小型凝汽式汽轮机低真空供热改造问题分析ok.doc

6汽轮机变工况热力计算（中国电力出版社）摘要随着国家能源政策的调整，这些小容量凝汽器式机组逐渐被列为关停之列，按照国家对小火电的考核原则，只有热电联产的机组，达到机组综合热效率45%以上，热电比大于100%，小火电机组才允许继续经营。对小容量凝汽器发电机组进行低真空供热改造, 通过高背压下的排汽加热循环水,用热力发电过程中最大的冷源损失来为城市提供居民采暖供热，是小容量凝汽机组实现热电联产，提高电厂整体经济性的简易办法。本文对改造时需考虑的因素进行全面分析，并提出了相应的对策, 为同类机组低真空供热改造提供借鉴和参考。关键词：汽轮机 低真空 供热 问题分析目录第一章 概述-31.机组情况-42.热网情况-43.供热调整-4第二章 改造时需要考虑的因素-52.1机组背压的选择-52.2机组电负荷的变化-62.3最末几级叶轮-72.4轴向推力的变化- 102.5凝汽器与凝结水泵-102.6轴封系统-112.7汽缸与转子的膨胀-112.8凝汽器水冲击的预防-122.9机组供热负荷的调整-132.10低真空供热机组的运行和检修维护-13第三章 改造前的供热试验-153.1试验措施的制定-153.2试验举例-163.3试验中应注意的事项-19第四章 改造后的经济性对比-204.1级组设计工况的主要经济指标-204.2机组的主要运行技术指标-214.3机组低真空循环水供热的主要技术指标-264.4机组设计、纯凝运行和循环水供热运行的经济性比较-26第五章 改造后运行规程的修订及注意事项-275.1改造后运行规程的修订-285.2运行注意事项-315.2.1运行规程的分析-315.2.2运行中其他注意事项-31第六章 结论-32参考资料-33第一章 概述对小型凝汽式汽轮机组进行供热改造,取代城市分散的小型采暖锅炉,从而减少向大气排放烟尘,改善人民生活条件,改善社会环境,控制大气烟尘污染,不仅对电力企业有利,而且符合国家的相关政策,能取得很好的社会效益。对小容量凝汽器发电机组进行低真空供热改造, 通过高背压下的排汽加热循环水,用热力发电过程中最大的冷源损失来为城市提供居民采暖供热，是小容量凝汽机组实现热电联产，提高电厂整体经济性的简易办法。本着保证用户所需供热量的前提下尽可能多发电，简单易行、投资少、见效快的原则，河北沧州发电厂从1998年到2001年，先后对2台6 MW机组, 2台25 MW机组和1台12 MW机组进行了凝汽式汽轮机低真空改造。在改造和运行过程中，积累了很多经验，并对应注意的几个问题进行了分析。现以该厂25 MW机组为例进行简要介绍，为同类机组低真空供热改造提供借鉴和参考。沧州热电厂循环水供热系统连接(图1)如下：西线供水西线回水东线供水去#1、2冷水塔#2#3#4#0#7去#3冷水塔东线回水系统说明:1.机组情况：#0、2机组为6MW凝汽机组，分别为武汉汽轮机厂和南京汽轮机厂生产，与1998年和1970年投产；#3、4机组为北京重型电机厂1973年产品，1975年10月和12投产；#7机组为武汉汽轮机厂2000年产品，是一台为抽汽背压机组配套的低温低压机组，主蒸汽参数为1.27Mpa/304。2.热网情况：#2机组最早改为循环水供热运行，循环水供热稳定运行时间为1994年冬，当时供电厂、电业局宿舍，由于系统供热稳定，供热效果受到一致好评，后在沧州市政府的大力支持下，2002年形成了#0、2、3机共同供热的运河西热网近200万平米的供热面积。2002年后进一步发展了运河东热网100万平米，现由于热网不断扩容，运西热网已达240万平米，运东120万平米。