構、類型低壓缸末級葉片的相關運行特性不完全相同，為避免小容積流量條件下，低壓缸末幾級葉片顫振損壞，建議采用數值計算方法對葉片小容積流量工況下葉片動應力和高周疲勞壽命進行校核。1.5汽輪

29、機$甫機適配性分析151抽空氣系統(tǒng)適配性分析1）抽空氣系統(tǒng)存在問題機組切低壓缸運行工況對凝汽器運行沒有明顯安全性影響，但機組切低壓缸運行工況下凝汽器熱負荷較少，同時切低壓缸運行工況為冬季、循環(huán)冷卻水溫度較低，機組理論上處于低背壓（高真空）運行狀態(tài)。但受水環(huán)真空泵極限抽吸壓力問題影響，汽輪機真空系統(tǒng)內可能會出現(xiàn)空氣聚積問題影響凝汽器壓力升高，進而影響低壓缸末級、次末級葉片鼓風摩擦損失增大，影響低壓缸安全運行。因凝汽器熱負荷較小，循環(huán)水泵單泵低速運行已完全能夠滿足機組運行需求，進行校核計算時僅考慮循環(huán)水泵單泵低速運行。表4-6切低壓缸運行工況凝汽器變工況特性計算結果項目名稱單位項目內容切低壓缸運行

30、/是低壓缸進汽流量t/h20凝汽器熱負荷MW46.9循環(huán)水泵運行方式/單泵低速冷卻水流量m3/h13680 項目名稱單位項目內容冷卻水進口溫度20。（：條件下凝汽器壓力校核值kPa2.848冷卻水進口溫度ioc條件下凝汽器壓力校核值kPa1.535由上表看出，切低壓缸運行工況下，凝汽器熱負荷為46.9MW,循環(huán)水泵單泵低速運行，在凝汽器冷卻水進口溫度2（TC和1（TC條件下，凝汽器壓力分別為2.848kPa和1.535kPa，凝汽器壓力處于較低水平，低于水環(huán)真空泵極限抽吸壓力。由以上分析可看出，在機組切低壓缸運行工況下，凝汽器熱負荷處于極低水平，很容易出現(xiàn)凝汽器壓力理論計算值低于水環(huán)真空泵極限

31、抽吸壓力的問題，導致汽輪機真空系統(tǒng)出現(xiàn)空氣聚積問題、凝汽器壓力升高，進而影響低壓缸末級、次末級葉片鼓風摩擦損失增大，影響低壓缸安全運行。2）改造方案建議增設一套羅茨-水環(huán)真空泵組，原水環(huán)真空泵保持不變，新增羅茨-水環(huán)真空泵組與原抽空氣管道母管相連。羅茨-水環(huán)真空泵組可有效降低抽空氣設備極限抽吸壓力，保證抽空氣設備抽吸能力、避免汽輪機真空系統(tǒng)內空氣聚積。同時羅茨-水環(huán)真空泵組相對普通水環(huán)真空泵具有耗電量小的優(yōu)勢，可有效降低設備耗電率。新增加一套羅茨-水環(huán)真空泵組，機組正常時使用羅茨-水環(huán)真空泵組，原配套兩臺水環(huán)真空泵組備用；機組啟動建立真空時及應急情況下,使用原配套水環(huán)真空泵組。羅茨-水環(huán)真空泵

32、組裝置結構如圖4-5所示，水環(huán)真空泵前串聯(lián)一臺羅茨真空泵，羅茨真空泵作為機械增壓泵，在較寬的壓力范圍內有較大的抽速。羅茨真空泵作為前級泵，一方面水環(huán)真空泵入口抽吸壓力將被提高,另一方面所抽吸不凝結氣體在級間換熱器冷卻后進入水環(huán)真空泵，增加了水環(huán)真空泵抗汽蝕能力，保證水環(huán)真空泵在高效區(qū)穩(wěn)定運行。羅茨-水環(huán)真空泵組僅用于維持機組真空，所抽吸不凝結氣體經羅茨真空泵增壓后，能夠通過一臺小功率水環(huán)真空泵排出。圖08羅茨-水環(huán)真空泵組裝置示意圖羅茨-水環(huán)真空泵組除了有利于機組安全運行，羅茨-水環(huán)真空泵組耗功相對普通水環(huán)真空泵較少，改造后可有效降低真空泵耗功約50kWo除了機組切低壓缸運行工況，機組正常運行

