电厂2号机组切除低压缸进汽供热改造方案

1、 电厂2号机组切除低压缸进汽供热改造方案结合某热电厂供热现状、供热需求以及东北电网对火电机组灵活运行的调度需要，2号机组在增加供热能力的同时，还需考虑增加机组灵活性,切除低压缸进汽供热改造可有效兼顾供热和增加机组灵活性要求。1.1改造方案概述切除低压缸进汽供热技术在低压缸高真空运行条件下，采用可完全密封的液压蝶阀切除低压缸原进汽管道进汽，通过新增旁路管道通入少量的冷却蒸汽，用于带走切除低压缸进汽后低压转子转动产生的鼓风热量。与改造前相比，切除低压缸进汽供热技术将原低压缸进汽用于供热，可提高机组供热能力;在供热量不变的情况下,可一定程度降低机组发电功率，实现深度调峰。与高背压供热、光轴供热改造等

2、供热改造方案相比，该技术能够实现供热机组在抽汽凝汽式运行方式与高背压运行方式的灵活切换，使机组同时具备高背压机组供热能力大、抽汽凝汽式供热机组运行方式灵活的特点，避免了高背压供热改造（双转子）和光轴改造方案采暖期需更换两次低压缸转子的问题和备用转子存放保养问题，机组运行时的维护费用大大降低。根据上述切除低压缸进汽技术实现原理和需求，确定本次供热改造总体工作范围如下：1）供热蝶阀改造;2）增设低压缸冷却蒸汽系统；3）配套汽轮机本体运行监视测点改造；4）低压缸末级叶片抗水蚀金属耐磨层喷涂处理；5）低压次末级、末级叶片运行安全性校核；6）配套供热系统改造；7）配套抽空气系统改造；8）配套凝结水系统改

3、造；9）切除低压缸进汽运行试验；10）配套自动控制系统改造；1.2机组供热能力及供热经济性分析121改造前机组供热能力分析2号机组典型设计工况热力特性见表01o能够看出：最大供热工况时,汽轮机供热抽汽流量480t/h,工业抽汽流量85t/h，电功率为256.51MW低压缸排汽流量168.3lt/h;额定供热工况时，额定供热抽汽流量420t/h,工业抽汽流量85t/h,电功率为251.525MW,低压缸排汽流量191t/ho表01改造前2号机组典型设计供热工况主要参数汇总序号参数单位取大供热工况额定供热工况75%THA供热工况1电功率MW256.511251.525247.6812主蒸汽流量t/

4、h110010461033.23主蒸汽压力MPa16.6716.6716.674主蒸汽離C5385385385再热蒸汽压力C3.5703.4113.3726再热蒸汽温度C5385385387排汽流量t/h168.31191184.648排汽压力kPa4.94.94.99工业抽汽流量t/h85858510工业抽汽压力MPa1.6651.5941.57611工业抽汽温度C423.5423.9424.012采暖抽汽流量t/h48042042013采暖抽汽压力MPa0.490.490.4914采暖抽汽温度C265.8271.2272.615朧率kJ/kWh5492.75705.35678.5因为原热平

5、衡图缺少部分负荷时，机组的供热特性。为此,本报告基于原热力特性书VWO工况设计参数，建立2号机组热力计算模型，重新核算典型工况下机组供热能力。建立计算模型时，各工况均考虑了30t/h的工业抽汽;低压缸最小冷却蒸汽流量按120t/h核算，热网加热器疏水温度按100C核算。主要核算结果见表02,供热抽汽流量与电功率的关系曲线见图Olo能够看出：1）汽轮机供热抽汽流量随电功率的增加线性增加;2）主蒸汽流量1046t/h时，汽轮机供热抽汽流量达到最大为539.45t/h,对应发电功率23232MW,对应发电热耗率5291.4kJ/kWh,折合发电煤耗率198.23g/kWho图01供热抽汽流量与电功率

6、的关系曲线表02改造前2号机组典型供热工况主要参数汇总工况单位100MS_CQ75MS_CQ50MS_CQ40MS_CQ发电功率MW23232183.91130.97108.55热效率%30.7431.1431.7132.11发电功率MW232.32183.91130.97108.55主蒸汽流量t/h1046.00784.50523.00418.40主蒸汽压力MPa16.6714.439.637.41主蒸汽温度C538.00538.00538.00538.00高压缸排汽压力MPa3.772.891.971.59高压缸排汽温度C325.20318.42325.53330.17再热热段蒸汽压力MP