运西热网除#0、2、3机组以外，配备有两台35t/h减温减压器和两台200m2半负荷尖峰加热器,东线由#4机组和#7机组承担供热,也有两台35t/h减温减压器和两台200m2半负荷尖峰加热器。由于机组供热能力的限制，运西热网现采用了混水的供热方式，来提高供热能力。混水运行有一套根据供水和回水温度以及供回水压力控制的系统，本部分不属本文的论述范围，只简要介绍如下：热网混水运行：即在循环水供水和回水管路之间加装混水泵，把回水打到供水管路中继续放热，混水对循环水供热机组的结果是降低了回水的温度，提高了循环水在凝汽器内的出入口温差。由于西线混水沧州发电厂#3机组的凝汽器循环水进出口温差平均为12，东线#4机在8-9之间。混水运行需要注意的是：(1) 混水点以后的供热温度应符合相关供热要求；(2) 注意混水点以前的热用户的供回水压力变化，不能对这些热用户的供热造成太大的影响。(3) 混水份额控制在机组的供热能力范围内，不能造成供热出口的总体温度降低。(4) 提高混水泵的可靠性，避免因混水泵事故停运造成热用户的供热质量下降。3.供热调整：供热调整主要是针对热网供热面积的变化和气温的变化进行调整，调整方式有机组搭配调整、机组负荷调整和热网面积切换三种方式。(1)机组搭配调整指在初寒期热网投入的面积达不到机组凝汽器通流量要求时，采取投入部分机组的办法进行调整，如图一所示：可以先投入#3机组（25MW，2000m2凝汽器），随着热网的负荷增加在投入#0机（6MW，660m2凝汽器）和#2机组（6MW，560m2凝汽器）；严寒期#0、2、3机组并列运行，必要时投入尖峰加热器提高供水温度。东线则可以先投入#7机组（12MW，1200m2凝汽器）运行，在增加面积和气温下降后，投入尖峰加热器运行或投入#4机组（25MW，2000m2凝汽器）运行，在严寒期再#4、7机并列运行，必要时再投入尖峰加热器提高供水温度。(2)机组负荷调整指在供热末期由于热网供热面积基本不变，而由于气温的升高，使得回水温度升高，此时需要减小机组的负荷使得供热的出口温度降低，来减少对热用户的换热量，最直接的方法就是根据机组真空的变化和循环水出口温度来较少机组的进汽量，从而减少在凝汽器中的换热汽量，达到调整供热的目的。这种方式对于发电厂的电力生产来说是最不经济的，因此在必要时要结合机组搭配调整的方式进行热网调整。(3)热网面积切换是针对运西和运东热网能独立运行和相互切换而言的,其中有在电厂周围近40万平米的供热面积,能够以20万平米为单位切换到由运西网供热或由运东网供热。这样的切换方式是用于初寒期和末寒期对热网的调整，也适用于严寒期充分发挥各台机组的最大供热能力的调整，如：调整40万平米到运东热网，由#4、7机组并列运行，减少运西热网的供热压力。第二章改造时需考虑的因素2.1机组背压的选择凝汽式汽轮机真空的降低，使机组的出力降低和排汽温度升高，而排汽温度不仅影响供水温度的高低和供热量的大小，而且直接影响机组的热膨胀、胀差、振动、窜轴等指标。为保证机组安全运行，在选择背压值时，必须使凝汽器真空、排汽温度、推力瓦温和轴承振动等重要参数在规程规定的数值范围。通过相关试验和运行经验，该厂确定的参数指标为：汽轮机进汽量为额定进汽量；真空60 kPa；排汽温度80 ；推力瓦温度80 ；支持瓦温度65 ；轴承振动50 m；循环水温度65 。2.2机组电负荷的变化在主蒸汽参数及进汽量保持为额定值时，由于排汽压力升高，机组的出力相应减少，因此，机组改为低真空供热运行，虽然无冷源损失，但功率将有所降低。功率的减少值与排汽压力有关，可以通过低真空下的试验来确定，而且根据试验数据，可以算出在主蒸汽参数和进汽量为额定值而真空降低时，电负荷的变化。