33、時均可運行羅茨-水環(huán)真空泵組。1.5.2循環(huán)水泵及循環(huán)水系統(tǒng)適配性分析機組切低壓缸運行工況對循環(huán)水泵運行沒有明顯安全性影響，但可結合凝汽器熱負荷大小和對循環(huán)冷卻水流量需求對循環(huán)水泵運行方式進行優(yōu)化，提高機組運行經濟性。表4-8低循環(huán)水流量下凝汽器變工況特性計算結果項目名稱單位項目內容切低壓缸運行/是項目名稱單位項目內容主蒸汽流量MW1046工業(yè)抽汽流量t/h30采暖抽汽流量t/h653.59低壓缸進汽流量t/h20凝汽器熱負荷MW46.9冷卻水流量3000t/h、冷卻水進口溫度20。（：條件下凝汽器壓力校核值kPa5.184冷卻水流量3000t/h、冷卻水進口溫度10C條件下凝汽器壓力校核值k

34、Pa2.921冷卻水流量5000t/h、冷卻水進口溫度20。（：條件下凝汽器壓力校核值kPa3.828冷卻水流量5000t/h、冷卻水進口溫度10C條件下凝汽器壓力校核值kPa2.111切低壓缸運行工況下，考慮循環(huán)水系統(tǒng)母管制運行，切低壓缸運行機組保持3000t/h冷卻水流量時，在凝汽器冷卻水進口溫度20。（：和10C條件下，凝汽器壓力分別為5.184kPa和2.921kPa;切低壓缸運行機組保持5000t/h冷卻水流量時，在凝汽器冷卻水進口溫度20。（：和10C條件下，凝汽器壓力分別為3.828kPa和2.111kPao 結合機組切低壓缸運行工況下凝汽器變工況特性計算結果可知，切低壓缸運行工

35、況下凝汽器熱負荷極少，僅需少量循環(huán)冷卻水流量就可滿足機組運行需求。建議循環(huán)水系統(tǒng)母管制運行，冬季供熱工況兩臺機組單臺循環(huán)水泵運行，切低壓缸運行機組分流約5000t/h凝汽器冷卻水流量和少量開式水流量，可滿足機組運行需求。凝汽器冷卻水流量過小、冷卻管內流量過低，容易造成凝汽器冷卻管內臟污、結垢，建議凝汽器單側運行，并定期開啟循環(huán)水泵，起到對凝汽器冷卻管進行沖洗的作用。L53凝結水泵及凝結水系統(tǒng)適配性分析機組配置三臺50%容量凝結水泵,當前機組正常運行時均兩泵并聯(lián)變頻運行，在冬季供熱工況凝結水流量較少，單臺凝結水泵變頻運行，切低壓缸運行后凝結水流量更少，僅需進行單臺凝結水泵變頻運行適配性分析。機組

36、切低壓缸運行工況下凝結水流量較少，對凝結水泵安全經濟運行存在一定影響。凝結水泵安全經濟運行的理想狀態(tài)是在機組切低壓缸運行工況下除氧器上水調門全開、凝結水泵再循環(huán)門保持關閉，完全由凝結水泵變頻器調節(jié)凝結水流量來滿足除氧器上水需求。當凝結水流量過低或凝結水壓力過低時，理論上通過開啟凝結水再循環(huán)及除氧器上水調門節(jié)流等措施能夠滿足凝結水泵安全運行需求，但存在一定的經濟性損失。當前可根據機組切低壓缸變工況計算結果計算出不同工況下凝結水流量，并結合雜用水量需求、汽輪機熱力系統(tǒng)補水量需求及凝結水壓力需求作為凝結水泵優(yōu)化調整的依據。表4-9凝結水流量變工況特性計算結果項目名稱單位75%雙抽工況50%雙抽工況額

37、定工況切低壓缸運行/是是是機組負荷MW216.1175.9116.2主蒸汽流量MW1046.0784.5523.0工業(yè)抽汽流量t/h303030采暖抽汽流量t/h653.59500.83338.56低壓缸排汽流量t/h202020小汽輪機排汽流量t/h39.327.015.3低壓加熱器疏水流量t/h20.5415.8211.42熱力系統(tǒng)泄漏需補水流量t/h101010工業(yè)抽汽對應的凝汽t/h303030項目名稱單位75%雙抽工況50%雙抽工況額定工況器補水流量低壓缸噴水減溫水流量t/h151515具它雜用水泄漏流量t/h555凝結水總流量t/h139.8122.8106.7除氧器壓力MPa0.

