第四章 高温循环水供热系统
第一节 概 述
随着国家《能源法》的颁布实施和世界能源的日益短缺，企业的节能工作显得越来越重要了。一个热电厂，厂内的综合热效率仅为30%～40%，其它热量白白损失掉了，而其中最大的就是凝汽器的冷源损失，约占总损失的60%。如何降低冷源损失，提高全厂热效率、达到节能挖潜的目的，是目前急待解决的问题。国家计委、经贸委、建设部、国家环保总局联合下发的计《2000》1268号文《关于发展热电联产的规定》明确指出：热电联产具有节约能源，改善环境，提高供热质量，增加电力供汽等综合效益。文件规定50MW以下的供热式汽轮发电机级须符合以下指标：1、总热效率年平均大于45%。2、热电联产的热电比平均大于100%，抽凝式汽轮机低真空运行，利用循环水供热，其系统热效率可达到80%—85%左右，热电比可达到800%，经济效率显著。目前在东北、华北、西北地区乃至黄淮地区已得到广泛应用，深受热电企业欢迎。
第二节 循环水供热的可行性分析
循环水供热基本原理是降低凝汽器真空，提高汽轮机排汽温度，将凝汽器的循环水直接作为采暖用水为热用户供热。汽轮机改为低真空供热后，热用户实际上就成为热电厂的“冷却塔”，汽轮机的排汽余热可以得到有效利用，避免了冷源损失，大大提高了热电厂能源的综合利用率。
本项目对热电厂现有的供暖管网和设备进行改造，实现电厂循环水在供暖系统内的循环，将循环冷却水出口热水的热量全部综合利用，直接用作供暖循环水。目前热电厂循环水，全部进入冷却塔，进水水温30℃，出水水温20℃。改造为循环水供暖系统后需要的进水水温60℃，回水水温50℃，通过调整汽轮机凝汽器真空而提高循
环水的温度，加大流量到5200m/h左右，可以满足160万m采暖热用户的供暖需求，增加的采暖热负荷，我们采用在厂内建设高温汽水换热站，换热站于循环水供热设备并联使用，即利用了循环水的热能，厂内汽水换热站的冷凝水还可以回收利用，同时扩大了电厂160万m的供热能力。
一、改造方案
下面以C15-4.90/0.981汽轮机为例介绍改造方案.机组技术参数如下：
型 号 C15-4.90/0.981 额定功率 15MW 最大功率 18MW 额定转速 3000r/min 新蒸汽压力 4.90±0.203MPa 新蒸汽温度 470 ±10 15℃ 排汽压力 5.828kPa 额定进汽量 98t/h 最大进汽量 130t/h 额定抽汽量 50t/h 最大抽汽量 80t/h 冷凝器
冷却面积 1200m 冷却温度 20℃ 冷却水量 3000t/h 水室内最大允许水压 0.34MPa
1、在不增加主要设备的情况下，利用抽凝式汽轮机排汽潜热，采用循环水城市居民供暖，凝汽器作为表面式加热器，循环水被加热后
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对外供热，凝汽器内汽侧的压力决定了循环水的温度，它们之间的关系为表示为： tw2=ts-st
其中：tw2——循环水出口温度℃ ts—凝汽器压力所对汽的饱和温度℃ st—凝汽器端差一般为5—10℃
正常情况下，汽轮机运行时的排汽压力为5.83KPa左右，所对应的温度为36℃，循环水出口温度为25℃左右，这不能满足采暖和供热水的要求，必须提高凝汽器工作压力。当凝汽器的压力提高到32—38KPa时，相应的饱和温度为70—75℃，循环水出口温度为60—65℃，回水温度为45—50℃。60—65℃热水直接供热已能满足供暖要求。
C15-4.9/0.98抽凝式汽轮机在正常工业供汽情况下，有38—43t/h的蒸汽排到凝汽器，将汽轮机的排汽压力提高到32Kpa时，其排汽温度为70℃，循环水出口的温度可达到60℃，按照32Kpa蒸汽汽化潜热2331.9 kJ/kg，采暖热指标40W/m2（144 kJ/ m2.h），计算可知一台C15—4.9/0.98抽凝式汽轮机在满足正常工业抽汽的条件下，低真空运行循环水供暖面积可达到61.5—70万平方米，每小时供热量88.6—100.3 GJ/h。