另外，当供热负荷减小，例如在末寒期气温回升，热用户人为减少供热面积时，热网回水温度将升高，为了维持机组在允许的背压下运行，必须降低机组电负荷运行，即按照以热定电的方式确定机组的电负荷。虽然机组热力计算数会提供背压对功率的修正曲线，但次曲线适用于正常运行背压变化范围，一般会超出低真空供热允许的背压范围，因此还是必须通过低真空供热试验取得试验数据后得到的实际负荷变化。 图2:N25-35-1型机组背压对功率的修正曲线如图2所示为N25-35-1型机组背压对功率的修正曲线，曲线中不包括低真空供热运行时的背压0.3-0.4绝对大气压下的功率修正，只能从曲线中看出公路变化的趋势，得出对功率的影响值会大于1500kW，因此还得以试验值为运行依据。沧州电厂低真空供热试验和实际运行数据表明，在真空为66Kpa时各机组对电功率的影响如下表：表1:机组低真空供热背压对功率的影响机组号机组型号运行真空(kPa)额定功率Ne(kW)影响功率N(kW)#0N6-3.43-6660001500#2N6-3.5-6660001500#3N25-3.5-66250004000#4N25-3.5-66250004000#7N12-1.27/304661200025002.3最末几级叶轮汽轮机低真空运行时，由于排汽压力升高，使机组理想焓降明显减小。其中叶轮最末几级的焓降有大幅度减少，做功能力也将降低，并且因速度比偏离最佳值，使级效率降的更低，同时末几级因偏离设计工况，动叶进口负冲角越来越大，使动叶进口撞击损失逐级增加。此外，动叶绝对排汽角21为钝角，并逐级增大，导致轮周功率减小。以上原因，使汽轮机低真空运行时，末二、三级叶轮不但不做功，反而消耗汽轮机的功率。从以上角度考虑，应拆除末二、三级叶轮。但河北地区供热期短，拆除后，在非供热期正常凝汽运行时，机组将无法恢复正常状态，另外，拆除末几级叶轮后，转子临界转速升高，转子需重新校核，做动平衡等，工作量大。所以，即使多消耗一些功率，一般也不做拆除处理。汽轮机各级在低真空供热运行时，可以通过对级进行变工况热力核算来确定各级的前后压力、理想比焓降、反动度、喷嘴及动叶出口气流速度、及内效率、级内损失、轮周效率、轮周功率、级内效率、级内功率以及其他汽流参数在级内的分布。对级进行热力核算时的要点如下：（1） 简化假设(a) 各级的流量保持为设计流量不变。（包括抽汽量和漏汽量不变）(b) 各级前温度保持为设计温度不变。(c) 考虑排汽管的压力损失后，末级排汽压力取为0.5ata。（2） 计算采用顺序算法即从第一压力级开始，由级前向级后计算，逐级进行，直到最后一级。（3） 级前压力低真空供热条件下，各级前压力按照弗留格尔公式计算：D1/Do=(p012-pz12)/(p02-pz2)0.5*(T0/T01)0.5公式中：D0、D1- 设计工况及变工况下，通过级的流量； po、pz-设计工况下，级前压力与汽轮机排汽压力； p01、pz1-变工况下，级前压力与汽轮机排汽压力；按照假设条件：D0=D1；T01=T0所以有：p01=(p02-pz2+pz12)0.5(5) 按照以上核算要点和假设可以核算出机组在低真空供热工况下各级前后的参数，表3是参考文献提供的一台51501型凝汽机组低真空供热工况下的各级核算数据和最末级的速度三角形，通过气轮机的变工况热力核算，可以发现，在低真空条件下，第214级于设计工况基本相似，后几级相差较大，分析可以得出以下几条结论：（a）这些级的动叶进口负冲角逐级增大，说明发生在动叶进口的撞击损失逐级增大；（b）动叶出口气流的绝对速度c21及其排气角a21也越来越大，造成余速损失的增加。 (c)这些级的a21均为钝角，其在圆周上的投影与c11的投影同方向，这将导致圆周效率减小。 （d）从最末机的速度三角形（图3）可以看出，c11与c21的方向几乎重合，该级的轮周比焓降为负值，圆周比焓降也为负值，蒸汽已经不做功，考虑该级的叶轮摩擦损失、漏气损失、湿气损失、静叶和动叶的撞击损失后，蒸汽进一步消耗主轴的机械功，因此该级不但不做功，反而会消耗功，相当于轴流式泵，把蒸汽从动叶抽到动叶后。图3：51-50-1机组最末级速度三角形（引用资料）表2：51-50-1型汽轮机低真空运行各级核算表（引用）2.4轴向推力汽轮机由高真空状态转为低真空运行时，末级动叶出口由原设计的超音速转为亚音速流动，此时喷嘴焓降不变，动叶焓降减小，致使其反动度减的较小，叶根的反动度减的更小或为负值，又由于后几级的叶轮无平衡孔，叶轮前后的压力变化大，往往方向不定，起决定作用的是叶轮前的压力Pd，Pd与隔板轴封漏汽量及叶根反动度有关，若最后几级叶根为负反动度，就造成叶轮的推力为负值。由以上分析可知，汽轮机在低真空运行时，末几级动叶的反动度和轴项推力不仅不增加，而且可能减小，即使增加也不会很大。该电厂对6 MW、12 MW、25 MW机组所做的供热试验和实际低真空运行数据都证明了这一点。相关参考资料中，在变工况热力计算的基础上，就可以进一步计算各级的轴向推力，其中，动叶上的动静推力可以由热力计算及级的结构特性数据算出，这些数据都是给定的，但作用在叶轮、隔板汽封凸肩以及轮榖上的轴向推力，因与叶轮前的压力pd有关，必须先计算出pd后，再算出各部分的推力。计算出汽轮机的总推力后，用推力瓦能承受的总推力进行校核，当满足安全系数n大于1.5时可认为是机组的轴向推力是合格和安全的。2.5凝汽器与凝结水泵2.5.1凝汽器铜管胀口：凝汽式机组改造为低真空供热后，排汽温度大幅度提高，凝汽器的铜管胀口会不会因为膨胀大而破坏胀口的严密性成为一个问题。这一问题很难用理论分析解决，该厂机组供热试验和实际运行时，胀口的严密性保持了良好的状态，说明低真空供热运行不会影响凝汽器铜管的胀口。2.5.2凝汽器管板电化学腐蚀的防止凝汽器铜管和管板通过胀管结合在一起，在循环水中两种金属活性不同的金属（铜和铁）会自然形成电池效应，对活性强的管板会形成电化学腐蚀。随着循环水温度的升高，在凝汽器管板涂环氧类涂料防止铜管和管板发生电化学腐蚀的传统方法，不能再采用，否则涂料老化太快脱落会堵塞铜管。该电厂对这一问题做了针对性的研究，应用了电化学原理，安装了外加电流的阴极保护装置，通过外加电流的方法给金属活性强的管板补充电子，有效地防止了管板的电化学腐蚀。电化学保护技术是基于改变金属在腐蚀性介质中的腐蚀电位来减轻腐蚀程度,延长使用寿命的一种方法1。这种保护技术分为阳极保护和阴极保护。前者的基本原理是通过升高金属在介质中的电位,使其表面形成一层耐蚀性良好的钝化膜从而延长金属材料的使用寿命。这种保护技术应用的前提是金属在介质中阳极极化曲线具有钝化区。在以水为冷却介质的循环冷却水系统中,凝汽器金属本身不易钝化,因此阳极极化技术不能应用于凝汽器防蚀。 阴极保护技术的应用范围要广得多。该技术的基本原理2是通过向被保护的金属提供阴极电流来降低金属在介质中的腐蚀电位,使其局部阳极电流减小,当金属电极电位负移到该金属阳极反应平衡电位时,局部阳极过程就完全被抑制,即金属腐蚀停止。根据提供阴极电流途径的不同,阴极保护技术又分为外加电流式阴极保护和牺牲阳极式阴极保护。 以淡水为冷却介质的凝汽器中,由于牺牲阳极提供的保护电流有限,且不能根据介质运行工况进行调整,保护范围较小,因此这种保护方式只能用于冷却水电阻率低的小型机组凝汽器上。