母管制供热机组热力系统高低压除氧器改造

母管制供热机组热力系统高低压除氧器改造
苗宗清
【摘要】母管制供热机组热力系统构成复杂,加之各种工况变化很大,出故障或性能不佳时难以找出原因并制定有效措施.以某母管制机组多台汽机、锅炉的汽水汇集
点高低压除氧器为主要研究对象,对该热力系统的各种问题进行了深入研究,找出了
问题的原因,并有针对性地进行了设备治理.最后根据等效焓降法分析计算结果,为该热力系统改造的经济性进行了核算.
【期刊名称】《华北电力技术》
【年(卷),期】2015(000)011
【总页数】6页(P57-62)
【关键词】母管制;除氧器;等效焓降法;热力系统改造;经济性
【作者】苗宗清
【作者单位】大唐内蒙古多伦煤化工有限责任公司,内蒙古多伦027300
【正文语种】中文
【中图分类】TM621.4
华北某热电厂热力系统采用母管制。

热力系统由3台SG220/9.81型锅炉、1台SG220/ 9.81－M293锅炉和7台汽轮机组成，3台锅炉产生的蒸汽合并到主蒸汽母管，然后分别进入各汽轮机。

汽轮机2台为哈尔滨汽轮机厂生产的CC25－
90/10/1.2双抽型汽轮机，1台为北京重型机械厂生产B25－90/10背压式汽轮机，2台为上海汽轮机厂生产C50－90/1.2，2台为N10－1.1单抽型汽轮机。

热力系
统的汽水中心汇集点为4台高压除氧器和2台低压除氧器，承担全厂锅炉给水及
除盐水的加热除氧任务。

其联结方式为:除盐水和低位水箱收集的疏水经过低压除
氧器经加热除氧后，由给水泵打入高压除氧器。

凝结水经低压加热器加热后进入高压除氧器，然后由高压除氧器送往锅炉的入口。

由于该系统复杂，设备投产时状态不佳，加之运行状态与设计时的预想有很大区别，导致该热力系统一直存在问题，经过多次小修小补式的设备和系统变动，系统与原设计值偏差较大，既影响系统的经济运行，又降低设备安全可靠性，仍不能满足运行要求。

为了解决这些问题，本文以多台汽机、锅炉的汽水汇集点高、低压除氧器为主要研究对象，对该热力系统的各种问题进行了深入研究，找出了问题的原因，并有针对性地进行了设备治理，使其满足系统设计参数，保证系统经济运行，从而提高了设备安全可靠性。

最后根据等效焓降法分析计算结果，为该热力系统改造的经济性进行了核算。

本文的结果对于解决母管制机组的类似问题有很好的参考意义。

1.1 设备状态
机组为母管制，该热力系统由汽轮机、高压除氧器、低压除氧器等设备组成。

高压除氧器型号为YGXC－230－70，原设计出力220 t/h，工作压力0.5 MPa，工作温度158℃。

除氧器原设计喷雾填料式除氧方式，但是除氧能力不足，后改为旋
膜除氧方式，使高压除氧器的除氧能力达到了运行系统要求，且具有一定的过负荷能力。

低压除氧器型号为WY－220，采用喷雾填料形式，出力也是220 t/h，工
作压力为0.02 MPa，工作温度为104℃，但除氧效果比旋膜除氧器效果差，且调整难度大，低压除氧器一直运行在不良状态之下。

厂高、低压抽汽的参数设计参数如表1所示［1］。

1.2 存在问题
机组投产后的运行情况与设计工况相差较大，供热负荷远大于设计值，表现为:采
暖期设计工业供汽负荷为187 t/h，民用采暖负荷2 827 346 GJ，实际运行时采
暖期工业供汽负荷虽低于设计负荷，为160 t/h，但采暖负荷远大于设计负荷，最高达到4 689 216 GJ;非采暖期工业供汽设计负荷为99.8 t/h，实际最大工业供汽仅仅有30～40 t/h。

为了充分利用这部分抽汽能力，1995年6、7号汽轮机系统中增加了1台后置汽轮机，在非采暖期利用抽汽运行以提高发电效率。

后置汽轮机的凝结水经低加回到低压除氧器，温度为85℃。

除此之外，低压除氧器还有补充水进入，补充水为除盐水，进水量60 t/h。

由于低压除氧器进汽量较小，但低压除氧器抽汽调整门(为DN350)漏流较大，再加上此时低位水泵间断运行，造成低压除氧器压力波动大，水封筒经常跑水，不得不将低压除氧器退出运行仅当作水箱用，使得出口水温仅65℃，远低于设计值104℃。

