缪荣华
马鞍山万能达发电有限责任公司 243000
摘要：为满足开发区供热需求，改善机组供热灵活性，实现电厂经济效益和社会效益的全面提高，需要结合实际生产运行条件对机组进行供热改造。
关键词：供热需求；电厂；效益；供热改造。
1.机组概况
1.1设备概况
#3、#4机额定主汽压力：16.67MPa，温度：538℃；再热蒸汽压力：3.35MPa，温度：538℃；背压：4.9kPa。额定功率330MW，最大功率345MW。
1.2供热现状
供汽参数：压力：2.5MPa。温度：380℃～400℃。正常流量：60-90 t/h最大：120 t/h。设计供汽压力2.5MPa。
1.3供热改造需求
新增用汽需求无法满足，总用汽量为300t/h，需要对机组抽汽供热的安全性及抽汽能力进行校核：
（一）边界条件
1、供热蒸汽参数1：蒸汽压力：2.5MPa、温度：380℃、流量：120t/h。参数2：蒸汽压力：1.8MPa、温度：380℃、流量：180t/h。
2、原则：
（1）尽可能少改动，确保单机可满足要求的所有蒸汽参数，可实现双机并列运行供热。
（二）内容
计划对机组进行抽汽供热增容改造，兼顾安全性和经济性，通过经济计算，提供优选供热方案。方案一：冷再+热再供汽；方案二：热再抽汽。
1、上述方案可行性进行分析、核算，并确定满足要求的条件。
（1）核算THA、80%、60%、50%、40%工况抽汽供热条件；
（2）核算最低电负荷工况中调门调整抽汽的安全条件；
2、中调门及执行机构静态校核：对调阀和油动机结构强度、提升力进行核算。
3、对供热工况机组的安全可靠性进行校核，包括机组轴向推力、汽轮机叶片强度等。
4、对低压缸最小冷却流量进行复核，提出投入抽汽的最小电负荷及最大抽汽量。
5、对供热工况给水泵汽轮机出力进行核算。
2.抽汽需求分析
2.1冷再抽汽
冷再抽汽主要影响锅炉过热器和再热器之间的流量平衡，容易引起再热器超温。对机侧主要影响为高压缸叶片强度限制和整机轴向推力变化限制。
2.2热再抽汽
热再抽汽对汽轮机系统的影响为高压缸叶片强度限制和整机轴向推力变化限制。
3.冷再和热再抽汽经济性比较
3.1电功率变化
同等抽汽量下，冷再抽汽和热再抽汽仅造成流经锅炉再热器的流量发生变化，汽轮机高压缸、中压缸和低压缸的流量及回热系统的流量未变，汽轮机各监视段压力也不变，即两种抽汽方式汽轮机系统参数一致，故发电功率也相同。
同等供热量下，因冷再蒸汽焓值较低，冷再抽汽需求量大于热再抽汽量，故冷再抽汽工况机组电功率低于热再抽汽工况。如冷再抽汽40t/h，热再抽汽仅需34t/h即可达到相同的供热能力，且电功率比冷再抽汽工况多约2.2MW。
3.2热耗和煤耗
抽汽机组的通用热耗计算公式为：
若补水温度相同，则冷再抽汽和热再抽汽的区别在于热再抽汽经过锅炉再热器多吸收了热量。
同等抽汽量下，热再抽汽在锅炉再热器多吸收的热量也被用于供热，因此冷再抽汽和热再抽汽分子中（再热吸热量－抽汽供热量）这一项保持不变，故两种抽汽方式的热耗值相同，计算煤耗值也相同。
由于同等供热量下的冷再抽汽量大于热再抽汽量，冷再抽汽工况下的机组电功率低于热再抽汽工况，同时受循环热效率的影响，再热吸热量减小值大于电功率减小值，因此冷再抽汽工况的热耗比热再抽汽工况的热耗低平均15～20kJ/kW.h，折算为煤耗约为0.5～0.8g/kW.h。
3.3锅炉吸热量
同等抽汽量下，如机组主蒸汽流量相同，则主汽吸热量相同，冷再抽汽工况的再热吸热量低于热再抽汽工况。
3.4冷再抽汽和热再抽汽的选择