7、a3.392.601.781.43再热热段蒸汽温度C538.00538.00538.00538.00中压缸排汽压力MPa0.490.390.270.22低压缸排汽流t/h120.00120.00120.00120.00 工况单位100MS_CQ75MS_CQ50MS_CQ40MS_CQ量低压缸排汽压力kPa4.904.904.904.90供热抽汽流量t/h539.45387.51224.42154.72供馴汽压力MPa0.490.390.270.22工业抽汽流量t/h30.0030.0030.0030.00工业抽汽压力MPa1.641.260.860.69总供热量MW414.22306.241

8、89.09138.90采暖抽汽供热量MW387.61279.57162.39112.21供热比0.550.520.460.41热电比1.781.671.441.28发电热耗率kJ/kWh5291.415566.406155.166603.77发电煤耗率g/kWh198.23208.54230.59247.40注：表中各工况，锅炉效率取92%,热网加热器疏水温度取100Co122改造后机组供热能力分析实施切除低压缸进汽改造后，在低压缸冷却蒸汽流量为18t/h条件下，对机组供热特性进行了核算，核算结果见表03。为了便于对比，同时给出了抽汽流量条件下,改造前机组的供热特性,见DCQ_QG_75MS工

9、况DCQ_QG_40MS工况。切除低压缸进汽前、后汽轮机最大抽汽流量与主蒸汽流量的关系曲线见图02。能够看出：改造前、后供热抽汽流量均随主蒸汽流量线性增加，且各工况时改造前后汽轮机供热抽汽流量的增加值基本相当；额定主蒸汽流量(1046t/h)时，切除低压缸进汽运行时，汽轮机供热抽汽流量为653.59t/h,较改造前增加约114t/h;对应发电功率216.10MW,较改造前减小约16.22MW;发电热耗率4322.68kJ/kWh/折合发电煤耗率161.9g/kWh,较改造前降低约36.2g/kWh;75%额定主蒸汽流量(784.50t/h)时，切除低压缸进汽运行时，汽轮机供热抽汽流量为501.

10、1t/h,较改造前增加约114t/h;对应发电功率167.71MW,较改造前减小约16.19MW;发电热耗率4335.92kJ/kWh，折合发电煤耗率162.44g/kWh,较改造前降低约46.1g/kWh;需要指出的是，上述结果是在相同锅炉蒸发量条件下得到的对比结果，各对比工况对应的供热抽汽流量不同。实际运行中，供热机组多按照”以热定电”方式运行,即优先保证供热负荷，在保障供热负荷的基础上，依据电网指令，调整锅炉蒸发量。为此,在相同抽汽流量条件下，对改造前、后汽轮机电热负荷特性进行了核算，主要结果见表03和图03。能够看出：1)75%额定主蒸汽流量(784.50t/h)时，切除低压缸进汽运行

11、时,汽轮机供热抽汽流量为501.1t/h,对应发电功率167.71MW,发电热耗率4335.92kJ/kWh,折合发电煤耗率162.44g/kWh,较改造前相同抽汽流量条件下,发电功率降低约52.39MW,发电煤耗率降低约37.7g/kWh;2)50%额定主蒸汽流量(523.00t/h)时，切除低压缸进汽运行时,汽轮机供热抽汽流量为338.7t/h,对应发电功率114.82MW,发电热耗率4428.61kJ/kWh,折合发电煤耗率165.9g/kWh，较改造前相同抽汽流量条件下，发电功率降低约53.1MW发电煤耗率降低约47.4g/kWh。综上所述，采用切除低压缸进汽供热技术能够有效降低低压缸

12、冷却蒸汽流量消耗，提高机组供热能力和深度调峰能力。相同锅炉蒸发量条件下，切除低压缸进汽供热可使机组供热抽汽能力增加约114t/h;相同抽汽流量条件下，切除低压缸进汽供热可使机组发电功率降低约52.3MW。此外，在当前火电机组灵活性改造的大背景下，作为供热 #机组灵活性运行手段之一，切除低压缸进汽供热技术能够一定程度弱化供热机组热电耦合特性，降低供热机组发电功率，但还不能完全满足东北电网灵活性调峰需求,还需要进一步实施其他灵活性改造技术。200150100200300 400500 600 700 800900 1000 1100主蒸汽流量，l/h050505050(57665544332图02

