一种具有双运行模式的汽轮机发电供热系统

摘要

本发明提供了一种具有双运行模式的汽轮机发电供热系统，包括发电机、第一联轴器、低压转子、第二联轴器、高中压转子、凝汽器、低压缸通流部分，低压转子包括纯凝转子和背压供热转子；汽轮机的高中压转子通过第二联轴器连接低压转子一端，低压转子另一端通过第一联轴器连接发电机进行发电供热，在非采暖季节，低压转子采用纯凝转子，系统在纯凝工况下运行，在采暖季节，将纯凝转子更换为背压供热转子，系统在高背压工况下运行，其特征在于：纯凝转子通流级数为2×6级，背压供热转子为整锻无中心孔转子，通流级数为2×4级。

说明书

技术领域

本发明涉及一种供热系统，具体地说，涉及一种具有双运行模式的汽轮机发电供热系统。

背景技术

随着人民生活水平的不断提高，供热面积不断得到开发，供热量不断增加，作为政府“民生”工程之一的供热工作，涉及到千家万户的生活质量，日益得到重视。所以开发新的供热技术成为了保障供热可靠性的良好探索，具有重要的社会意义。

目前我国供热现状以抽汽供热和小机组低真空背压供热技术为主，少数地域存在有利用地源热泵实施供冷和供热。另外由于供热面积的不断扩大以及设备改造滞后，地方小锅炉供热方式依然存在，这种供热方式不仅环境污染严重，而且经济性极差。

大型机组背压供热是当前较好供热方式，但是以此种方式运行的机组在非供热期经济性极差，导致全年经济效益并不理想。

 抽汽供热是目前使用最多的供热方式，但其存在抽汽利用效率低和冷源损失较大现象。小机组低真空背压供热技术虽然冷源损失为零，但是由于小机组运行参数较低，发电负荷与锅炉吸热量比例较小，限制了发电负荷，经济效益仍不理想，同时由于小机组供热能力有限，无法满足大规模供热需求。    

从目前运行的热电联产机组的供热形式分析，50MW以下机组一般普遍采用可调抽汽或背压机组供热。100MW及以上机组基本全部采用抽凝式供热形式。抽凝式供热机组与背压式机组其供热运行工况下的运行经济性相距甚远。根据低真空循环水供热改造设计方案分析，在冬季采暖供热工况下，其发电煤耗率可达到150g/kW·h以下，而同容量抽凝供热机组最好水平也在240g/kW·h以上。背压式机组或低真空循环水供热机组与抽凝式机组相比，其供热经济性根本的差异就在于：背压（或低真空循环水供热）机组在供热工况下运行时，其冷源损失全部被利用，而抽凝式机组只有部分抽汽被用于供热，汽轮机排汽份额有所减少，但仍存在较大冷源损失。

为此，寻找一种冷源损失最小、发电负荷与锅炉吸热量比例较高、同时满足大规模供热需求的供热方式是当务之急。此外，对于目前已有的供热技术，针对大规模区域供热，迫切需要一种投资费用少、发电负荷限制相对小、节能及经济效益大、现场技术改造适应性强、安全可靠性高的技术。对此，本发明提供了一种“低压缸双背压双转子互换”供热系统即“纯凝-背压双运行模式”供热系统。

发明内容

相当于本发明原始要求范围内的某些实施例作如下概括。这些实施例并非限制所请求保护的发明范围，而是试图提供本发明的多种可能形式的简要概括。实际上，本发明可包括类似于或不同于下面提出的实施例的不同形式。

本发明提供了一种具有双运行模式的汽轮机发电供热系统，包括发电机、第一联轴器、低压转子、第二联轴器、高中压转子、凝汽器、低压缸通流部分，低压转子包括纯凝转子和背压供热转子；

汽轮机的高中压转子通过第二联轴器连接低压转子一端，低压转子另一端通过第一联轴器连接发电机进行发电供热，在非采暖季节，低压转子采用纯凝转子，系统在纯凝工况下运行，在采暖季节，将纯凝转子更换为背压供热转子，系统在高背压工况下运行，

