两种汽轮机高背压供热改造技术的分析

两种汽轮机高背压供热改造技术的分析

摘要：论述两种150MW等级再热机组高背压供热改造技术的特点。采用“双背

压双转子互换”改造方式，对高背压运行的低压转子进行重新设计，并采用液压联轴器螺栓实现高、低背压运行的低压转子互换，使得机组在两种背压下运行，都

能够保持较好的经济指标和低压缸效率；低压缸采用一次性改造，在高、低背压

下两套动静叶片互换的改造方式，低压缸内气流通道不光顺，气流流动不连贯，

导致低压缸内存在涡流，低压缸效率低。

关键词：汽轮机组；高背压改造；高背压供热；循环水供热

1、两种高背压供热改造机组的技术规范

1.1机组低压转子一次性改造后的技术规范

150MW机组是超高压、双抽凝汽式汽轮机组，从三段抽汽管道上引出工业抽汽，从中低压缸过桥管上引出采暖抽汽，设计额定采暖抽汽量为210t/h。机组改造前

的额定出力是150MW，低压缸双流，通流级数为6级。为实现机组高背压供热，对低压缸通流部分进行了一次性改造、在高、低背压两种运行状态下两套动

静叶片互换的改造方式。在采暖季节，使用改造后的2×5级的低压转子，排汽背

压提升至30～40kPa，利用高温循环水供热；在非采暖期，复装原低压缸三级叶片，低压缸恢复原设计状态运行。

1.2机组低压缸双背压双转子互换改造后的技术规范

低压缸双背压双转子互换，即采暖供热期间使用动静叶片级数相对减少的低压转子，非采暖期使用原设计配备的低压转子，采暖期凝汽器高背压运行，非采

暖期低背压运行。140MW机组，原低压转子为2×6级，在进入采暖期前更换为

去掉两级动叶和隔板的2×4级低压转子，排汽背压提升至30～45kPa；当采暖供

热期结束后，再将原2×6级动叶的低压转子和相应两级的隔板恢复，汽轮机排汽

背压同时恢复至4.9kPa，从而使机组完全恢复原设计状态运行。

2、两种改造方式的技术特征比较

2.1低压转子一次性改造内容

为实现机组高背压供热，对低压缸原通流部分进行了改造，将原2×6级的低压转

子改为2×5级，去掉低压后三级隔板、动叶；次次末级安装假叶根；重新设计末级、次末级隔板、动叶和叶轮，末级叶片长度由710mm改为450mm；增加导流环、末级叶片去湿环。在非供暖季节，将高背压改造后的叶片、隔板拆除。将原

末三级的叶片重新镶嵌到转子上，末三级隔板也重新安装回汽缸，并按原设计值

调整通流部分间隙，恢复未改造前的安装，机组也恢复到改造前的运行状况和背

压值。在冬季供暖前期，恢复高背压运行时的叶片和隔板。机组每一次拆装叶片，低压转子都要进行动平衡。

2.2低压缸双背压双转子互换改造内容

为实现高背压供热，机组低压缸通流部分改造范围：低压转子更换为新整锻转子，通流级数由2×6个压力级改为2×4压力级；更换低压2×4级隔板及汽封，更换低

压前、后

轴端汽封体及汽封圈；增加低压末级导流环2套，更换低压分流环；中低、低发

连轴器螺栓更换为液压螺栓。

3、机组两种方式改造后的经济指标

3.1机组低压缸一次性改造后的经济指标

150MW机组高背压供热改造后，供暖季节实现高背压供热运行；非供暖季节，

恢复原低背压凝汽状态运行。机组进行高背压供热和低背压凝汽工况试验，得到

机组供热能力和供热工况、以及低背压工况下的经济指标。

机组高背压供热工况运行，设计高压缸效率为79.206%，中压缸效率为90.086%，低压缸效率为77.157%，机组缸效率没有达到设计值，尤其是低压缸效率比设计

值偏低16.83%。

机组高背压供热改造后，在采暖季节，利用循环水供热，消除了冷源损失，机组

热耗率大幅度降低，额定采暖抽汽量工况的热耗率为3794.537kJ/kW·h，机组试验热效率达到94.87%。机组在低背压凝汽工况运行，热耗率和出力也恢复改造前的

水平。机组改造前，150MW纯凝工况运行的热耗率为8491.376kJ/kW·h，改造后

正常背压运行的热耗率为8455.584kJ/kW·h。但此种改造方式，机组在高背压工况下运行，不能停止中低压缸联通管上的采暖抽汽，如停止采暖抽汽，在高背压工

况下纯凝运行，90MW负荷下，低压缸右侧排汽温度达到98℃、102℃，随着负

荷上升，低压缸右侧排汽温度也升高，机组运行的安全性降低。

3.2机组低压缸双背压双转子互换改造后的经济指标

140MW机组高背压供热改造后，供暖季节采用高背压转子，实现高背压供热；

非供暖季节，采用原低压转子，恢复原低背压凝汽状态运行。机组进行高背压供

热和低背压凝汽工况试验，得到机组供热能力和供热工况、以及低背压工况下的

经济指标。

机组高背压供热改造后，在高背压凝汽112MW工况下，设计四段抽汽压力为

0.5106MPa、五段抽汽压力为0.3725MPa。而由机组高背压出力工况试验数据得知，四段抽汽压力和五段抽汽压力都超过以上设计值，机组出力达到最大值。机

组在高背压供热工况下运行，利用循环水供热，消除了冷源损失，机组热耗率大

幅度降低，在高背压凝汽工况和抽汽工况下，试验热耗率为3724.188kJ/kW·h、3756.656kJ/kW·h，汽轮机组试验热效率达到96.666%、95.83%。机组在低背压凝

汽工况运行，经济指标也恢复改造前的水平。

由于受锅炉蒸发量的影响，试验时的机组最大出力为127894.6kW。125MW工况下，机组试验热耗率8726.496kJ/kW·h，修正后热耗率8474.528kJ/kW·h；而机组

高背压改造前试验，125MW工况下，机组修正后的热耗率8368.75kJ/kW·h，低压缸恢复原设计转子后，机组热耗率指标基本恢复。

4、机组高背压供热改造技术分析

4.1低压缸一次性改造方式分析[按照第三章的分类，是否缺少4.2]

由以上试验结果得知，150MW机组低压缸一次性改造以后，低压缸效率远低于

设计值，而且不能停止中低压缸联通管抽汽运行。原因主要体现在以下两方面。

一是原150MW机型采用710mm末级叶片，以纯凝THA工况为经济工况点，末

级叶片焓降较小，当背压提高时，末级叶片由于焓降减小很容易出现做负功的状况，从而产生鼓风损失，因此原设计不适合用于高背压供热；为了达到高背压供

热的目的，低压缸在改造时采用了更低叶高的450mm末级叶片，以避免在高背

压运行时末级叶片出现鼓风现象。由于末级和次末级叶片过短，级的焓降减小，

做功能力降低，级效率和低压缸效率都降低。

影响低压缸效率和做功能力的另一个原因是：低压缸动/静叶片在原低压缸基础上改造，低压缸通流部分没有进行重新优化设计，低压缸通流部分改造中去掉低压

缸第四级隔板及动叶后，通流级数减少一级后使上下游的压力级间动静叶片间距