外加电流式阴极保护可以提供充足的保护电流,保护范围大,并可根据运行工况变化进行适当调整,保护电位可自动控制。这种保护技术对于抑制凝汽器管板腐蚀、铜管脱锌、点蚀、应力腐蚀、冲刷腐蚀、砂蚀等均可在短期内见效。2.5.3供热水质的问题该厂低真空供热时凝汽器内仍为循环水，比有些电厂采用软化水运行对凝汽器的清洁作用效果要差，但供热成本大大降低。因为供热循环水在密闭的管道和用户暖气内循环，水不会被污染和蒸发浓缩，相反, 循环水的浓缩倍率在1.52.0之间，损失的水量要不停的补充新水，因此循环水中只需加一些防止锈蚀和结垢的药剂。2.5.4凝结水泵为保证凝结水泵正常工作，不发生汽化，低真空供热时凝汽器宜采用高水位运行，以增加凝结水泵的入口高度，加大汽蚀余量，还可以把除盐水引入凝汽器热水井直接降低凝结水温度。但由于低真空下凝结水的温度是随真空降低相应提高的，所以不采取以上措施，一般凝结水泵也不会发生汽化。2.6轴封系统机组低真空运行时，排汽温度升高，后轴封的漏汽量增大，易造成轴承过热、油质变坏等不良影响。可以利用射水抽汽器下水管的真空来保持轴封负压，由于冬季循环水温较低，这样做对射水池的水温影响也不大。该厂因为用轴封加热器的射汽喷嘴来保持轴封负压，运行中未见油质和轴承过热等不良影响。2.7汽缸和转子的膨胀汽轮机降低真空后，后汽缸、后轴承座、转子的膨胀随之增大，使汽缸的纵向膨胀、后汽缸的纵向及横向膨胀、后汽封的径向间隙、汽缸与转子之间的胀差以及转子中心均发生变化，可能引起汽轮机的振动和动静部分的摩擦，应足够的重视。实际改造中可以通过试验监测各部分膨胀、胀差、振动的数值，并在运行中严密监视各控制参数，以控制这些指标在允许的范围之内。机组低真空运行与正常凝汽运行工况下各安全控制指标的对比见表3。附表3机组低真空运行与正常凝汽运行工况下各安全指标项目 工况 轴向垂直位移/mm一瓦垂直振动/m二瓦垂直振动/m三瓦垂直振动/um四瓦垂直振动/um汽缸左侧膨胀/mm汽缸右侧膨胀mm最高推力瓦温/相对胀差/mm轴瓦回油温度轴瓦回油温度轴瓦回油温度运行0.5828171818318384-2.3555249低真空0.572417151332.98380.8-2.8495049从表中可看出，机组低真空运行与正常凝汽运行时各参数相差不大，说明机组低真空运行对机组安全影响很小。2.8凝汽器水冲击的预防改造后的热网循环泵代替了原来的循环水泵。这种系统，在热网循环泵故障跳闸、供水侧突然减小时，热网系统中的回水仍会以原来的速度和流量回流于凝汽器与热网泵之间的管路，导致这里的水流突然受到压缩，压力骤然升高，形成水击，并以冲击波的形式向后传播，压力可以达到正常压力的几十倍。该厂1台12 MW机组在退出供热运行时，因热网泵停运过早，造成凝汽器背侧端盖被水击变形，紧固螺丝断裂7条，端盖定位大螺栓冲断。为防止水击的发生，该厂在回水管路和供水管路上安装了逆止门，见图1。在25 MW机组和6 MW的机组供热中使用未发生过问题，但由于12 MW机组系统回水管路特性不同，不能有效的缓解水击，逆止门未起作用，为此，计划安装更为有效的防水击装置，见图2。另外，也可以在凝汽器入口管路上加装安全门或防爆门以防止水击的发生。防虹吸管吸水池108×4热网回水管H防水击管图5 热网回水管上 加防水击管示意630×7630×7回水管路供水管路逆止门377×8图4 供水管与回水管之间加装逆止门示意图4中防水击管的垂直高度H=Ps/=（0.196×106×1.15）N/m2/9 810 N/m2=23 m。