其特征在于：

纯凝转子通流级数为2×6级，背压供热转子为整锻无中心孔转子，通流级数为2×4级；

调整纯凝转子与背压供热转子两者的叶轮的隔板汽封直径，使纯凝转子与背压供热转子具有相同的挠度特性；

调整无叶轮部位的转子直径，使背压供热转子与纯凝转子(3)重量相当；

纯凝转子与背压供热转子的轴向尺寸、轴径保持一致。

本发明的具有双运行模式的汽轮机发电供热系统还具有如下构型：

优选地，纯凝转子(3)更换为背压供热转子(6)时，增大低压通流部分动静间隙，以避免动静碰磨。

优选地，纯凝转子(3)更换为背压供热转子(6)时，增加低压转子前后轴端汽封圈数，以减少背压供热转子(6)前后轴封漏汽量。

优选地，执纯凝转子(3)更换为背压供热转子(6)时，轴封选用椭圆汽封，冷态安装时背压供热转子(6)的轴封间隙相比纯凝转子(3)变大，并且使得上下间隙相对较小、左右间隙相对较大，汽封全周平均间隙在0.8-1.0mm以内。

优选地，凝汽器包括管板、支撑板、水室壳体，所述壳体上加装有加强筋。

优选地，管板是厚度为60mm的不锈钢复合板，支撑板数量为12个，加强筋数量为56个。

优选地，凝汽器水室承压能力为1.0MPa。

优选地，凝汽器水室内部焊缝均圆滑过渡，水室壳体的对接焊缝逐层作100%磁粉探伤检查。

优选地，水室内表面涂0.5mm环氧煤沥青防腐层。

优选地，水室水压实验压力为1.25MPa，稳压30分钟。

优选地，水室采用带有筋板的弧形水室，以提高水室的承压能力。

优选地，为适应供暖运行时凝汽器水室壳体高温引起的热膨胀，在水室壳体及进出水接管处加装膨胀节。

优选地，凝汽器水室及管路防腐设计采取电化学防腐方式。

优选地，所述电化学防腐方式为阴极保护。

优选地，低压转子段具有正反向共8个隔板，采用直焊式结构。

优选地，隔板全部采用焊接钢隔板,隔板材料为ZG230-450。

优选地，末级隔板外环设置有除湿结构，汽流中的小水滴在离心力的作用下落入去湿槽中，绕过末级动叶，直接进入排汽口。

优选地，所有隔板中分面采用螺栓紧固，检修时内缸不用吊出。

优选地，最后两级隔板采用平滑过渡的导流环代替，做功后的蒸汽通过排汽导流环套进入凝汽器。

优选地，纯凝转子(3)运行时，动叶顶部采用两道汽封齿的高低齿汽封，纯凝转子(3)更换为背压供热转子(6)运行时，除末级动叶外，其他动叶顶部采用疏齿式可调汽封，代替纯凝转子(3)两道汽封齿的高低齿汽封，以减少漏汽损失。

优选地，转子材料为30Cr2Ni4MoV。

优选地，末级叶片材料采用马氏体沉淀强化不锈钢材料。

优选地，背压供热转子(6)的隔板汽封直径为φ960mm，转子重量约16.01t。

优选地，末级叶片名义叶高尺寸250mm

优选地，低压转子段动叶片材料为2Cr13不锈钢或0Cr17Ni4Cu4Nb不锈钢。

优选地，背压供热转子(6)的临界转速在纯凝转子(3)原有设计转速范围内。

优选地，低压转子一阶临界转速为2221r/min。

优选地，低压转子前后轴承采用落地轴承箱。

优选地，静叶材料1Cr13静叶全部采用弯扭叶型，静叶出汽边修薄到0.38mm。

优选地，采用高精度数控镗铣床精确测量原低压转子两端联轴器销孔的坐标，再利用高精度钻模及工装板结合的工艺，确保新、旧联轴器销孔中心的一致性。

根据本发明，实现了“供热期内低真空循环水供热工况汽轮机冷源损失降低为零，非供热期纯凝运行工况下机组热耗率不高于原纯凝设计工况下的热耗水平”的目标，达到大幅度降低机组煤耗的目的。

