過熱器減溫水改造的經濟性及可行性分析

王東輝

(白音華金山發電有限公司，內蒙古 錫林郭勒 026200)

過熱器減溫水改造的經濟性及可行性分析

王東輝

(白音華金山發電有限公司，內蒙古 錫林郭勒 026200)

過熱器減溫水由于結構簡單、調溫迅速，一直作為主蒸汽溫度調節的重要手段。通過對減溫水接引方式的改造，分析了改造的可行性及經濟性，并針對改造后存在的問題提出了合理化建議。

減溫水；比焓；經濟性；改造

0 引言

過熱器噴水調溫系統作為熱力系統的重要組成部分，其布置方式將直接影響熱力循環的狀態，從而對機組的經濟性產生較大影響。

過熱器減溫水按照來源不同，可分為高壓加熱器(以下簡稱高加)入口前分流和高加出口后分流給水2種方式。由于第1種方式具有減溫水壓力高、溫度低、調溫靈敏、安全性高等特點，所以在汽包鍋爐上得以廣泛應用。但是該種方式減溫水不經過高加，減少了回熱抽汽，降低了系統的回熱循環效率和鍋爐的熱交換，增加了冷源損失，使機組的經濟性降低[1]。第2種方式因充分利用了回熱抽汽，不影響熱力循環，若不考慮鍋爐內部的微小變化，則機組的經濟性較高。白音華金山發電有限公司的過熱器減溫水的來源設計采用第1種方式，為了提高其經濟性，需要對減溫水的接引方式進行改造，本文針對改造的可行性及經濟性進行分析。

1 設備組成

白音華金山發電有限公司一期工程為2×600 MW亞臨界直接空冷燃褐煤火力發電機組，鍋爐為北京巴威有限公司生產制造的亞臨界參數、一次中間再熱、平衡通風、前后墻對沖燃燒、單爐膛自然循環汽包鍋爐。鍋爐設計燃用高水分、低熱值的白音華#4露天礦褐煤。

鍋爐過熱蒸汽溫度的調節采用二級噴水減溫方式，再熱蒸汽溫度的調節主要采用尾部煙氣調節擋板進行控制，再熱器事故噴水作為輔助調節手段。由于在某些工況下，過熱器減溫水計算接口壓力存在不足的情況，通過給水泵增壓與主給水管道增設憋壓閥2種方案比選后，最終選擇后1種方案，當運行中出現減溫水量不足時，即通過關小憋壓閥來提高過熱器減溫水的接口壓力，從而保證汽溫不超限。

2 改造方案

保留原減溫水管道，在管道上增裝1臺電動截止閥，在給水操作臺前、#1高加出口電動閥后的主給水管道適當位置開孔，并新增1條管道接至減溫水母管，管道規格與原減溫水管道相同(?219mm×28mm)，在新增的管道上安裝1臺電動截止閥及1臺逆止閥。2路減溫水可通過2個能中停的電動截止閥進行切換，從而滿足減溫水的各種需求。過熱器減溫水改造示意如圖1所示。

圖1 過熱器減溫水改造示意

因改造后減溫水溫度升高，重新校核計算過熱器減溫水系統管道的膨脹及荷載變化情況，增加膨脹彎，更換不符合要求的支座或吊架。

3 經濟性分析

根據汽輪機廠提供的汽輪機熱耗驗收工況(THA)的熱平衡圖，查詢主再熱蒸汽、各段抽汽、汽機排汽及給水等的壓力、焓、溫度各參數，分別計算設計工況下各段抽汽等效比焓及抽汽效率。

3臺高加給水吸收的質量能分別為：e1=133.40 kJ/kg，e2=176.44 kJ/kg，e3=159.46 kJ/kg。

#1高加抽汽釋放的質量能為e4=2 052.50 kJ/kg，#2高加抽汽釋放的質量能為e5=2 128.70kJ/kg。

3臺高加的抽汽效率分別為：η1= 0.494，η2=0.466，η3=0.327。新蒸汽等效比焓為h=1 188.88 kJ/kg，裝置循環效率為η=0.454。

再熱汽冷段前排擠1 kg抽汽前、后所引起再熱汽質量能分別為：ezr1=470.08 kJ/kg，ezr2=514.40 kJ/kg。

根據#1機組大修后，統計負荷600 MW工況的減溫水質量流量為70～110 t/h，選取中間值90 t/h，則過熱器減溫水的份額為K=5.000%。

新蒸汽等效比焓

循環質量能變化值

裝置效率下降值

按#1機組大修后試驗熱耗(修正后)8 132.00 kJ/(kW·h)計算，影響機組熱耗15.80 kJ/(kW·h)，導致機組煤耗降低0.64 g/(kW·h)(若按實際熱耗計算，節能效果更加明顯)。如果該機組按年發電量48.0 TW·h計算，改造后每年將節省3 072 t標準煤。

