供热机组给水回热系统优化及收益分析

2018-04-10高秀志谢林贵杨浩

东方汽轮机 2018年1期

高秀志，谢林贵，杨浩

（东方汽轮机有限公司，四川德阳，618000）

0　引言

给水回热系统是火力发电厂热力系统的重要组成部分[1]，它利用汽轮机级间抽汽来加热锅炉给水，通过提高抽汽热量利用率（蒸汽显热+相变热+疏水显热），逐步将锅炉给水加热到最佳给水温度，减小了锅炉中燃料的消耗量，从而大大提高了电厂热力系统的循环效率。

最近几年，在热力循环冷端热量再利用、减小电厂废热排放和进一步提高电厂热力系统循环效率的要求下，能兼顾发电与供热的供热机组逐渐取代了纯凝发电机组[2]，成为300 MW等级机组的主力机型。这类新增供热机组通常都是从中压缸排汽抽汽作为供热抽汽，并且额定供热抽汽量都很大，导致了供热期间5号低加后面各级低压加热器的抽汽压力远低于纯凝发电工况THA下的抽汽压力；给水温升远低于纯凝发电工况THA下的给水温升、6～8号低压加热器之间也不能实现疏水逐级自流，只能通过事故疏水将大量饱和疏水排到凝汽器中；5号低压加热器的抽汽量成倍增加，而加热器的设计换热面积不足，不能充分利用给水回热系统提升热力系统的循环效率[3]。

本文打破常规机组给水回热系统热力设计的固有模式，针对供热机组的给水回热系统，首次创造性提出不同级给水加热器可以采用不同热力工况作为设计工况、某些给水加热器采用跨级疏水方式以及适当调整某些给水加热器的布置标高[4]。作者希望通过本文引起业界对该技术问题的关注，真正将电厂减排增效落实。

1　总体技术方案

总体技术方案见图1。

图1　总体技术方案

以某典型350 MW供热机组为例，从技术协议要求的低压加热器设计工况TMCR出发，先计算出各级低压加热器所需换热面积；接着用定面积法校核额定供热工况各级低压加热器的上/下端差，完成原始供热工况热力系统图；再接着将5号低压加热器的设计工况改为额定供热工况，完成机组初步优化后供热工况热力系统图，并重新计算5号低压加热器所需换热面积；然后将6号低压加热器采用跨级疏水到8号低压加热器，同时也将6号低压加热器的设计工况改为额定供热工况，再次完成深度优化后供热工况热力系统图，并重新计算6号低压加热器所需换热面积；最后考虑到6号低压加热器疏水能通畅流到8号低压加热器，调整了6号低压加热器的布置标高。

2　不同级给水加热器采用不同热力工况作为设计工况

给水加热器的设计工况就是用于确定所需换热面积的给定热力工况[5-6]，如机组VWO/TMCR工况，给定给水流量、给水进/出口温度、抽汽压力、抽汽温度、给水端差和疏水端差等参数，利用传热学公式计算出所需换热面积和流动阻力[7-8]。在加热器的换热面积与具体结构确定情况下，可以进行加热器的变工况计算[9]，核算出变工况下加热器的给水出口温度、抽汽量、给水端差和疏水端差等数据。

通常供热机组的技术协议都只规定了一个热力工况作为给水加热器的设计工况，如TMCR/VWO工况，其余热力工况作为变工况进行校核。本文作者认为这种设计方法只适合于纯凝发电机组，而不适合于供热机组，对于供热机组的给水加热器，部分级给水加热器应以纯凝发电工况作为设计工况，其它级给水加热器应以供热工况作为设计工况。

以某350 MW供热机组为例，技术协议要求所有级低压加热器均以纯凝发电TMCR工况（见图2）作为设计工况，调用低压加热器换热面积计算程序，输入TMCR工况下各项给定参数，得到各级低压加热器所需换热面积（见表1）。根据机组额定供热抽汽要求，调用低压加热器变工况计算程序和总体热力计算程序，得到机组原始供热工况热力系统图（见图3）和各级低压加热器的给水端差和疏水端差（见表2）。对图3中低压加热器的疏水流向作如下说明，5号和6号低加通常布置在6.5 m中间层，7号和8号合体低加通常布置在凝汽器喉部（约9.5 m），综合考虑加热器级间压差和加热器布置位差，供热期间6号低加和7号低加不满足疏水逐级自流条件，只能通过事故疏水管线。

图2　纯凝发电TMCR工况热力系统图（仅示给水回热系统低加部分）

图3　原始供热工况热力系统图（仅示回热系统低加部分）

图4　初步优化后供热工况热力系统图（仅示回热系统低加部分）

表1　低压加热器所需换热面积（以TM CR工况作为设计工况）

表2　原始供热工况下低压加热器端差

从表2可以看出：供热期间5号低压加热器即使投运了疏水冷却段，其给水端差（8.8℃）与疏水端差（28.6℃）仍然远远偏离最佳值，导致5号低加给水出口温度较低，加大了下一级给水加热器的抽汽量，因而不是最佳的给水焓升方案[10]。考虑将5号低加的设计工况改为额定供热工况，其给水端差定为2.8℃，疏水端差定为5.6℃，其余低压加热器换热面积不变，调用低压加热器面积计算程序和总体热力计算程序，得到机组初步优化后供热工况热力系统图（见图4），5号低加所需的换热面积为840 m2（凝结段）+114 m2（疏冷段），5号低加需要增加的换热面积为359 m2；初步优化后机组增加出力649 kW。

3　给水加热器疏水管线优化及疏水热量回收

以往给水加热器都只设计了两条疏水管线，即，一条正常疏水管线和一条事故疏水管线。正常疏水管线用于加热器级间逐级自流，在低负荷或级间压差不足的条件下，给水加热器壳侧的饱和水直接通过事故疏水管线排到凝汽器或者除氧器，不流过疏水冷却段。从前面初步优化后供工况热平衡图（见图4）可以看出：6号和7号低加不满足疏水逐级自流的条件，尤其是6号低加有大量高温饱和疏水直接排到凝汽器，造成不小的热量损失，供热期越长，损失也越大。因此对于供热机组，需对低压加热器正常疏水管线进行改动，以实现供热期间低加疏水热量的回收利用。

本文作者提出，供热期间将6号低加正常疏水引到8号低加，即采用跨级疏水方式，同时将6号低加的设计工况也修改为额定供热工况，其给水端差定为2.8℃，疏水端差定为5.6℃，其余低压加热器换热面积不变，调用低压加热器面积计算程序和总体热力计算程序，得到机组深度优化后供热工况热力系统图（见图5），6号低加所需换热面积为554 m2（凝结段）+88 m2（疏冷段），6号低加需要增加的换热面积为45 m2；深度优化后机组再增加出力722 kW。

图5　深度优化后供热工况热力系统图（仅示回热系统低加部分）

4　给水加热器布置标高调整

从深度优化后额定供热工况热平衡图（见图5）可以看出：6号低加与8号低加之间的级间压差仍不足以克服级间疏水流动总阻力（6号低加壳程阻力+疏水管线流动阻力+疏水调节阀所需压降+低加级间负位差），若能将6号低加布置到汽轮机运行层(13.5 m)，则6号低加与8号低加之间的级间压差，再加上6号低加与8号低加之间的正位差就足以克服级间疏水流动阻力，保证疏水畅通。