38、570.500.38凝結水泵出口壓力MPa0.970.900.78在機組切低壓缸運行工況，可能會出現(xiàn)凝結水流量低于最小流量、凝結水泵出口壓力低于凝結水母管最低壓力的問題，切低壓缸運行后建議單臺凝結水泵變頻運行，根據凝結水系統(tǒng)實際運行情況調整凝結水泵頻率及開再循環(huán)、除氧器上水調門節(jié)流等措施。1.6供熱系統(tǒng)適配性分析本節(jié)能改造工程主要通過切除汽輪機低壓缸的運行方式,在現(xiàn)有供熱能力基礎上進一步提高機組供熱能力，中壓缸排汽除小部分（設計小于20t/h）供低壓缸冷卻蒸汽外，大多數通過蒸汽管道進入熱網加熱器加熱熱網循環(huán)水，通過該改造工程的實施，能夠使機組在同等電負荷的條件下提高供熱負荷。進行切除低壓缸進汽

39、供熱改造后，在雙抽汽工況下，機組工業(yè)抽汽量為30t/h，采暖抽汽量為653.59t/h，計算采暖供熱量為470MW,對供熱系統(tǒng)進行適配性分析。結合當前供熱需求，以1500萬m2供熱面積為基準對供熱系統(tǒng)進行適配性分析。1.6.1供熱抽汽管道適配性分析切除低壓缸進汽供熱改造后，額定工況抽汽管道流速核算結果見表4-10。表4-10切除低壓缸進汽供熱改造后抽汽管道流速核算結果項目名稱單位額定工況切低壓缸運行/是主蒸汽流量t/h1046工業(yè)抽汽流量t/h30采暖抽汽流量t/h653.59采暖抽汽壓力MPa0.49采暖抽汽溫度C272.25采暖抽汽管道尺寸mm(P1020 x8采暖抽汽流速m/s58.5根

40、據現(xiàn)有供熱抽汽管道（2xDN1000蒸汽管道）核算，額定工況下采暖抽汽流速在允許范圍以內，可不新增抽汽管道。 L6.2熱網加熱器適配性分析熱網系統(tǒng)共配置四臺熱網加熱器，2號機組對應兩臺熱網加熱器，一臺2640m2、一臺2000m2,其中2000m2的熱網加熱器存在換熱面積小以及老化等問題，電廠已準備進行擴容改造（招標中）。根據現(xiàn)有熱網加熱器技術規(guī)格書，單臺2640m2熱網加熱器設計進汽量為241t/h,設計進水流量為2211t/h。根據新熱網加熱器招標技術規(guī)范，新熱網加熱器需滿足進汽流量265t/h,進水流量3033t/ho兩臺熱網加熱器總進汽量506t/h度、進水流量為5244t/h。2號機

41、組切除低壓缸進汽供熱改造后熱網加熱器工作狀態(tài)分析結果見表4-llo表4-112號機組切除低壓缸進汽供熱改造后熱網加熱器工作狀態(tài)分析結果項目名稱單位額定工況切低壓缸運行/是熱網加熱器運行臺數臺2主蒸汽流量t/h1046工業(yè)抽汽流量t/h30采暖抽汽流量t/h653.59項目名稱單位額定工況熱網加熱器總進汽流量t/h653.59熱網加熱器進汽壓力MPa0.162熱網加熱器進汽溫度C267.5熱網循環(huán)水供水溫度C100熱網循環(huán)水回水溫度C45熱網加熱器總進水流量校核值t/h7319根據改造后機組供熱能力分析，額定工況下機組采暖抽汽流量大大增加，熱網加熱器不能滿足進汽和進水需求且偏差量較大，如果要滿足

42、額定工況下采暖抽汽需求,2號機組需增加臺熱網加熱器。以1500萬m2供熱面積核算熱網加熱器工作狀態(tài)分析結果見表412。表4-121500萬m2供熱面積核算熱網加熱器工作狀態(tài)分析結果項目名稱單位校核工況熱網加熱器運行臺數臺4采暖供熱面積萬m21500采暖熱負荷MW693項目名稱單位校核工況熱網加熱器運行臺數臺4采暖供熱面積萬m21500采暖熱負荷MW693采暖抽汽總流量t/h960熱網加熱器進汽總流量t/h960熱網加熱器進汽壓力MPa0.162熱網加熱器進汽溫度C267.7熱網循環(huán)水供水溫度C100熱網循環(huán)水回水溫度C45熱網加熱器總進水流量t/h10793單臺熱網加熱器平均進汽流量t/h24

