一种新型蒸汽再热式高压加热器探究

2021-01-28国金莲刘铁映刘瑞梅

电站辅机 2020年4期

国金莲，刘铁映，刘瑞梅

(哈尔滨锅炉厂有限责任公司，黑龙江哈尔滨，150046)

0 概述

在现行火电机组中，给水加热系统一般均为低压加热器+除氧器+高压加热器+蒸汽冷却器的结构配置。蒸汽冷却器几乎成了给水系统的标配，其利用3抽蒸汽过热度加热末级给水，蒸汽放热后再进入3号高压加热器。这套系统配置从200 MW～1 000 MW均有大量的运行经验，应用广泛。

蒸汽冷却器一般为U型管式加热器，由于其位于给水系统末端，一般抽汽和给水的温度均较高，而蒸汽冷却器换热管目前仍采用碳钢管，这对蒸汽冷却器的可靠性提出了挑战。此外，蒸汽冷却器作为一台单独的设备，在厂房中需要一定的空间，需要用管道连接，还需配置一定数量的阀门，这些都额外增加了电厂的初投资，需进行改善。

1 蒸汽冷却器的由来

由热力学知，回热系统加热器级数越多，其效率越高，一次再热机组高压加热器一般为3级，而二次再热高压加热器一般为4级～5级。以350 MW一次再热机组为例，采用汽机1～3抽汽逐级加热给水，一般情况下均希望高压加热器末级的给水温度能尽量高一些，这样有助于提高回热系统的热效率，降低煤耗[1]。而高压加热器的传热特性表明，其末级给水温度主要是由1号高压加热器的蒸汽压力和温度决定，而1号高压加热器的蒸汽属于较高品质的蒸汽，一般不希望使用太多，于是采用3抽蒸汽的过热度来加热1号高压加热器后的给水的方式，使给水温度进一步提高[2]。

理想的情况下是将1号高压加热器壳程设置成两个腔室，直接将3抽蒸汽通入加热给水，但由于3号高压加热器蒸汽压力远低于1号高压加热器的蒸汽压力，这种方法是不可行的。因此传统高压加热器系统都是采用独立的蒸汽冷却器来利用3抽蒸汽加热末级锅炉给水，如图1所示。

3抽蒸汽过热度放出的热量相比凝结放出的热量要少得多，即使蒸汽从500 ℃下降至300 ℃，也仅仅能使主给水有稍许提高(一般2～3 ℃)，所以蒸汽冷却器的换热面积通常较小。

若蒸汽冷却器采用全流量形式(给水流量完全通过换热管进行换热)，当蒸汽冷却器的换热面积较小情况下，蒸汽冷却器会呈现直径很大，管束很短，导致设备呈现“短粗胖”的问题。因此蒸汽冷却器一般均采用部分流量(一般部分流量为30～50%，)，旁路采用节流孔板进行节流的系统布置形式，有部分项目蒸汽冷却器采用全流量，其实质也是将旁路节流孔板内置于蒸汽冷却器水室内，换热管内给水仍为分流量设计。

无论采用哪种形式，蒸汽冷却器换热管都必须承受给水的高压，工作环境都是很恶劣的。

2 蒸汽再热可行性分析

锅炉再热蒸汽是主蒸汽经过汽轮机做功后再次进入锅炉进行加热，以提高其温度。

将3抽蒸汽直接通入1号高压加热器壳程不可行，现将经过过热段冷却后的1抽蒸汽通过间壁式换热器，再次用3抽蒸汽的过热度加热，然后被加热的蒸汽再次回到1号高压加热器加热给水，如图2所示。

以某350 MW超临界机组配置外置蒸汽冷却器部分平衡图(图3)为例：1号高压加热器的给水进入蒸汽冷却器，利用3抽473.7 ℃的蒸汽再次加热给水，最终给水提高至294.7 ℃。

由表1的计算可知，过热段蒸汽出口温度的设计值为300 ℃(按照高压加热器的设计理念，为了保证1号高压加热器过热段出口处的干壁温度，蒸汽出口温度不能太低，需保证过热蒸汽冷却段出口处管子壁温在蒸汽压力饱和温度1.1 ℃以上)，3抽加热蒸汽温度为473.7 ℃，假定3抽加热蒸汽出口温度为310 ℃，蒸汽量为38.326 t/h，1号蒸汽量为69.623 t/h，按照热平衡核算，1抽蒸汽经过再热后温度为356 ℃。

表1 1号高压加热器过热段热力计算简表

需要指出的是：在这个传热过程中，因部分阶段3抽蒸汽温度低于1抽蒸汽温度，因此只能采用纯逆流布置实现，如图4所示。

由于给水经过1抽加热后，其给水温度为291.7 ℃，高于蒸汽的饱和温度290.0 ℃，所以经过再热的蒸汽再次加热末端给水时，不必担心蒸汽在管外发生凝结。本次分析设计值定为300 ℃(若采用纯逆布置，端差为10 ℃)，给水流量为1 038.836 t/h，按热平衡核算，给水出口温度为294.4 ℃。由图5可看出，在整个传热过程中，蒸汽的温度一直都是高于给水的温度，所以无论采用哪种传热方式(逆流或顺流)均能实现。