式中，Ps为防水击动作压力，凝汽器入口热网压力一般取0.196 Mpa，考虑1.15倍的安全系数，则Ps=0.196×106×1.15 N/m2；为热网回水重度，取=9 810 N/m3。2.9机组供热负荷的调整因为汽轮机低真空供热利用的是排汽的汽化潜热，所以循环水供热机组的热负荷调整就是调整机组进入凝汽器的汽量。在机组需要保证锅炉的给水温度，回热系统必须正常投入运行的基础上，机组热负荷的调整实际上就是调整机组的进汽量，从而调整机组的排汽量，最终反映到凝汽器对循环水的放热量的变化上，极端的情况机组可以采取减少回热系统用汽量或停止回热系统运行的方法来增加排汽量，以提高给热质量。机组排汽压力的变化是与循环水出口温度相关的直接指标，理论上排汽温度与凝汽器端差的差值就是循环水的出口温度，因此，提高循环水的出口温度，一方面是降低真空，提高排汽温度，另一方面就是降低凝汽器的传热端差，这也是下一节要讲的机组供热维护的主要内容。2.10低真空供热机组运行和检修维护(1) 系统的维护低真空供热系统的连接比较简单，图一已经说明了系统的连接方式，其中起隔断作用的阀门在供热系统中是至关重要的，因此系统维护的重点之一就是对这些阀门的维护和检修，在维护中防止阀门内漏和运行可靠性是最重要的检修标准。如机组的凝汽器出口门、循环水泵的出入口门等在供热期间不严密，供热系统的热水会泄漏到循环水沟和冷水塔，这样的后果是很严重的，主要有以下三点：（a）可能造成从循环水沟吸水的冷却水泵的冷却水温度过高，从而影响机组冷油器、发电机空冷器等超温。（b）冷水塔不能完全无水停备，冷水塔结冰，对冷水塔填料、配水装置、支柱等都会造成破坏。（c）供热热网失水严重，当超出热网系统补水最大能力时，会直接危及热网和机组运行的安全。(2) 凝汽器的维护凝汽器的维护围绕以降低凝汽器得端差为目的进行检修和维护，因此必须对影响凝汽器传热端差的因素进行分析，传热端差计算公式： F=0.2388Qn/(Ktdp) =0.2388Wt /(Ktdp) tdp=t/ ln(t+t)/t t由以上两式可知t eKF/W1 式中Qn 凝汽器的传热量 K凝汽器总体传热系数 W冷却水量 tdp对数平均温差 F 传热面积当冷却水量W及传热系数一定时，t正比于t，即正比于当时的凝汽器负荷，当进入到凝汽器的排汽量较小时，在冷却面积上的热负荷减少，此时真空变高，同时漏入凝汽器的空气量增大，使空气在凝汽器中占混合气体的比例增大，凝汽器的传热条件变差，因此当凝汽器的热负荷减少到一定数值后（一般约为额定负荷的70-80），即使凝结蒸汽量再降低，传热端差t也不再下降。当冷却水温度较低时，机组真空一般较好，凝汽器内空气的分压力增加，传热条件变差，传热端差t增加，故冬季机组循环水供热时传热端差一般较小。传热端差估算及与其它参数的关系机组运行过程中，传热端差可由如下经验公式计算： nt= （Dn/F+7.5） 31.5+tw1式中n=57，对清洁且真空系统严密性较好的凝汽器取较小值。此经验公式不但可以用来计算不同工况下凝汽器的传热端差，在运行中，可以用它与实测的传热端差相比较，以此可做为判断凝汽器工作状况的参考。由此可见，在凝汽器负荷减少而偏离设计工况不大时，t与t均随负荷下降而下降，使汽轮机排汽温度降低，排汽压力降低，从而使机组真空提高，而在凝汽负荷远离设计工况时，t不随排汽量下降而下降，但是温升t还是随排汽量及进水温度的减少而下降，排汽温度降之下降，此时凝汽器也可以保持较高的真空。基于对凝汽器端差得以上认识,检修中要注意保持凝汽器良好的真空严密性和铜管的清洁，铜管赃污时供热前必须进行清洗，必要时要进行酸洗。