经过多次改造，高压除氧器在负荷方面影响不大，但压力及水位自动均不能投入，运行中靠手动开关入口门调整。

此外，出口水温也达不到设计要求，只有148℃左右。

该原因造成回热系统运行参数偏离设计值，经济性降低，并增加了给水的含氧量，影响设备的安全运行。

从上述问题情况分析可见，经过多次改进，该机组热力系统主要矛盾集中在高、低压除氧器不能按要求运行，因此需要对此进行研究改进才能彻底解决问题。

2.1 原因分析
2.1.1 高压除氧器抽汽量
高压除氧器汽水平衡与能量平衡如图1所示。

通过大量的运行统计数据发现，要保证最大用热负荷时的抽汽需求，冬季最大负荷为工业抽汽160 t/h，采暖抽汽230 t/h;夏季最大负荷为工业抽汽70 t/h。

每台除氧器运行最大负荷时，进入除氧器的工质有高加疏水、抽汽、凝洁水及中继水，其中:高加疏水量为70.46 t/h，疏水平均温度为183℃;凝结水量368.81 t/h，凝结水平均温度138℃，中继水由低位水箱补水、后置机补水和补充除盐水组成，总流量235 t/h。

中继水中低位水箱补水为55 t/h，后置机补水为20 t/h，补充除盐
水160 t/h。

中继水温度平均温度变化很大，最低为75℃，最高为104℃。

根据图1中高压除氧器抽汽质量平衡和热平衡方程，如果中继水温度为104℃可以计算得到该除氧器的最小抽汽量为39.95 t/h［2］。

但如果中继水温度按75℃考虑，同样可以求得此时最大抽汽量为50.45 t/h，即正常运行时除氧器抽汽量介于39.95～50.45 t/h之间。

2.1.2 低压除氧器抽汽量
最大负荷低压条件下除氧器汽水平衡与能量平衡如图2所示。

中继水温度104℃时，可以求得低压除氧器抽汽量为32.19 t/h。

2.1.3 高压除氧器抽汽管径校核
由于高压除氧器的调节能力不足，所以首先要通过抽汽管径的核计算来排除是否因为抽汽管太细导致阻力过大的因素。

考虑到抽汽流量与管径、蒸汽流速和蒸汽的密度相关，公式为:
式中，G为除氧器抽汽流量，kg/d;dn为管子内径，m;v为抽汽管内蒸汽流速;ρ为蒸汽的密度，由水蒸汽参数确定。

对于高压除氧器而言，最大负荷时抽汽总量为50.45 t/h，由3根抽汽管供汽，因而每根管最大流量为4.67 kg/s;表1中显示除氧器抽汽绝对压力为1.1 MPa，焓值为3 048.8 kJ/kg，可通过水蒸汽表查得蒸汽密度为2.55 kg/m3;根据除氧器的设计手册，为保证抽汽的供应能力，应保证蒸汽流速不大于40 m/s，可计算出除氧器每根抽汽管的内径最小为244.4 mm，原安装管道内径为273 mm，通流面积是够用的，管道不用更换。

2.1.4 高压除氧器抽汽调整门口径校核［3］
调节阀是一个先小后大的变径阀，当液体流经调节阀时，先随缩流断面变小而流速加快，压力下降，然后再随流断面变小而流速变慢，恢复一部分压力。

在最小断面处，如果压力降到低于入口温度饱和蒸汽压力，就会造成部分液体转变成蒸汽，出
现汽泡，在随后的压力恢复过程中使汽泡破裂。

该汽泡形成到破裂的全过程称为空化，汽泡破裂，会释放巨大空化能，对节流元件产生破坏，并伴有噪声和振动，形成气蚀作用，是高压差调节阀可能遇到的主要危险。

空压的控制主要通过调整门的口径来控制，若口径选得过大，不仅不经济，而且调节阀经常工作在小开度，会影响控制质量，易引起振荡和噪音，密封面易冲蚀，缩短阀的使用寿命;反之，如口
径选得过小，会使调节阀工作开度过大，超负荷运行，甚至不能满足最大流量要求，调节特性差，容易出现事故。