附图说明

现在将描述根据本发明的优选但非限制性的实施例，本发明的这些和其他特征、方面和优点在参考附图阅读如下详细描述时将变得显而易见，其中：

图1是本发明以纯凝转子运行时的结构示意图。

图2是本发明以背压供热转子运行时的结构示意图。

图3是纯凝转子示意图。

图4是背压供热转子示意图。

图5是本发明的发电供热系统结构图。

具体实施方式

以下的说明本质上仅仅是示例性的而并不是为了限制本公开、应用或用途。应当理解的是，在全部附图中，对应的附图标记表示相同或对应的部件和特征。

图1是发明以纯凝转子运行时的结构示意图。图中，由汽轮机的高中压转子5通过第二联轴器4连接低压转子一端，低压转子另一端通过第一联轴器2连接发电机1进行发电供热，在非采暖季节，低压转子采用纯凝转子3，用于非采暖季的机组发电。在采暖季节，将纯凝转子3更换为背压供热转子6。

图2是本发明以背压供热转子运行时的结构示意图。在采暖季，解开第一联轴器2与第二联轴器4，将纯凝转子3更换为背压供热转子6，连接第一联轴器2与第二联轴器4，用于冬季发电供热。在采暖季结束，将背压供热转子6更换回纯凝转子3，用于发电。该汽轮机特别适用于已投产大中型机组的改造。经过改造的机组，在采暖季采用背压供热转子6，汽轮机以背压方式运行，可以取得良好的经济效益。这种设备也克服了大型背压机组在非采暖季不能运行的缺点。在非采暖季采用纯凝转子3，汽轮机将以纯凝方式运行，保证发电效益。

图3是纯凝转子3的示意图，其通流级数为2×6级。图4是背压供热转子示意图，其通流级数为2×4级，该背压供热转子为整锻无中心孔转子。

图5是本发明的发电供热系统结构图。由图可见，本发明的发电供热系统包括凝汽器、热网加热器、热网循环泵、冷却塔、循环水泵、热网循环泵等。

下文将描述本发明的工作过程。

1、基本原理

“低压缸双背压双转子互换”循环水供热技术，即，在供热运行工况时使用新设计的动静叶片级数相对减少的高背压低压转子，凝汽器运行高背压（30～45kPa），对应排汽温度提高至80℃左右，进行循环水供热；在非采暖期，再将原纯凝转子恢复，排汽背压恢复至4.9kPa，完全恢复至原纯凝机组运行工况。这样，机组即实现了“纯凝-背压”的“双运行模式”。

为尽可能满足一级热网与二级热网的换热要求，低真空循环水供热采用串联式两级加热系统，热网循环水首先经过凝汽器进行第一次加热，吸收低压缸排汽余热，然后再经过供热首站蒸汽加热器完成第二次加热，生成高温热水，送至热水管网通过二级换热站与二级热网循环水进行换热，高温热水冷却后再回到机组凝汽器，构成一个完整的循环水路，供热首站蒸汽来源为机组中低压联通管抽汽。

在采暖供热期间低真空循环水供热工况运行时，机组纯凝工况下所需要的冷水塔及循环水泵退出运行，将凝汽器的循环水系统切换至热网循环泵建立起来的热水管网循环水回路，形成新的“热-水”交换系统。循环水回路切换完成后，进入凝汽器的水流量降至6000-9000t/h，凝汽器背压由5～7 kPa左右升至30～45kPa，低压缸排汽温度由30～40℃升至69～78℃（背压对应的饱和温度）。经过凝汽器的第一次加热，热网循环水回水温度由60℃提升至66～75℃（凝汽器端差3℃），然后经热网循环泵升压后送入首站热网加热器，将热网供水温度进一步加热至85-90℃后供向一次热网。本发明的发电供热系统结构参见图5。