13、主蒸汽流量与供热抽汽流量的关系曲线抽汽流量m图03相同抽汽流量条件下,改造前后机组供热特性对比 表03改造后机组典型工况热力特性汇总工况单位QG_10QG_7QG_5QG_4QG_3DCQ_QGDCQ_QGDCQ_QGOMS5MSOMSOMSOMS_75MS_50MS_40MS发电功率MW216.10167.71114.8292.3870.94220.11167.92145.31热效率%28.5928.3927.8027.3327.0830.7931.2831.52发电功率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主蒸汽压力MPa16.6714.439.637.417.4116.1812.9410.89主蒸汽應C538.00538.0538.0538.0538.0538.00538.00538.00再热热段蒸汽压力再热热段蒸汽温度中压缸排汽压力低压缸排汽流量低压缸排汽压力低压缸排汽比焰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昼aJo221.18194.49孚CDCl338.70LHmOO昌3iIRCNLQ学CNI1mCD501.71孚OO昼LHLQt1000000m5m区o寸I告OO务t1LHOq据9i1Z00sCDq2srxiCNCXIOO务00WO00CXIT1京寸T19WCDz來omZCNOO务LD00o00日oCXIsI

16、CXI9WCDIm6mOO昌9CNt1900z00mO2Im99O653.59寻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基热电比2.302.322.37发电热耗率kJ/kWh4322.684335.924428.61发电煤耗率g/kWh161.94162.44165.912.402.361.761.621.524529.274794.365343.605694.945942.79169.68179.61200.19213.35222.6413 1.3汽轮机本体及热力系统改造L3.1汽轮机本体改造1）中低压连通管改造

17、根据切除低压缸进汽供热运行需要，需从中压缸排汽引出冷却蒸汽至低压缸进汽口，用于冷却低压缸末级叶片，而当前2号机组中低压连通管上供热蝶阀后接入冷却蒸汽的位置不够。所以，建议对原中低压连通管进行改造。新设计连通管接口尺寸与原中低压连通管相同；在连通管上设置供热蝶阀，并在供热蝶阀前后预留冷却蒸汽旁路接口及相关监视测点。2）供热蝶阀改造根据切除低压缸进汽供热技术运行需求，本次改造将原不能完全密封的供热蝶阀更换为可完全密封的液压蝶阀，液压蝶阀接口尺寸与改造后中低压连通管规格保持一致。3）低压缸运行监视测点完善实施切除低压缸进汽供热改造后，机组切除低压缸进汽运行时，低压缸通流部分运行条件大幅偏离设计工况，

18、处于极低容积流量条件下运行,为充分监视低压缸通流部分运行状态，确保机组安全运行，需增加或改造以下运行监视测点：增加低压缸末级、次末级动叶出口温度测点（4个）；增加中压缸排汽压力测点（2个）和温度测点（2个）；压力测点采用绝压变送器;增加低压缸进汽压力测点（2个）和温度测点（2个）；压力测点采用绝压变送器；更换原6段抽汽压力、7段抽汽压力、8段抽汽和低压缸排汽压力变送器为高精度绝压变送器（8个）；其他相关测点；上述所有改造测点均需接入机组DCS系统。4）低压缸末级叶片抗水蚀金属耐磨层喷涂处理小容积流量工况运行时，低压缸末两级处于鼓风工况运行,导致低压缸末两级后温度和低压排汽缸温度升高，为降低低压

19、排汽缸温度，需要持续投入喷水减温，维持低压排汽缸温度在安全范围内。而小容积流量条件下，末级叶片出现的涡流会卷吸减温水至动叶流道，加剧动叶出汽边根部区域水蚀情况，威胁机组安全运行。所以,建议对低压缸末级叶片实施金属耐磨层喷涂处理。耐水蚀涂层材料选择建议采用德国进口TA粉（NiCr金属陶瓷粉末）进行现场超音速火焰喷涂防护处理,粉末粒度为250-350目。设计涂层厚度涂层确定材料后，根据涂层结合强度及运行工况等各种因素设计涂层厚度。涂层过厚，涂层容易产生分层、块状脱落；涂层过薄，不能有效地起到耐蚀作用，涂层使用寿命不足。本项目设计涂层每层厚度为0.010.02mm,最终涂层总厚度为0.100.20m