运行维护注意以下三点：（a） 循环水的水质必需得到有效的控制，尤其对于热网失水严重补水量大时要及时添加阻垢剂和缓蚀剂，防止热用户及热网管道腐蚀产物回流堵塞凝汽器，同时，胶球清洗系统必需保证较好的投入状态，保持较高的收球率，以保证凝汽器铜管的洁净。（b） 尽量减少空气漏入真空系统的数量，抽汽器或真空泵保持较高的效率，保证机组有较好的真空严密性水平，保证凝汽器铜管有较好的换热条件。（c） 凝汽器保持正常水位，避免水位将凝汽器铜管淹没的情况(3) 冷却水系统的维护由于循环水供热,回水温度和供水温度都在50以上,因此,机组原来的冷却水系统不能再用,必须重新安装或制定一套新的冷却水系统和冷却水运行方案。沧州发电厂的改造经验表明较为简单的方案是重新安装两台冷却水泵做为全部机组的冷却水，系统原来的工业水系统作为备用冷却水使用，需要注意的是冷却水泵的安装地点应尽量远离机组冷油器、空冷器的回水点，避免把冷油器、空冷器的回水重新打回系统，同时热网的补水如果全部由本厂补，应核算补水量和冷却水量，以便让补水口和冷却水吸入口之间形成流动，保证冷却水的温度不能升高。基于以上分析，冷却水系统的维护一方面是保证冷却水泵、工业水系统的可靠性，另一方面就是从运行调整上保证冷却水的入口温度不升高。(4) 供热回水的排污供热回水直接进入凝汽器换热，回水的水质特别是水中的杂质对凝汽器会造成直接影响，因此，热网设计时在凝汽器的入口前必须另外安装排污器，供热运行时应定期进行排污，机组凝汽器的二次滤网也应定期排污，以排除热网运行中产生的锈蚀产物和其他杂物。供热前对排污器应进行检修，保证滤网不堵塞和排除正常。第三章 改造前的供热试验凝汽式机组改造为低真空供热运行，由于必须利用较高的排气压力使循环水的出口温度升高才能起到对外供热的目的，因此，对汽轮机而言是一种较为恶劣的变工况运行方式。机组低真空运行时，由于真空的降低，机组的汽缸膨胀、轴向位移、轴承振动、以及动静部分间隙等安全指标都会发生变化，而通过真空的变化对以上指标进行核算和评估是一项复杂和难度很大的工作，因此，需要通过模拟试验的方法对机组的安全性和经济行做出评估。3.1试验措施的制定：试验措施的制定应包括以下几项内容：1.试验目的：为考核和检查凝汽式汽轮机组在低真空下运行的可行性和长期运行的安全可靠性，并比较凝汽工况与低真空供热工况之间的经济性，必须对改造机组进行低真空供热试验。2.试验内容：2.1选择和确定排汽压力，并了解排汽压力对功率的影响。2.2确定低真空运行的安全性2.3机组各轴承的振动是否超过允许值；2.4轴向推力是否过大，串轴是否超标；2.5汽缸膨胀是否均匀、正常，胀差是否在允许范围内；2.6检查真空变化对通流部分的影响。2.7分析对比低真空供热运行与纯凝汽运行的机组热经济性3.试验方法3.1试验时，热力系统的状态应与低真空运行时的状态相同，调节抽汽全部投入，回热加热器全部投入；3.2保持主蒸汽参数为额定值，汽轮机负荷为额定负荷，用关小循环水泵出口门的方法控制循环水量的变化，使凝汽器真空降至规定的数值，在此状态下稳定一小时。3.3观察并纪录汽轮机功率、流量、各部分压力、温度、推力瓦块温度、汽缸膨胀、轴承振动、轴封漏气、凝结水泵工作状态、凝结水电导等数据。4.试验结论根据试验数据，对低真空运行的安全可靠性、经济性及可行性作出评估意见，并作出低真空技术改造是否可行的结论。3.2试验举例：下面以沧州发电厂25MW机组供热试验为例说明试验的方法、过程和数据分析方法：1.