43、0單臺熱網加熱器平均進水流量t/h2815以1500萬m2供熱面積為核算基準，原有的2640m2熱網加熱器和擴容后的新熱網加熱器能夠滿足進汽需求，原有的2640m2熱網加熱器設計進水流量較需求值偏低，但考慮到熱網加熱器本身有一定的出力裕量，同時新增容的熱網加熱器設計進水流量較大，熱網加熱器基本滿足供熱需求。當前在極寒天氣條件下,熱網供水系統(tǒng)的供回水溫度分別為100C和45CZ如果能進一步提高供水溫度，將供回水溫度調整為110。（：和50C,則在同等供熱面積條件下熱網循環(huán)水量可相對降低約9%,熱網加熱器進水流量就可有一定裕量。L6.3熱網疏水泵適配性分析2號機組對應的兩臺熱網加熱器配置三臺熱網疏

44、水泵,熱網疏水泵設計采用兩運一備運行方式。因為熱網疏水泵揚程選型相對偏大，正常運行時兩臺熱網疏水泵變頻運行，根據熱網疏水泵設計參數和熱網加熱器進汽流量分析結果，熱網疏水泵完全能夠滿足切除低壓缸進汽供熱改造的運行需求，不需要對熱網疏水泵進行改造。1.6.4熱網循環(huán)水泵適配性分析熱網系統(tǒng)共配置四臺熱網循環(huán)水泵，配有液力偶合器可實現(xiàn)熱網循環(huán)水泵調速運行,設計運行方式為三運一備。根據運行數據，當前熱網循環(huán)水泵工作狀態(tài)分析見表4-12。表4-12熱網循環(huán)水泵工作狀態(tài)分析項目名稱單位項目內容熱網循環(huán)水泵運行臺數臺3熱網循環(huán)水供水流量t/h7881單臺熱網循環(huán)水泵流量t/h2627 項目名稱單位項目內容液力

45、偶合器勺管開度%55熱網循環(huán)水泵出口母管壓力MPa0.88熱網循環(huán)水供水壓力MPa0.83熱網循環(huán)水回水壓力MPa0.14熱網循環(huán)水供水溫度C90熱網循環(huán)水回水溫度C45熱網循環(huán)水系統(tǒng)阻力損失MPa0.69由表中看出，在三臺熱網循環(huán)水泵并聯(lián)運行、液力偶合器勺管開度約55%條件下,熱網循環(huán)水總流量為7881t/h,熱網循環(huán)水系統(tǒng)阻力損失為0.69MPao2號機組切除低壓缸進汽供熱改造后額定工況和以1500萬m2供熱面積為基準分別核算熱網循環(huán)水泵適配性分析結果見表4-13。其中切除低壓缸進汽供熱改造進行全廠采暖熱負荷計算時以2號機組切低壓缸改造后額定工況和1號機組原設計額定抽汽工況為計算基準。表4

46、-13熱網循環(huán)水泵適配性分析項目名稱切低壓缸供熱1500萬m2供熱位1號機組采暖熱負荷MW301.7/2號機組采暖熱負荷MW470.0/采暖總熱負荷MW771.7693.0熱網循環(huán)水供水溫度C100100熱網循環(huán)水回水溫度C4545熱網循環(huán)水總供水流量t/h1271610793熱網循環(huán)水泵運行臺數臺43單臺熱網循環(huán)水泵流量t/h31213598由熱網循環(huán)水泵適配性分析結果看出，以2號機組切除低壓缸進汽供熱改造后額定抽汽工況和1號機組原設計額定抽汽工況總的采暖熱負荷為核算基準，需要熱網循環(huán)水流量12716t/h,理論上四臺熱網循環(huán)水泵并聯(lián)運行基本滿足需求(按國家設計標準對設有四臺熱網循環(huán)水泵的系統(tǒng)能夠不設備用泵)。以1500萬m2供熱面積為核算基準，需要熱網循環(huán)水流量10793t/hz理論上三臺熱網循環(huán)水泵并聯(lián)運行基本滿足需求。但隨著熱網循環(huán)水流量增大，熱網循環(huán)水系統(tǒng)阻力增大較多，導致熱網循環(huán)水供水壓力會超過某市要求的最大供水壓力(l.OMPa)，當前需重點分析解決熱網循環(huán)水管網適配性問題。L6.5熱網循環(huán)水管網適配性分析當采暖熱負荷增大后，如果保持熱網供回水溫度(100C/45C)不變，就需相對應增大熱網循環(huán)水流量，而熱網循環(huán)水系統(tǒng)阻力與熱網循環(huán)水流量基本成平方關系增大，導致熱網循環(huán)水系統(tǒng)阻力增大較多，同時熱網供水壓力升高較多，需進行熱網循環(huán)水