20、m。防护涂层范围设计小容积流量条件下低压缸末两级叶片水蚀特点及其他类似机组的防护处理实践经验。建议实施喷涂防护处理的范围为低压缸末级动叶片出汽边根部水蚀区域。现场制备涂层的主要技术指标涂层结合强度可达70MPa;涂层硬度为HV300=600900;涂层孔隙率2%;喷涂颗粒平均粒度332um,涂层表面均匀、细密；喷涂时工件的温度较低，叶片不会出现变形；喷涂厚度为0.100.20mm。132低压通流部分冷却蒸汽系统1）热力系统根据切除低压缸进汽供热技术要求，新增加低压缸通流部分冷却蒸汽系统，冷却蒸汽汽源取自中压缸排汽，接入点为低压缸进汽口（中低压连通管上供热蝶阀后适当位置）冷却蒸汽管路上设置调节阀

21、和流量孔板。改造方案原则性热力系统图见图04。 冷却蒸汽系统应相对应的设置蒸汽压力、温度、流量测点,图04切除低压缸供热改造方案原则性热力系统图2）冷却蒸汽管道规格校核根据电厂动力管道设计规范GB50764-2012和火力发电厂汽水管道设计技术规定DLT5054-1996的规定，对于单相流体，应根据推荐的介质流速按照下式计算管道内径：式中，Dt管道内径，mm;G介质质量流量，t/h;介质比容,m3/kg;3介质流速,m/s;Q介质容积流量，m3/ho相关研究成果表明，随着流经低压缸长叶片的蒸汽容积流量的降低，叶片动应力先增加后减小；当流经叶片的蒸汽相对容积流量降低至5%左右时，叶片动应力与叶片

22、设计容积流量下动应力相当，处于安全运行范围。据此，在进行冷却蒸汽管道校核时，冷却蒸汽流量按照设计容积流量的5%核算，并考虑一定的裕量。旁路冷却蒸汽系统设计冷却蒸汽流量约为20t/h,冷却蒸汽参数取后40%THA工况（最低调峰负荷）时的供热抽汽参数，即压力为0.233MPa,温度为279.4CO经核算，流量孔板前蒸汽管道内径为为400mm,节流孔板后蒸汽管道内径为700mmo具体核算结果见错误!未找到引用源。表04冷却蒸汽管道核算结果项目工质流量工质压力工质温度管道数量流速推荐流速给定管道内经（计算）管道内经（圆整）工质流速（校核）单位t/hMPaC个m/Sm/smmmmm/s冷却蒸汽20.0.

23、22713545413.400.47.9管道（节流0339.4丄6.001007孑L板前）0冷却蒸汽管道（节流孔板后）20.00.014276.41356045.01708.50700.00268.071.3.3低压缸长叶片运行安全性校核切除低压缸进汽运行时，低压缸进汽流量大幅减小，运行工况严重偏离设计值，这将导致低压末两级叶片动应力增大、温度升高、水蚀加剧、高周疲劳寿命缩短，甚至危及机组安全运行。为保证机组切除低压缸进汽运行的安全性，需采用计算流体动力学方法对低压缸末两级叶片在小容积流量条件下的动应力和高周疲劳寿命进行安全性校核。L3.4低压缸喷水减温系统改造原低压缸喷水减温系统没有流量测点

24、，喷水减温控制阀门一般为全开、全关型，没有调节阀，不能有效的对喷水减温流量进行控制、调节。为便于调节和监视切除低压缸运行时低压缸喷水减温流量，对原低压缸喷水减温系统增加流量测点和调节阀。1.4改造方案对机组运行安全性的影响分析141小容积流量工况概述汽轮机运行过程中，随着级内容积流量的减小，低压缸末两级叶片构成的级内流动状态会发生较大变化，主要表现为产生进汽负攻角,在叶片压力面上形成流动分离，在叶根处的脱流、叶片动应力增加、鼓风、水蚀加剧等现象。这些变化不但直接影响机组的运行效率,还可能诱发叶片颤振，水蚀加剧,威胁机组安全运行。一般而言,随着低压缸末两级叶片容积流量减小,首先会在动叶根部出口位

25、置产生沿圆周方向的涡流，动叶根部流线出现向上倾斜,出现脱流现象;继续减小容积流量，动叶根部出口位置的涡流区域与脱流高度增加;进一步减小容积流量，则不但涡流区域与脱流高度更大,而且会在喷嘴和动叶间隙出现涡流，这个涡流以接近叶顶圆周速度沿圆周方向运动;当相对容积流量减小至4%左右时，动叶后涡流区域几乎充满整个动叶流道，动叶内流线呈对角线，动叶、静叶间间隙涡流扩大至大多数流道。汽轮机低压缸末两级叶片内涡流发展随容积流量减小的变化趋势见图05。 图05容积流量减小时，低压缸末级叶片内流动状态变化示意图般把动叶根部开始出现脱流及其后容积流量更小的工况成为级的小容积流量工况。某汽轮机低压缸末级叶片小容积流