综合分析，采用冷再抽汽的经济性略优于热再抽汽，就管道布置来说，冷再抽汽需要单独的管道引出厂房，再与热再抽汽减温至390℃后的蒸汽在厂房外的供热联箱混合。针对实际，机组因管道引出和布置存在一定困难，则只考虑对目前的热再抽汽管道进行扩容，不再新设置高排供热管道。
4.热再抽汽改造安全性校核
4.1汽机高压缸叶片限制
在再热器出口和中压缸进汽之间抽汽量大于100t/h由于轴向推力及通流叶片安全性方面原因，中调门必须参与调节。
4.2汽机轴向推力变化情况
汽轮机机采用高中压合缸的对流结构，高压缸单流反向布置，中压缸单流正向布置。 根据轴向推力计算结果，机组轴向推力均满足安全性要求，整机轴向推力随着热再抽汽量的增加而增大。实际抽汽工况运行时应对推力瓦温、轴向位移、差胀等安全数值加强监视，必要时适当减少抽汽量，保证机组的安全运行。
4.3中调门调压能力分析
中调门参调时主机推力瓦温度、轴向位移、轴振、轴承温度、缸胀、差胀等参数基本不变，中调门在100%～50%开度区热再抽汽压力不变化，25%～20%开度压力快速上升。20%后高排温度上升了20℃～30℃，且随着中调门节流及供热流量增加，小机低压调门开度明显增加。中调门在 20%开度下其前后压差约0.5MPa。300t/h抽汽量需要中调门前后压差达到1.0MPa以上，如将中调门开度关小至20%以下，容易导致阀杆振动并引起阀杆断裂事故。因此，需要对中调门进行改造，更换阀杆、阀芯、阀座等部件，以适应中调门压力调整能力的要求。
4.4回热系统影响及低压缸冷却流量
热再抽汽导致中压缸和低压缸通流流量减少，因此各段抽汽压力均不同程度发生变化。加热器进汽参数变化仅影响换热效果。汽机末级叶片长度958mm，末级安全的低压缸最小冷却流量应不低于160t/h，对应的低压缸入口压力不低于0.25MPa。
4.5给水泵小汽轮机影响
当热再抽汽量较大时，四抽压力将大幅下降，导致小汽轮机出力不足，需要改造小机中压汽源。
5.供热抽汽运行限制
5.1抽汽量及抽汽压力调整限制
当主蒸汽流量为843t/h时中调门前压力2.75MPa，中调门后压力1.55MPa，对应的机组电功率184.3MW，约56%THA负荷，热再抽汽量最大265t/h。当主蒸汽流量降低至692t/h时，受中调门压力调整能力和低压缸末级叶片冷却流量限制，机组已无法满足300t/h供热需求，需按照热再抽汽量限制曲线运行并降低抽汽量直至退出供热。
6.根据抽汽需求，综合叶片安全性、轴向推力、中调门调压能力等校核得出结论：
6.1在保证汽轮机本体安全性，并对中调门及给水泵小汽轮机汽源实施改造的前提下，满足300t/h最大供热需求。
6.2为满足需求的供热参数，热再抽汽量较大时需要中调门节流。即通过调整中调门开度，以节流憋压的方式提高高排压力来减小高压末几级动叶的级压差及焓降，保证动叶片载荷不超限，以确保汽轮机的安全运行，同时保证抽汽参数满足供热要求。
6.3机组在供热运行期间，抽汽量不能高于最大热再抽汽量，热再抽汽压力需按照给出的热再抽汽压力保护限值曲线作为边界，运行中不能低于该压力保护值。
6.4考虑采用“以热定电方式”联系调度设定最低供热负荷。
参考文献：
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[3]朱晓群．凝汽式发电机组热电联产改造方案的选择［Ｊ］．宁夏电力，２０１４（４）：５４－５７。
[4]北京全四维关于马鞍山万能公司机组抽汽供热安全性校核报告2018-9