汽轮机组概况和主要设计技术参数型号 N25351凝汽式汽轮机 制造厂 北京重型电机厂 额定功率 25000 kW 经济功率 20000 kW 额定主汽压力 3.5 MPa 额定主汽温度 435 额定功率排汽压力pce 0.00596 MPa 经济功率排汽压力pcj 0.005 MPa 额定功率给水温度tgse 170 经济功率给水温度tgsj 159 回热级数 5级 额定功率热耗率he 11333.66 kJ/(kWh) 额定功率汽耗率de 4.384 kg/(kWh) 经济功率热耗率hj 11262.5 kJ/(kWh) 经济功率汽耗率dj 4.283 kg/(kWh)（2）发电机主要技术参数 型号 QF252 制造厂 北京重型电机厂 额定功率 25000 kW 额定电压 6300 V 额定电流 2860 A 功率因数 0.8 冷却方式 空冷2 试验目的通过试验，检验沧州发电厂#4汽轮机组在不同背压运行时循环水入口温度，直至循环水出口温度达到65时的运行状况，对机组在供热工况下达安全和经济性进行评价，为该机组实施循环水供热提供依据。3 试验的准备和参数控制范围3.1 试验前将主要仪表进行检验。3.2 在汽轮机前箱两侧各安装一块百分表，观察机组的膨胀是否均匀、对称。3.3 准备一块便携式振动表，观察机组在高真空时的振动情况。3.4 试验参数控制范围：a 汽轮机进汽量 120t/hb 真空 60kPac 排汽温度 80d 推力瓦温度 80e 支持瓦温度 65f 轴承振动 50µmg 机组负荷 20000kwh 循环水温度 654 试验过程试验本来应通过将循环水在冷却塔走旁路，即不经过冷却塔填料通过提高水温来进行，这样机组凝汽器以外的冷却水会因为循环水温度高而必须用备用冷却水泵从其它机组的冷却水系统供水,同时,沧州发电厂#0、2、3、4机组公用循环水回水沟和两个1200m2冷水塔，这样的方法势必对其他机组的运行造成影响，故试验时改用通过限制循环水的凝汽器进水门，减小循环水量的方法进行试验，有条件的机组应优先选用提高循环水入口温度的方法进行试验。 试验前调整机组电负荷使进汽量达到额定,其他热力系统同正常运行,不作相应调整,记录一组机组正常运行时的数据，然后缓慢关小凝汽器的两个循环水进水门，将凝汽器真空分别降低到85kPa、80kPa、75kPa、70kPa和62kPa。在每个工况稳定30分钟，记录一组主要运行参数，观察没有异常情况时再继续向下降低真空。到凝汽器真空稳定在62kPa，此时凝汽器循环水出口温度达到58，基本可以满足冬季采暖供热的温度要求，获得了试验欲达到的循环水温度目标。在试验最低真空62kPa持续运行了4小时，没有出现任何异常情况。之后机组恢复正常运行方式，试验结束。试验数据见附表4。5. 试验结果及分析试验测试和记录的结果如附表1所示。由于现场条件的限制不能提高凝汽器的进水温度，因此估算的循环水流量是很小的。如果供热后的回水温度高，则循环水的流量要成正比增加。利用循环水供热后，汽轮机的冷源损失得到完全利用，经济效益是非常显著的。根据附表2的估算，在考虑了汽轮机因为真空降低热耗的增加因素后，如果主汽流量为113.5t/h，在每小时发出19MW电力的同时将供应约209Gj的热量。因此其经济效益是极高的。汽轮机降低真空后，末级叶片通过的容积蒸汽流量大大减少，叶片的受力情况和设计的受力情况有很大的差别。由于在低真空工况下叶梢部分将处于鼓风状态，而且流量越小，处于鼓风的比例越大。因此我们建议在循环水供热工况时，机组的负荷不能过小，推荐循环水供热时的机组负荷至少在60%额定负荷以上。负荷在低于50%负荷时，循环水处于正常冷却塔冷却方式。附表4：沧州热电有限责任公司后置机循环水供热工况试验数据汇总表序号测试、记录项目单位试验前工况1工况2工况31机组负荷kW240002190020000190002主汽流量t/h120.9111.8115.1113.53主汽压力Mpa3.23.25