双背压双转子供热机组排汽超温的原因及应对措施解析.doc

双背压双转子机组冬季排汽超温原因及应对措施 万逵芳 赵文波 孙英博 （中国大唐集团科学技术研究院有限公司，北京，102206） 摘要：针对双背压双转子机组供热期排汽超温问题，通过分析水蒸气在低压缸中的热力膨胀过程和低压水蒸气性质，指出低压缸热力过程线在h-s图上右移以及排汽压力升高，使机组排汽进入过热蒸汽区是排汽超温的根本原因。而适当减少抽汽以增加低压缸进汽量或者降低低压通流面积，是防止双背压双转子机组供热期排汽超温的有效措施。 关键词：双背压双转子；供热机组；排汽温度；热力过程线； 0 前言 双背压双转子供热[1-2]机组是目前热电厂大型机组余热利用的主要技术路线之一，因其较好的经济性[3-5]，国内一批140MW~350MW容量热电机组已经改造并投入运行，取得较好经济效益，但部分机组改造也暴露出供热期排汽温度高于汽轮机厂家规定的上限80℃~85℃，机组无法正常运行或被迫采取降低再热汽温维持运行等问题。 因此，结合汽轮机低压缸热力过程和冷端热网水参数，找出高背压运行期排汽超温的原因，提出低压通流改造、运行调节方法等应对措施，确保供热期双背压双转子机组排汽参数不超标，具有现实的指导意义。 1 研究现状 针对双背压双转子供热技术的研究主要集中在改造内容、范围和经济性分析两个方面。 文献[1-2, 6-8]研究了双背压双转子供热机组低压缸本体以及辅助热力系统的改造内容和改造范围，其中文献[2, 8]特别强调需重新调整低压通流面积以降低中低压连通管压损，确保较大负荷范围末级叶片不超温。但上述研究均未对末级超温的原因做详细说明。文献[9]比较了150MW机组单转子拆换叶片高背压供热和双背压双转子供热技术方案，认为二者都没有余热损失，热效率大幅度提高。但未对双背压双转子排汽是否超温进行研究。此外，对双背压双转子供热改造的技术经济性及其评价方法的研究也较多[3-6]。 根据汽轮机厂家规定汽轮机排汽温度不能超过80℃~85℃的要求，已有文献或工程通常简单地认为供暖期间维持背压在30~45kPa[2, 9]或54kPa[7-8]以下即可。并未就双背压双转子机组供热期排汽超温的原因以及应对措施进行深入研究。因此，有必要从低压缸热力过程角度出发，揭示其排汽超温的原因，提出应对措施，供改造和运行调节参考。 2双背压双转子机组供热期排汽超温原因分析 2.1抽汽凝汽式汽轮机低压缸热力过程线及排汽点 对于传统抽汽凝汽式汽轮机而言，冬季循环水量大、水温低，因此汽轮机排汽压力通常低于5kPa，机组排汽为湿蒸汽，所以排汽温度较低。 图1为亚临界300MW抽汽凝汽式机组低压缸的热力过程线。AB为额定进汽量下纯凝工况时（抽汽量为0）低压缸热力过程线，排汽点B为排汽压力5kPa等压线与热力过程线的交点，因排汽点位于湿蒸汽区，故排汽温度为5kPa对应的饱和温度32.9℃；在高压缸进汽量不变的情况下，随着抽汽量的增加，低压缸热力过程线在焓熵图上向右平移。图中CD为额定抽汽工况下的低压缸热力过程线，排汽点D为4kPa等压线与热力过程线的交点，同样落入湿蒸汽区，排汽温度仍然为排汽压力对应的饱和温度29.0℃。 图1抽汽凝汽式供热机组低压缸热力过程线 图1表明，在低压缸通流面积不变的情况下，汽轮机排汽点随着低压缸进汽量下降和排汽压力上升而在h-s图上向右上方偏移，低压缸进汽量越少、排汽压力越高，排汽点越接近过热蒸汽区。 对于压力较低的水蒸气来说，从图1还可以看出：h-s图上湿蒸汽区，等压线与等温线重合，排汽温度与排汽压力一一对应，控制排汽压力便意味着控制了排汽温度；但在过热区，等压线与其对应的饱和温度等温线自饱和线处分离，等压线斜率较大，向右上方延伸；而等温线几乎与等焓线平行，梯度方向几乎垂直。此时排汽压力与排汽温度不再相关，排汽温度必然高于排汽压力对应的饱和温度。 2.2双背压双转子机组供热期排汽参数 将图1热力过程线中的排汽压力提升至30~50kPa以上，就可以得到双背压双转子机组供热期低压缸热力过程线和排汽点。 在其它条件不变的情况下，随着背压的升高，汽轮机排汽进入过热区，温度与压力不再一一对应。当背压升至（约35kPa，对应的饱和温度73℃）时，若抽汽量仍然为额定抽汽量，则低压缸热力过程线如CG所示，汽轮机排汽点为G点，落入过热蒸汽区，排汽温度超过120℃。如果此时排汽压力进一步上升，排汽温度也迅速上升。而若要在额定抽汽量下保证机组排汽温度80℃以下，排汽压力必须低于20kPa，而实际的机组供热期背压至少30kPa以上，所以此种情况下排汽超温难以避免。 需要注意的是，在高背压期间，汽轮机排汽量的适当增加，将引起排汽温度的降低，或者说，某种工况下增加抽汽以减少排汽量将引起排汽温度的上升而非下降。这种规律与传统抽凝机组排汽温度与排汽量的关系正好相反。 2.3原因分析 由