机组在纯凝工况运行时，退出热网循环泵及热网加热器运行，恢复原循环水泵及冷却塔运行，凝汽器背压恢复至5～7kPa。

从设计低真空循环水供热技术的系统参数来看，由于汽轮机长期稳定运行受排汽温度不高于80℃的限制，考虑凝汽器端差，低真空供热的循环水出水温度一般不高于75℃，供水、回水温度范围一般为供水60℃～75℃、回水50℃～60℃，对应运行背压为25～45kPa。

需要说明的是，对于低真空循环水供热而言，应尽可能降低循环水回水温度，以最大程度的利用低压缸排汽热量，否则不仅低压缸排热量不能得到高效率的利用，还会造成低压缸排汽温度超温，对汽轮机的安全可靠运行带来较大影响。

本发明提出“低压缸双背压双转子互换”循环水供热改造的两种技术方案。通过对两种方案进行比较可以看出，两种方案下机组总体供热能力接近，不同之处在于如何选取合适的循环水量，通过合理分配低真空供热换热量和二次加热换热量，以尽可能满足要求的供热品质。

2、技术方案对比

二次加热汽源为本机（以某电厂#5机组为例）中低压连通管抽汽和330MW机组中低压连通管抽汽。为了最大限度的提高低真空供热即凝汽器一级加热的循环水出水温度，设计时考虑机组低真空供热运行背压为43.65kPa，凝汽器循环水进水温度60℃、出水温度75℃（考虑3℃端差）。提供如下两个方案进行对比。

方案一：低真空供热+本机连通管抽汽二级加热，低压前2×4级隔板不优化

（1）原则

考虑#5机在420t/h最大进汽量，选择合适的抽汽量以满足背压43.65kPa运行时，排汽温度不超过80℃，以保证#5机的安全可靠运行。

（2）特点

该方案低压前2×4级隔板维持原机组设计不变，即低压通流面积已确定，在中低压连通管抽汽量较大时，中压缸排汽到低压缸进口的压损大幅度增加。以中低压连通管0.244MPa、133t/h抽汽供热为例，实际低压第一级前压力仅为0.14MPa，节流压损超过40%，说明低压通流面积明显偏大。原设计低压通流面积对应纯凝额定负荷工况，但在中低压连通管较大抽汽量且高背压工况下运行时，低压第一级前参数严重偏离纯凝工况设计点，因此低压缸效率急剧下降，实际焓降减少，造成低压缸排汽温度升高，计算结果表明，排汽压力30kPa时排汽温度已达到80℃，如果排汽压力升高至40kPa以上则排汽温度更高。

（3）供热能力与供热品质

在凝汽器循环水进口温度60℃、出口温度75℃且低压缸不超温的条件下，中低压连通管最大抽汽量为35t/h，此时的循环水量为10370t/h，低压缸排汽热量完全被循环水吸收，循环水经过本机中低压连通管抽汽35t/h二次加热后供水温度仅升高至77℃。

该方案提供的供热能力约为205MW，供、回水温度为77℃、60℃，循环水量为10370t/h，需从330MW机组中低压连通管抽汽326t/h方可使供水温度提高至95℃。

（4）负荷调节性能

该方案负荷调节性能较差，汽轮机运行方式需严格按照以热定电原则，随着热负荷的降低同时降低主蒸汽、再热蒸汽进汽量减电负荷运行，否则会导致排汽温度升高，影响机组的安全可靠运行。即在低真空循环水供热期间，必须保持中低压连通管采暖抽汽同时运行，当中低压连通管采暖抽汽量减小或停止时，低压缸排汽温度大幅升高，在90MW负荷停用采暖抽汽后，排汽缸温度则升至100℃以上，随电功率增加排汽温度继续升高。