26、量工况实际流线示意图见图06。图06某汽轮机末级叶片小容积流量工况流线示意图142小容积流量工况运行对机组运行安全性的影响1）低压缸末两级叶片鼓风工况运行安全性分析汽轮机级的容积流量大幅减小时，动叶进口相对速度减小,甚至为负值，造成动叶做功为负，反而需要消耗机械功加速动叶流道内的汽流，将汽流压出动叶流道。汽轮机某级不对外做功，需消耗机械功的运行工况称为鼓风工况。叶片在鼓风工况下运行时，动叶起鼓风作用，有时动叶后的局部静压还会大于动叶前静压。某空气透平级试验结果表明，鼓风工况下用来将流体压缩流过该级的能量消耗最大，维持静叶、动叶间隙外缘环形涡流能量次之，级后根部脱流涡的能量消耗最小,三者的比例约

27、为(0.730.77)：0.2：(0.030.07)。随着容积流量的减小，因为低压缸末级通流面积大，最先达到鼓风状态，容积流量进一步减小，鼓风状态逐级向前推进。汽轮机叶片在鼓风工况下运行时消耗的机械工转变为热能，会加热转子和叶片。小容积流量工况时，蒸汽流量过小不足以带走汽轮机鼓风热量，就会引起低压缸过热，排汽缸变形等危及汽轮机安全的问题出现。2)低压缸末两级叶片颤振工况运行安全性分析受低压缸末两级叶片叶形弯扭，叶片长度大、叶顶薄、抗振性能弱等特点影响，叶片在小容积流量工况下运行时容易出现大负冲角运行，导致叶片颤振，甚至叶片损害断裂，严重威胁机组安全运行。根据相关低压缸末级叶片动应力试验结果，在

28、相对容积流量减小的过程中，当相对容积流量达到一定值时，叶片振动应力开始迅速增加，之后达到最大值，进一步减小容积流量，振动应力逐渐减小，振动应力与相对容积流量呈非单调变化关系。某叶片动应力与相对容积流量的关系见图07。图07某叶片动应力与容积流量的关系曲线综上所述，定性地看，切除低压缸进汽供热运行时可能存在的叶片鼓风、颤振、水蚀加剧等问题是可控的，切除低压缸进汽运行在技术上虽然存在一定风险，但基本可行。考虑到不同结构、类型低压缸末级叶片的相关运行特性不完全相同，为避免小容积流量条件下，低压缸末几级叶片颤振损坏，建议采用数值计算方法对叶片小容积流量工况下叶片动应力和高周疲劳寿命进行校核。1.5汽轮

29、机$甫机适配性分析151抽空气系统适配性分析1）抽空气系统存在问题机组切低压缸运行工况对凝汽器运行没有明显安全性影响，但机组切低压缸运行工况下凝汽器热负荷较少，同时切低压缸运行工况为冬季、循环冷却水温度较低，机组理论上处于低背压（高真空）运行状态。但受水环真空泵极限抽吸压力问题影响，汽轮机真空系统内可能会出现空气聚积问题影响凝汽器压力升高，进而影响低压缸末级、次末级叶片鼓风摩擦损失增大，影响低压缸安全运行。因凝汽器热负荷较小，循环水泵单泵低速运行已完全能够满足机组运行需求，进行校核计算时仅考虑循环水泵单泵低速运行。表4-6切低压缸运行工况凝汽器变工况特性计算结果项目名称单位项目内容切低压缸运行

30、/是低压缸进汽流量t/h20凝汽器热负荷MW46.9循环水泵运行方式/单泵低速冷却水流量m3/h13680 项目名称单位项目内容冷却水进口温度20。（：条件下凝汽器压力校核值kPa2.848冷却水进口温度ioc条件下凝汽器压力校核值kPa1.535由上表看出，切低压缸运行工况下，凝汽器热负荷为46.9MW,循环水泵单泵低速运行，在凝汽器冷却水进口温度2（TC和1（TC条件下，凝汽器压力分别为2.848kPa和1.535kPa，凝汽器压力处于较低水平，低于水环真空泵极限抽吸压力。由以上分析可看出，在机组切低压缸运行工况下，凝汽器热负荷处于极低水平，很容易出现凝汽器压力理论计算值低于水环真空泵极限