4 可行性分析

過熱器減溫水改接后，減溫水的溫度將升高，水質量流量將增加，壓力將降低，削弱了減溫效果，對過熱汽溫控制將會產生不利影響。

通過對#1機組各負荷段的統計分析，發現減溫水質量流量較大的情況一般發生在增減負荷較快，煤質較差滿負荷的工況。因此，本文選取#1機組600 MW負荷時，煤質最差的某工況，計算改造后減溫水質量流量及壓力的變化情況，具體參數見表1。

4.1 噴水量變化

減溫水改接自高加后，水溫由172.0 ℃增加至273.0 ℃，減溫水質量流量將相應發生變化。一、二級減溫水質量流量計算公式如下

(1)

(2)

式中：qm3為蒸汽質量流量，1 813.60 t/h；qm為減溫水質量流量；hjw1為一級減溫器前蒸汽比焓，2 932.00 kJ/kg；hjw2為一級減溫器后蒸汽比焓，2 760.70 kJ/kg；hjw3為二級減溫器前蒸汽比焓，3 025.70 kJ/kg；hjw4為二級減溫器后蒸汽比焓，2 971.10 kJ/kg；hjw為減溫水比焓(172.0 ℃為733.60 kJ/kg；

表1 600MW工況相關參數

273.0 ℃為1 196.93 kJ/kg)。

減溫水質量流量的變化量為改造前、后減溫水質量流量的差值，因此，一級減溫水質量流量變化量為Δqm1=1 813.60×(2 932.00-2 760.70)/(2 760.70-1 196.93)-1 813.60×(2 932.00 -2 760.70)/(2 760.70-733.60)=45.40 t/h；二級減溫水質量流量變化量為1 813.60×(3 025.70-2 971.10)/(2 971.10-1 196.93)-1 813.60×(3 025.70-2 971.10)/(2 971.10 -733.60)=11.70 (t/h)。

A，B兩側一級、二級減溫水質量流量理論上需分別增加22.70 t/h和5.85 t/h，減溫水調節門的結構特性為等百分比型，根據閥門的調節特性，鍋爐過熱器減溫水系統的管道及閥門按設計工況鍋爐最大連續蒸發量(BMCR)的150%選型，減溫水質量流量將由106.40 t/h增加為163.50 t/h，增加的減溫水質量流量仍在其可調節范圍，可以滿足要求。

4.2 壓力變化

鍋爐主給水壓力為18.300 MPa，與一級過熱器壓差為0.964 MPa。

過熱器減溫水系統阻力主要由重力壓差、減溫器噴頭壓差、調節門壓差、沿程阻力、彎頭阻力，止回閥與截止閥阻力，進出口局部阻力組成[2]，其中重力壓差占比最大。給水操作臺標高18 m，過熱器減溫器標高81 m，因改造后減溫水溫度升高，密度減小，重力壓差由0.570 MPa降低為0.481 MPa。改造前、后減溫水阻力變化見表2。由表2可知，隨著減溫水流量的增加，各部位的阻力也相應增大，系統改造后，減溫水系統總阻力為0.967 MPa，最終的接口壓力基本與給水壓力持平，因此減溫水從高加后接引的接口壓力能滿足噴水壓差要求。

表2 改造前、后減溫水阻力變化 MPa

5 存在的問題

(1)因減溫水溫度升高，管道膨脹量增大，部分有所變動，其中第9，34，43，44點的荷載變化很大，需要重新設計支座；第11點彈簧形式需要2個串聯；第38點需要由剛性吊架改為彈性吊架。

(2)增加了噴水調溫的惰性，因此需要將減溫水閉環調節的比例、積分、微分控制(PID)參數進行更改。

(3)增加了運行人員對過熱汽溫調節的難度，尤其對于制粉系統突然打粉、高加跳閘等情況，可能存在超溫的危險。

6 結束語

通過上述分析，過熱器減溫水改接是可行的。該方案系統簡單，工程量少，費用低，改造后煤耗降低，約2.6年便可收回投資，經濟效益顯著。同時，還可降低減溫水對減溫器噴嘴所產生的熱應力，提高減溫器的使用壽命。

[1]李青，公維平.火力發電廠節能和指標管理技術[M].北京：中國電力出版社，2006.

[2]張紅亞.流體力學[M].2版.合肥：安徽科學技術出版社，2005.

(本文責編：劉炳鋒)

2016-11-30；

2017-03-09

TK 228

B

1674-1951(2017)03-0044-03

王東輝(1970—)，男，內蒙古赤峰人，工程師，從事火力發電廠運行及管理方面的工作(E-mail:nmcfwdh@163.com)。