合理的口径保证最大流量阀开度不大于最大开度的90%，最小流量时开度大于最大开度的10%，正常工作开度在40%～80%最大开度。

工程中用流量系数确定调节阀的口径。

流量系数表示当调节阀全开，阀两端压差为100 kPa条件下，每小时流过调节阀5℃～40℃水的立方米数或吨数。

当工质为
过热蒸汽时，流量系数计算公式为:
式中，P1为调整门前压力，即抽汽压力1.0 MPa;P2为调整门后除氧器运行压力，即0.5 MPa;ΔP为调门前后的压差。

FL为阀体的压力恢复系数，又称临界流量系数，表征阀体内产生闪蒸时不同结构造成的压力恢复程度，与阀体本身相关，本文中选择的调节阀FL为0.9。

Δt为阀前后工质温差，G为蒸汽流量，按最大抽汽量50.45 t/h考虑，每个调节门最大流量为16.8 t/h。

相关数据代入式(2)，可以计算出Kv值为208.13。

查调节阀样本，取调整门口径Dg150即可满足要求。

2.1.5 其他管径调节门内径校核
当工质为水时，流量系数公式(2)变为公式(3):
按同样的方法校核，可知低压除氧器抽汽管内径最小应为347.74 mm，原安装管道内径为377 mm满足要求。

低压除氧器抽汽调整门应选Dg300，中继水调整门应取Dg100、低压除氧器除盐水调整门选择Dgl00，均可满足要求。

2.1.6 原因总结
通过上述校核计算可以明显得出如下结论: (1)除低压除氧器抽汽调整门原为
DN350气动薄膜调整门，门径偏大且调节精度差外，其他门径管径选型均是合理的;(2)通过进一步统计高压除氧器的抽汽量发现，由于夏季后置机凝结水量比冬季
大很多，且工业热负荷的季节变化对高压除氧器的抽汽量影响较小，原除氧器抽汽管径DN125调整门的选取可兼顾热工有效调整，尺寸是合适的;(3)高压除氧器无
法定压运行的原因是由于DN125气动薄膜型调整门漏流量太大，且原变送器及操作器型式趋于老化，调节精度差、响应迟滞性大造成的。

因此，要想彻底解决热力系统的问题，高低压除氧器的调整门是关键，新更换的调整门必须保证门径合理，调节精确度高，调节灵敏。

2.2 改进方案
2.2.1 高压除氧器的改进方案
高压除氧器的改进方案主要是通过改进设备保证严密性并保持调节灵活性:(1)更换
调整门。

选定上海平安阀门厂套筒式调整门，保证严密;(2)变送器执行器及操作器
一并更新，保证调节灵敏;(3)执行器仍然采用气动式;(4)原给水调整门、变送器及操作器一并更新，保持与除氧器进汽调节门灵敏度相同，共同完成高压除氧器的自动调节。

2.2.2 低压除氧的改进方案
DN350更换为套筒式DN300调整门并减小漏流。

同时一并更新所有变送器及操
作器，选用调节灵敏度较高的新型设备，保证低压除氧器水位调节的稳定性。

低压除氧器补水中，低位水泵补水一路可以通过调整低位水泵流量，同时在低位下限短时停泵(低位水箱入水不可预测减小情况下)，在高水位上限开启另一台低位水泵(达到正常水位时停止)，基本实现连续供水。

除盐水补入因为衬胶管道无法焊接，只能用新蝶阀更换原损坏蝶阀。

其调整门、变送器及操作器一并更新，以稳定水侧
调节。

2.2.3 改造效果
改造后，高、低压除氧器压力、水位投入自动保持，热力系统可以按设计工况运行，提高了高压除氧器的除氧效果，有效避免凝结水含氧不合格的情况。

同时，高压除氧器水位自动也可以投入，大大减少了手动调节水位的次数，对于防止由于进汽量急剧变化而引起的除氧器水箱壁温急剧波动，进而造成的除氧器水箱因应力变化出现裂纹的情况，有很大改善效果。