31、抽吸压力的问题，导致汽轮机真空系统出现空气聚积问题、凝汽器压力升高，进而影响低压缸末级、次末级叶片鼓风摩擦损失增大，影响低压缸安全运行。2）改造方案建议增设一套罗茨-水环真空泵组，原水环真空泵保持不变，新增罗茨-水环真空泵组与原抽空气管道母管相连。罗茨-水环真空泵组可有效降低抽空气设备极限抽吸压力，保证抽空气设备抽吸能力、避免汽轮机真空系统内空气聚积。同时罗茨-水环真空泵组相对普通水环真空泵具有耗电量小的优势，可有效降低设备耗电率。新增加一套罗茨-水环真空泵组，机组正常时使用罗茨-水环真空泵组，原配套两台水环真空泵组备用；机组启动建立真空时及应急情况下,使用原配套水环真空泵组。罗茨-水环真空泵

32、组装置结构如图4-5所示，水环真空泵前串联一台罗茨真空泵，罗茨真空泵作为机械增压泵，在较宽的压力范围内有较大的抽速。罗茨真空泵作为前级泵，一方面水环真空泵入口抽吸压力将被提高,另一方面所抽吸不凝结气体在级间换热器冷却后进入水环真空泵，增加了水环真空泵抗汽蚀能力，保证水环真空泵在高效区稳定运行。罗茨-水环真空泵组仅用于维持机组真空，所抽吸不凝结气体经罗茨真空泵增压后，能够通过一台小功率水环真空泵排出。图08罗茨-水环真空泵组装置示意图罗茨-水环真空泵组除了有利于机组安全运行，罗茨-水环真空泵组耗功相对普通水环真空泵较少，改造后可有效降低真空泵耗功约50kWo除了机组切低压缸运行工况，机组正常运行

33、时均可运行罗茨-水环真空泵组。1.5.2循环水泵及循环水系统适配性分析机组切低压缸运行工况对循环水泵运行没有明显安全性影响，但可结合凝汽器热负荷大小和对循环冷却水流量需求对循环水泵运行方式进行优化，提高机组运行经济性。表4-8低循环水流量下凝汽器变工况特性计算结果项目名称单位项目内容切低压缸运行/是项目名称单位项目内容主蒸汽流量MW1046工业抽汽流量t/h30采暖抽汽流量t/h653.59低压缸进汽流量t/h20凝汽器热负荷MW46.9冷却水流量3000t/h、冷却水进口温度20。（：条件下凝汽器压力校核值kPa5.184冷却水流量3000t/h、冷却水进口温度10C条件下凝汽器压力校核值k

34、Pa2.921冷却水流量5000t/h、冷却水进口温度20。（：条件下凝汽器压力校核值kPa3.828冷却水流量5000t/h、冷却水进口温度10C条件下凝汽器压力校核值kPa2.111切低压缸运行工况下，考虑循环水系统母管制运行，切低压缸运行机组保持3000t/h冷却水流量时，在凝汽器冷却水进口温度20。（：和10C条件下，凝汽器压力分别为5.184kPa和2.921kPa;切低压缸运行机组保持5000t/h冷却水流量时，在凝汽器冷却水进口温度20。（：和10C条件下，凝汽器压力分别为3.828kPa和2.111kPao 结合机组切低压缸运行工况下凝汽器变工况特性计算结果可知，切低压缸运行工

35、况下凝汽器热负荷极少，仅需少量循环冷却水流量就可满足机组运行需求。建议循环水系统母管制运行，冬季供热工况两台机组单台循环水泵运行，切低压缸运行机组分流约5000t/h凝汽器冷却水流量和少量开式水流量，可满足机组运行需求。凝汽器冷却水流量过小、冷却管内流量过低，容易造成凝汽器冷却管内脏污、结垢，建议凝汽器单侧运行，并定期开启循环水泵，起到对凝汽器冷却管进行冲洗的作用。L53凝结水泵及凝结水系统适配性分析机组配置三台50%容量凝结水泵,当前机组正常运行时均两泵并联变频运行，在冬季供热工况凝结水流量较少，单台凝结水泵变频运行，切低压缸运行后凝结水流量更少，仅需进行单台凝结水泵变频运行适配性分析。机组