计算过程如下：
单位采暖面积所需热量按40W/m2（144 kJ/m2.h）；
一台C15机组正常抽汽时凝汽量47t/h，循环水带出热量（供热量）=凝汽量×汽化潜热=47×1000×2357=110.8×106KJ/h；
可供采暖面积=110.8×106 /144/10000=76.9万m2；
所需循环水量=110.8×106/[（60-50）×4.187×1000]=2644t/h。 2、C15-4.9/0.98汽轮机低真空循环水供暖面积为80万平方米。 3、低真空循环水供热时，汽轮机发电量将相应减少8-10%。由于
大部分抽凝机组均有一定的过负荷能力，因此可适当增加汽轮机进汽量，使机组带满电负荷。
4、C15-4.9/0.98机组低真空循环水供暖时需对汽轮机进行一定改造。根据已进行低真空供热改造机组的实际运行情况看，低真空运行对汽轮机轴向推力、汽缸中心的影响不大。改动的项目有：a、将凝汽器循环水由双路双流程改为单路四流程。其目的一是提高循环水在管内的流速，这样既可以减少铜管结垢，又可增强换热效果；二是提高循环水的出口温度 ,满足供暖需要。b、考虑到机组改为低真空运行循环水供热后，凝汽器所承受的压力将会增加（由系统定压值及定压点确定），因此对凝汽器应进行适度补强。c、为了解决抽凝机组改低真空循环水供热，排汽过热度高的问题，在凝汽器排汽口加装除盐水喷水装置。改造内容每台机组改造费（含厂家校核计算费）不超过25万元，工期每台不超过20天。
5、低真空循环水供热对汽轮机各部分的影响： a、低真空运行时机组轴向推力的变化
汽轮机转子的轴向推力是由动叶前后的压差和蒸汽在动叶内动量变化产生的推力、叶轮轮盘前后压差作用产生的推力以及静推力几部分组成。当汽轮机低真空运行时，这些推力将受到影响。为保证机组安全运行，可以采取降低前端汽封压力，增加叶轮平衡孔面积和拆除末级等方法减小轴向推力。但是，从目前已进行低真空运行的机组运行情况看，轴向推力的增加并不明显。因此对机组可以不必改动，仍能保证安全运行。在机组循环水供热实际改造中，为了防止低真空运行后轴向推力增加，可将汽轮机前汽封进行改造，将前汽封漏汽由原送入高加改至送入低加，以平衡低真空运行所造成的轴向推力的增加。 按照过去的观点和计算公式，都认为汽轮机低真空供热使汽轮机最末级的理想焓降减少，相应地使级的速度比增大，使级的反动度增加，
造成轴向推力增加。但最近的观点认为，在已经进行的各种不同结构的汽轮机改造后低真空运行时，都未出现过轴向推力增加很多的情况，而且运行中还往往出现推力轴承非工作面受力增大的问题。某些学者指出，原反动度的计算公式不适用于超临界流动状态而且没有考虑到变工况时动叶入口的撞击角问题。按照修改后变工况下级反动度的计算公式，就会得出在背压提高的初期和中期，最末级的反动度逐渐减小，直至背压提高到0.03MPa后，反动度才开始逐渐增加。因此，在0.05Mpa的背压以下，最末级的反动度不会超过原来的水平。
设计工况下，背压0.00596Mpa时，最末级的平均反动度为0.55；按新公式计算，背压上升到0.0325Mpa时，最末级的平均反动度为0.31。
综上所述，机组低真空运行时轴向推力不会增加很多，机组的运行是安全的。
b、低真空运行对汽缸膨胀和凝汽器的影响
低真空运行时，由于背压提高，排汽温度升高，汽缸膨胀量增大，从而改变了通流部份的动静间隙。静子以后缸中心为零点向前膨胀，转子以推力轴承为零点向后伸长，但是由于温度变化不大，动静间隙的变化不致于产生摩擦和振动。就现有机组低真空运行情况来看，对汽缸膨胀影响不大。
低真空运行时，凝汽器的膨胀因排汽温度升高增加。膨胀增加过多，可能会造成管束与管板的膨胀接口因膨胀不同而破坏密封性，甚至使汽轮机后轴承升高，从而影响汽轮发电机组对中，以致加大振动值。但是由于凝汽器膨胀量甚小，在已运行的机组中还没有发生上述现象。为解决非正常状态排汽过热问题，可在凝汽器排汽口加装除盐水喷水装置，以降低排汽温度。
c、低真空运行对凝结水系统的影响
集中供热项目可行性研究报告