3 外置式与内嵌式分析

通过上文分析可知，采用蒸汽再热方法可行。

采用独立的外置式蒸汽再热器是一种最为直接的办法，如图6所示。它的结构与外置式蒸汽冷却器基本相同，仅仅是管侧介质由给水变成了蒸汽。与常规蒸汽冷却器相比，具有如下特点：

1)管侧压力由30 MPa下降至10 MPa以下，换热管的壁厚大大降低，可由2.5 mm降低至0.9 mm以下。

2)管板厚度大大降低，经计算，以350 MW机组为例，管板厚度可由385 mm下降至175 mm。

3)1号高压加热器至蒸汽再热器的高压管道降低至中低压管道。

4)加热器的材质不能采用碳钢，应采用高一级的Cr-Mo钢。

5)1号高压加热器相应地增加部分换热面积,并且需要在1号高压加热器壳体上额外设置两个接管。

6)1抽加热蒸汽在加热器内冲刷的流程变长，因此其阻力会相应地增大；而3抽的蒸汽在换热管内的流速相比管道内的流速是要低一些的，其阻力并不会显著增加。

由以上分析可知，工作压力的降低，可使蒸汽再热器的重量显著降低，虽然由于温度的提升必须提高壳体的材质，但温度一般不会超过550 ℃，一般15CrMo钢即可胜任。此外，换热管又将碳钢提升为Cr-Mo钢，提高了管子的耐冲刷性，其工作压力相比给水压力更低，因此可靠性更高，不容易泄漏。

现阶段现场的布置以简易、轻量化为指导方向，上述的独立式外置蒸汽再热器虽然视线里轻量化，但仍然需要管道，占用场地，那么是否可以将蒸汽再热器和1号高压加热器整合到一起呢？

如图7(作者提出的一种新型加热器)所示，1抽蒸汽在过热蒸汽冷却段(DSZ) A被给水冷却后，通过蒸汽通道进入尾部的再热区域，被3抽的蒸汽重新加热后，再通过蒸汽通道进入过热蒸汽冷却段(DSZ) B进一步加热给水。这个加热器把1号高压加热器和蒸汽再热器合二为一，简化了系统布置，节省汽机厂房空间和管道。该加热器总重量为69 t，而采用常规的外置式蒸汽冷却器方案，1号高压加热器+蒸汽冷却器共81 t，可见节约成本明显。

对于二次再热机组，由于一般蒸汽冷却器是2台，若采用双列布置方案，则可以将1A和1B高压加热器分别按上述方案进行设计，2抽和4号蒸汽分别接入1A和1B的蒸汽进口，这样就可省却了外置式蒸汽冷却器。而对于采用蛇形管高压加热器的机组，由于是单列布置，这时1号高压加热器设计成上述形式较为困难，但可设计成独立的外置蒸汽再热器，如图7所示。

图8所示，二次再热机组2#抽汽和4#抽汽分别从两侧的进口进入，而1号抽汽从蒸汽进口进入，在再热器内部完成换热后，温度升高，从出口流出再次回到1号高压加热器加热给水。这样成功地使二次再热机组的两台蒸汽冷却器变为一台。

需要指出的是，二次再热蒸汽温度通常达到了530 ℃以上，这温度下，通常要选取昂贵的SA-336F91材料，图7所示的结构，管板需要使用12Cr2MoV或SA-336F91等锻件，换热管则可采用12Cr1MoVG或SA-213T91。由于结构尺寸小，壁厚较薄，所以整体上制造成本还是要比常规外置式蒸汽冷却器低。

4 加热器性能及可靠性分析

按图7所设计的蒸汽再热器，最终给水出口温度为294.4 ℃，而热平衡采用外置式蒸汽冷却器的最终给水出口温度为294.7 ℃，可见两者相差较小。整个换热过程中，图7所示加热器再热区为过热蒸汽和蒸汽之间的换热，其传热效率是要低于过热蒸汽与给水的换热；再者，1抽蒸汽第一次经过过热蒸汽冷却段后，其实际蒸汽出口温度很可能会高于301.7 ℃，这也会直接导致3抽蒸汽出口温度高于310 ℃，导致最终给水出口温度低于294.7 ℃(图7加热器蒸汽冷却器下端差设计值为20 ℃)。

常规的外置式蒸汽冷却器系统，蒸汽冷却器下端差(蒸汽出口温度与给水入口温度之差)虽然设计值一般为10 ℃[3](本文所述平衡图为8 ℃)，但实际运行中很难达到这么低的数值。从目前国内部分电厂蒸汽冷却器投运的结果来看，下端差以20～30 ℃居多，部分电厂甚至到达30～40 ℃以上，这在一定程度上导致最终的给水温度偏低。

图7所示的加热器最终的给水温度可能也会低于设计值，至于低于设计值的程度，因目前国内还没有机组采用，暂无实际运行经验可参考，但可以预见的是并不会低太多。

图7所示加热器再热区换热管采用Cr-Mo钢材质，其耐冲刷及抗腐蚀性大大提高，其管内管外工作压力一般不超过10 MPa，而传统的外置式蒸汽冷却器换热管一般为碳钢，管内一般要承受30 MPa的给水压力，工作环境较为恶劣。相比而言，图7所示换热器再热区域工作环境较好，因此其泄漏的可能性更低，因此，图7所示加热器可靠性更高。