36、切低压缸运行工况下凝结水流量较少，对凝结水泵安全经济运行存在一定影响。凝结水泵安全经济运行的理想状态是在机组切低压缸运行工况下除氧器上水调门全开、凝结水泵再循环门保持关闭，完全由凝结水泵变频器调节凝结水流量来满足除氧器上水需求。当凝结水流量过低或凝结水压力过低时，理论上通过开启凝结水再循环及除氧器上水调门节流等措施能够满足凝结水泵安全运行需求，但存在一定的经济性损失。当前可根据机组切低压缸变工况计算结果计算出不同工况下凝结水流量，并结合杂用水量需求、汽轮机热力系统补水量需求及凝结水压力需求作为凝结水泵优化调整的依据。表4-9凝结水流量变工况特性计算结果项目名称单位75%双抽工况50%双抽工况额

37、定工况切低压缸运行/是是是机组负荷MW216.1175.9116.2主蒸汽流量MW1046.0784.5523.0工业抽汽流量t/h303030采暖抽汽流量t/h653.59500.83338.56低压缸排汽流量t/h202020小汽轮机排汽流量t/h39.327.015.3低压加热器疏水流量t/h20.5415.8211.42热力系统泄漏需补水流量t/h101010工业抽汽对应的凝汽t/h303030项目名称单位75%双抽工况50%双抽工况额定工况器补水流量低压缸喷水减温水流量t/h151515具它杂用水泄漏流量t/h555凝结水总流量t/h139.8122.8106.7除氧器压力MPa0.

38、570.500.38凝结水泵出口压力MPa0.970.900.78在机组切低压缸运行工况，可能会出现凝结水流量低于最小流量、凝结水泵出口压力低于凝结水母管最低压力的问题，切低压缸运行后建议单台凝结水泵变频运行，根据凝结水系统实际运行情况调整凝结水泵频率及开再循环、除氧器上水调门节流等措施。1.6供热系统适配性分析本节能改造工程主要通过切除汽轮机低压缸的运行方式,在现有供热能力基础上进一步提高机组供热能力，中压缸排汽除小部分（设计小于20t/h）供低压缸冷却蒸汽外，大多数通过蒸汽管道进入热网加热器加热热网循环水，通过该改造工程的实施，能够使机组在同等电负荷的条件下提高供热负荷。进行切除低压缸进汽

39、供热改造后，在双抽汽工况下，机组工业抽汽量为30t/h，采暖抽汽量为653.59t/h，计算采暖供热量为470MW,对供热系统进行适配性分析。结合当前供热需求，以1500万m2供热面积为基准对供热系统进行适配性分析。1.6.1供热抽汽管道适配性分析切除低压缸进汽供热改造后，额定工况抽汽管道流速核算结果见表4-10。表4-10切除低压缸进汽供热改造后抽汽管道流速核算结果项目名称单位额定工况切低压缸运行/是主蒸汽流量t/h1046工业抽汽流量t/h30采暖抽汽流量t/h653.59采暖抽汽压力MPa0.49采暖抽汽温度C272.25采暖抽汽管道尺寸mm(P1020 x8采暖抽汽流速m/s58.5根

40、据现有供热抽汽管道（2xDN1000蒸汽管道）核算，额定工况下采暖抽汽流速在允许范围以内，可不新增抽汽管道。 L6.2热网加热器适配性分析热网系统共配置四台热网加热器，2号机组对应两台热网加热器，一台2640m2、一台2000m2,其中2000m2的热网加热器存在换热面积小以及老化等问题，电厂已准备进行扩容改造（招标中）。根据现有热网加热器技术规格书，单台2640m2热网加热器设计进汽量为241t/h,设计进水流量为2211t/h。根据新热网加热器招标技术规范，新热网加热器需满足进汽流量265t/h,进水流量3033t/ho两台热网加热器总进汽量506t/h度、进水流量为5244t/h。2号机

41、组切除低压缸进汽供热改造后热网加热器工作状态分析结果见表4-llo表4-112号机组切除低压缸进汽供热改造后热网加热器工作状态分析结果项目名称单位额定工况切低压缸运行/是热网加热器运行台数台2主蒸汽流量t/h1046工业抽汽流量t/h30采暖抽汽流量t/h653.59项目名称单位额定工况热网加热器总进汽流量t/h653.59热网加热器进汽压力MPa0.162热网加热器进汽温度C267.5热网循环水供水温度C100热网循环水回水温度C45热网加热器总进水流量校核值t/h7319根据改造后机组供热能力分析，额定工况下机组采暖抽汽流量大大增加，热网加热器不能满足进汽和进水需求且偏差量较大，如果要满足