3.1 各级抽汽等效焓降
由于该厂机组为母管制，高、低压抽汽均源于G1、G2机，因此采用G1、G2机
的纯冷凝设计工况与现运行工况比较进行热经济性分析。

CC25－90/10/1.2汽轮机工作温度为535℃，工作压力9 MPa，主汽焓3 475
kJ/kg，热平衡如图3所示。

根据热平衡方法来计算各级抽汽做功能力。

对于每一级加热器，出口给水焓增等于该级加热器疏水放热和蒸汽放热之和。

故对于表面式加热器:
对于汇集式加热器:
式中，qj为1 kg加热蒸汽在加热器j中的放热量，kJ/kg;τj为1 kg水在加热器j
中的焓升，kJ/kg;γj为1 kg疏水在加热器j中的放热量，kJ/kg。

根据图3，表2所示热力系统图和各级加热器参数，可计算各级加热器的抽汽放热、水焓升、疏水放热，如表3所示。

根据表3中数据可进一步计算出各级抽汽的等效焓降、抽汽效率和抽汽份额，计
算方法为:
式中:Hj为各级抽汽等效焓降，kJ/kg;αj为各级加热器抽汽份额;ηj为各级抽汽效率，%;Ai为某一级加热器的加热量，取γi或者τi，视加热器型式而定，如果j为
汇集式加热器，则Ai均以τr代之。

如果j为表面式加热器，则从j以下直到(包括)汇集式加热器用γr代替Ai，而在汇集加热器以下，无论是汇集式或疏水放流式加热器，则一律以τr代替Ai。

各级加热器的热平衡计算结果如表4所示。

3.2 热系统辅助成分做功损失
(1)给水泵用5号抽汽来驱动，其损失功:
(2)轴封漏汽αf1损失功:
(3)轴封漏汽αf2损失功:
(4)热系统辅助成分做功损失总和:
(5)新蒸汽毛等效焓降为:
(6)新蒸汽净等效焓降为:
(7)汽轮机装置效率:
3.3 高压除氧器改造后热经济性变化
高压除氧器改造后出口水温提高到158℃，高压除氧器出口水焓升增加55.6
kJ/kg，新蒸汽等效热降增加0.961 9 kJ/kg，装置热经济性相对提高0.102%煤耗降低0.336 6 g/kWh。

3.4 低压除氧器改造经济性变化
低压除氧器抽汽投入后，冷源损失减少，做功减少，等效热降变化－9.23 kJ/kg。

中继水温度提高，改造前给水65℃，改造后给水104℃，等效热降变化为16.80 kJ/kg。

综合考虑这两项，改造后新蒸汽等效焓降增加7.57 kJ/kg，热经济性相对提高
0.80%，标准煤耗降低2.633 g/kWh。

(1)锅炉的汽水汇集点高、低压除氧器为主要研究对象，对该热力系统的各种问题进行了深入研究，找出了问题的原因为高低压除氧器调整门的调节灵敏度、低压除
氧器调整门的门径偏大是系统所有问题的关键。

针对此问题对两个调整门及一些相应的附件进行了更换，保证了门径合理，调节精确度高，调节灵敏，完成了设备治理，系统实现了按设计参数运行，并实现了自动调节。

(2)高、低压除氧器压力、水位投入自动保持后，整个热力系统实现了按设计条件运行，总体上可使煤耗降2.97 g/kWh，节能效果相当可观。

(3)在安全方面，低压除氧器出口水温的提高可以保证高压除氧器的除氧效果，有效避免凝结水含氧不合格的情况，对机组的安全性有很好的益处。

(4)高压除氧器水位投入自动后，对于保持水位稳定，防止由于进汽量急剧变化而引起的除氧器水箱壁温急剧波动造成的除氧器水箱因应力变化出现裂纹，对提高设备的健康水平，保证设备安全运行均有很大益处。

【相关文献】
［1］哈尔滨汽轮机厂.CC25－90/10/1.2汽轮机热力系统设计说明书.
［2］郑体宽.热力发电厂［M］.北京:中国电力出版社，2001.
［3］上海大成仪表厂.调节阀说明书.
［4］林万超.火电厂热系统定量分析［M］.西安:西安交通大学出版社，1985.
［5］张春发.等效焓降法理论基础研究［J］.华北电力学院学报，1993(3).
［6］王华，五辉涛.有机朗肯循环热力系统的优化设计方法［M］.北京:科学技术出版社，2010. ［7］汪孟乐.火电厂热力系统分析［M］.北京:水利电力出版社，1992.。