热网加热器的安全运行措施

2017-01-19王予川杨智峰

综合智慧能源 2017年12期

关键词：热网加热器水量

王予川，杨智峰

(1.东方电气河南电站辅机制造有限公司，河南灵宝 472501； 2.大唐安阳发电厂，河南安阳 455004)

热网加热器的安全运行措施

王予川1，杨智峰2

(1.东方电气河南电站辅机制造有限公司，河南灵宝 472501； 2.大唐安阳发电厂，河南安阳 455004)

热网加热器常偏离设计工况运行，偏离设计值低参数运行将严重影响热网加热器的使用寿命。分析了低压运行时设备损坏的原因，提出了调整热网加热器的循环水量、提高热网加热器循环水出口温度的措施，使热网加热器的蒸汽压力接近设计值，以保证热网加热器安全运行。

热网加热器；低压运行；蒸汽压力；循环水量；循环水出口温度

0 引言

小型凝汽机组经济指标差、煤耗高、效率低，为提高机组效率和能源利用率，国家支持将凝汽发电机组改造为供热机组，实现热电联产。现在常用的方式是将凝汽式汽轮发电机组通过打孔抽汽的方式改为采暖供热机组。

采用打孔抽汽的方式，蒸汽抽汽压力往往较高，约为0.80 MPa(绝对压力，下同)。各电厂实际运行中，由于所需热负荷及回水温度较低等原因，热网加热器汽侧常在0.10～0.40 MPa下运行，远远偏离设计值。在大部分人的观念中，汽侧低压运行时设备更安全，其实这种观点是不对的，在热负荷不变的情况下，热网加热器蒸汽侧低压运行会对热网设备造成损坏，在某些极端偏离设计工况的条件下运行，不到一个供暖季热网加热器可能就会发生泄漏，已有多家热电厂因为热网加热器低压运行后热网换热管发生泄漏而导致整台设备报废。但认识到蒸汽低压运行有问题的人员又不知道采用什么方法来提高蒸汽运行压力，使蒸汽压力在接近设计压力下运行。

1 低压运行时设备损坏原因

由基本传热方程可知，热网加热器面积计算公式为[1-2]

A=Q/(KΔtm) ，

(1)

Δtm=(to-ti)/ln[(tk-ti)/(tk-to)] ，

(2)

式中：Q为热负荷，W；A为换热管有效外表面积，m2；K为总传热系数，W/(m2·℃)；Δtm为有效平均温差，℃；to为循环水出口温度，℃；ti为循环水进口温度，℃；tk为蒸汽压力下的饱和蒸汽温度，℃。

常规热网加热器在进行热力计算时，循环水的设计参数为进口温度70 ℃、出口温度130 ℃，但实际运行时，大多供热循环水回水温度为50 ℃左右，远远低于设计值70 ℃，所需要的热网加热器出口温度为90～110 ℃。

实际运行中，热网加热器的结构和面积是确定的，热网加热器的换热系数会随着运行参数的变化而有微小的变动，为简化分析，可认为传热系数不变。由公式(1)，(2)可知，在A，Q，K，to，ti确定的情况下就能计算出热网加热器内的实际运行压力。

例如，1台热网加热器壳侧蒸汽压力为0.80 MPa，循环水的设计参数为进口温度70 ℃、出口温度130 ℃。实际运行时循环水回水温度为50 ℃，出口温度为110 ℃，水量按设计水量不变，即保证所需热负荷不变，计算此时换热器内的蒸汽运行压力。

通过计算可知，设计工况下有效平均温差Δtm=65.9 ℃，实际运行工况下tk=150.4 ℃，对应的蒸汽压力为0.48 MPa。

由理想气体方程可知，在蒸汽流量不变的情况下pV(p为蒸汽压力，V为蒸汽体积)为定值，蒸汽压力由0.80 MPa降至0.48 MPa，使蒸汽体积增加了66.7%，即蒸汽流速增加了66.7%。如换热器蒸汽管道进口流速设计值为55.0 m/s(允许流速)，但实际运行时蒸汽流速可达到91.2 m/s，远远高于设计值，也高于蒸汽管道及热网加热器设备允许的极限流速。

因此，热网加热器损坏的根本原因为：热网加热器运行时，循环水回水温度往往还达不到50 ℃，热网加热器循环水出口温度常在90 ℃左右，使加热蒸汽实际运行参数低于设计值较多，直接造成壳侧蒸汽压力较低，使壳侧蒸汽流速过高，高速汽流冲刷换热管，使换热管受冲刷、振动而泄漏[3]，缩短热网加热器的使用寿命。

2 常规处理方法

为保证热网加热器设备安全运行，目前常用措施是：初始系统设计时考虑在蒸汽抽汽管上增加减压器，将抽汽压力由0.80 MPa减至0.30 MPa左右，然后再进入热网加热器设备；在系统及设备设计时，按低压考虑，加大蒸汽管道口径，增加热网加热器的面积及设备的外形尺寸。这样处理虽然基本可以保证热网加热器安全运行，但极大地增加了热网加热器系统及设备的成本。

(1)系统中需增加减压器，减压器噪声较大，还需配消音器，增加设备投资且使系统复杂化。

(2)系统中蒸汽管道口径加大。按理想气体方程，在蒸汽流量不变的情况下pV为定值，蒸汽压力由0.80 MPa减至0.30 MPa，可使蒸汽管道口径增加约1倍，系统中阀门及相关配件成本均大幅增加。

(3)热网加热器面积加大。例如，在热负荷不变的情况下，热网循环水的设计参数为进口温度70 ℃、出口温度130 ℃。蒸汽工作压力为0.80 MPa时热网加热器的Δtm为65.9 ℃；蒸汽工作压力为0.30 MPa时热网加热器的Δtm为20.7 ℃；蒸汽压力为0.80 MPa时比0.30 MPa时传热系数稍高：综合考虑蒸汽压力由0.80 MPa减至0.30 MPa，热网加热器面积将增加约70%，设备成本将增加约71%，按这种方式处理显然是不经济的。

3 建议处理方法

供热时热力公司要求电厂要达到一定的循环水量及循环水温度，所以电厂运行时往往不控制热网加热器的循环水量，只保证循环水出口温度达到热力公司要求即可，导致热网循环水量偏大，出水温度偏低，直接造成壳侧蒸汽压力较低，使壳侧蒸汽流速过高，缩短热网加热器的使用寿命。

针对此种情况，建议对多台并联的热网加热器系统减少热网加热器运行台数，对单台或2台并联的热网加热器系统减少通过热网加热器的循环水量，以提高热网加热器循环水出口温度，保证热网加热器的壳侧蒸汽压力。

(1)理论分析减少水量的可行性。在保证热负荷不变的情况下，还用上例的参数来分析，当实际运行时循环水回水温度为50 ℃，可求出to为139 ℃，即循环水出口温度达139 ℃时，可保证热网加热器设备汽侧在设计压力下运行。因此，在保证热负荷不变的情况下，减少通过热网加热器的循环水量，提高热网加热器循环水出口温度，以保证热网加热器的壳侧蒸汽压力是可行的。

(2)运行的可行性。循环水系统设计时均设有旁路系统，为保证总循环水量，实际运行时可打开旁路，使部出分水走旁路，最终高温水(热网加热器出水)及低温水(走旁路的水)在循环水总管道中混合，保证最终用户所需的水温及水量。此种运行方式建议在旁路管道上增加可调节流量的阀门，以方便调节水量。