42、额定工况下采暖抽汽需求,2号机组需增加台热网加热器。以1500万m2供热面积核算热网加热器工作状态分析结果见表412。表4-121500万m2供热面积核算热网加热器工作状态分析结果项目名称单位校核工况热网加热器运行台数台4采暖供热面积万m21500采暖热负荷MW693项目名称单位校核工况热网加热器运行台数台4采暖供热面积万m21500采暖热负荷MW693采暖抽汽总流量t/h960热网加热器进汽总流量t/h960热网加热器进汽压力MPa0.162热网加热器进汽温度C267.7热网循环水供水温度C100热网循环水回水温度C45热网加热器总进水流量t/h10793单台热网加热器平均进汽流量t/h24

43、0单台热网加热器平均进水流量t/h2815以1500万m2供热面积为核算基准，原有的2640m2热网加热器和扩容后的新热网加热器能够满足进汽需求，原有的2640m2热网加热器设计进水流量较需求值偏低，但考虑到热网加热器本身有一定的出力裕量，同时新增容的热网加热器设计进水流量较大，热网加热器基本满足供热需求。当前在极寒天气条件下,热网供水系统的供回水温度分别为100C和45CZ如果能进一步提高供水温度，将供回水温度调整为110。（：和50C,则在同等供热面积条件下热网循环水量可相对降低约9%,热网加热器进水流量就可有一定裕量。L6.3热网疏水泵适配性分析2号机组对应的两台热网加热器配置三台热网疏

44、水泵,热网疏水泵设计采用两运一备运行方式。因为热网疏水泵扬程选型相对偏大，正常运行时两台热网疏水泵变频运行，根据热网疏水泵设计参数和热网加热器进汽流量分析结果，热网疏水泵完全能够满足切除低压缸进汽供热改造的运行需求，不需要对热网疏水泵进行改造。1.6.4热网循环水泵适配性分析热网系统共配置四台热网循环水泵，配有液力偶合器可实现热网循环水泵调速运行,设计运行方式为三运一备。根据运行数据，当前热网循环水泵工作状态分析见表4-12。表4-12热网循环水泵工作状态分析项目名称单位项目内容热网循环水泵运行台数台3热网循环水供水流量t/h7881单台热网循环水泵流量t/h2627 项目名称单位项目内容液力

45、偶合器勺管开度%55热网循环水泵出口母管压力MPa0.88热网循环水供水压力MPa0.83热网循环水回水压力MPa0.14热网循环水供水温度C90热网循环水回水温度C45热网循环水系统阻力损失MPa0.69由表中看出，在三台热网循环水泵并联运行、液力偶合器勺管开度约55%条件下,热网循环水总流量为7881t/h,热网循环水系统阻力损失为0.69MPao2号机组切除低压缸进汽供热改造后额定工况和以1500万m2供热面积为基准分别核算热网循环水泵适配性分析结果见表4-13。其中切除低压缸进汽供热改造进行全厂采暖热负荷计算时以2号机组切低压缸改造后额定工况和1号机组原设计额定抽汽工况为计算基准。表4

46、-13热网循环水泵适配性分析项目名称切低压缸供热1500万m2供热位1号机组采暖热负荷MW301.7/2号机组采暖热负荷MW470.0/采暖总热负荷MW771.7693.0热网循环水供水温度C100100热网循环水回水温度C4545热网循环水总供水流量t/h1271610793热网循环水泵运行台数台43单台热网循环水泵流量t/h31213598由热网循环水泵适配性分析结果看出，以2号机组切除低压缸进汽供热改造后额定抽汽工况和1号机组原设计额定抽汽工况总的采暖热负荷为核算基准，需要热网循环水流量12716t/h,理论上四台热网循环水泵并联运行基本满足需求(按国家设计标准对设有四台热网循环水泵的系统能够不设备用泵)。以1500万m2供热面积为核算基准，需要热网循环水流量10793t/hz理论上三台热网循环水泵并联运行基本满足需求。但随着热网循环水流量增大，热网循环水系统阻力增大较多，导致热网循环水供水压力会超过某市要求的最大供水压力(l.OMPa)，当前需重点分析解决热网循环水管网适配性问题。L6.5热网循环水管网适配性分析当采暖热负荷增大后，如果保持热网供回水温度(100C/45C)不变，就需相对应增大热网循环水流量，而热网循环水系统阻力与热网循环水流量基本成平方关系增大，导致热网循环水系统阻力增大较多，同时热网供水压力升高较多，需进行热网循环水