该方案减热负荷时本机的调整量有限，即最大35t/h的抽汽量可供调整用，大部分热负荷要通过减电负荷才能实现，调节方式单一。

由以上分析可以看出：

方案一连通管最大抽汽量为35t/h，供热品质较差，热网循环水供水温度仅为77℃

方案二：低真空供热+本机连通管抽汽二级加热，对低压通流部分进行改进

（1）原则

考虑#5机组420t/h最大进汽量，增大本机中低压连通管抽汽量以提高循环水供水温度，并满足背压43.65kPa运行排汽温度不超过80℃。

（2）特点

本方案采取低压模块全新设计的思路，减小低压通流面积，设计点放在低真空供热工况，提高中低压连通管抽汽量，尽可能提升循环水供水温度，并解决连通管抽汽节流压损大、低压缸排汽温度高的问题。

（3）供热能力与供热品质

该方案考虑本机420t/h最大进汽工况，通过对低压通流的全新设计，使中低压连通管最大抽汽量达到125t/h。根据低压缸排热量完全被循环水吸收、循环水温升15℃，可计算出循环水量为 7240t/h；中低压连通管125t/h抽汽对凝汽器循环水二次加热，其温度可由75℃提升至85℃。

该方案提供的供热能力约为211MW，供、回水温度为85℃、60℃，循环水量为7240t/h，可满足热网基本要求；如需提升到95℃，需从300MW机组抽汽128t/h。

（4）负荷调节性能

在平均供热负荷下，循环水量保持7240t/h（在供热面积一定的条件下，供热循环水量不应变化）不变，#5机中低压连通管抽汽量保持125t/h不变，本机即可实现供水温度85℃（回水仍保持60℃，热负荷调整时，循环水量和回水温度不变调整供水温度），即使330MW机组不抽汽，该温度可满足平均热负荷下的热网供水温度要求。

在最小供热负荷下，若循环水量、回水温度仍保持不变，低压缸排汽温度会超过80℃，因此在此工况下本机减负荷、降背压运行，同时要降低一次热网循环水回水温度以保证本机的安全运行。当本机供热量175MW时，停用中低压连通管抽汽，单纯低真空循环水供热，供水温度可达72℃；供热量150MW时，供水温度可达69℃，此时热网回水温度需降至52℃，循环水量均略有增加。最小供热运行时，不需要本机和300MW机组连通管抽汽，热网供水温度可满足最小热负荷下的温度要求。

由以上分析可以看出：方案二抽汽供热能力、供热品质与循环水量匹配关系好，基本满足供热改造要求，负荷调节性能和机组运行的安全可靠性要大大优于方案一。

上述两种方案供热运行参数对比表：

 3、本发明采用技术措施

（1）关于联轴器互换同心度问题。

在实施“低压缸双背压双转子互换循环水供热”改造、实现“纯凝-背压双运行模式”后，如果不能保证新、旧转子具备完全互换性，尤其是不能保证联轴器销孔的一致性，就无法避免转子更换时重复的联轴器铰孔工作。

转子实现完全互换的关键在于保证联轴器销孔中心的一致性。联轴器若每次安装时均进行联轴器铰孔，转子的安全可靠性将逐渐降低。为避免重复铰孔工作，实现两套低压转子之间的互换，本发明提出并采取了以下两种手段：一是采用高精度数控镗铣床精确测量原低压转子两端联轴器销孔的坐标，再利用高精度钻模及工装板结合的工艺，确保了新、旧联轴器销孔中心的一致性。二是采用液压拉伸螺栓，一次性满足销孔和螺栓间隙的要求。同时增加了联轴器端面之间的摩擦力，从而提高了联轴器之间传递扭矩的能力。

（2）关于末级叶片强度问题。

在实施“低压缸双背压双转子互换循环水供热”改造、实现“纯凝-背压双运行模式”后，低压缸排汽容积流量比原设计值减少10倍，造成末级叶片动应力迅速增加，并导致排汽温度升高，对末级叶片的安全性造成威胁，甚至发生末级叶片断裂事故。同时由于末级涡流的增加，导致叶根水蚀破坏，安全性下降。

采用新型自带冠动叶叶型，使汽道上下流速分布合理，减少了动叶损失。根据现代汽轮机的设计思想，采用了粗壮可靠的大刚性叶根，强度设计时直接考核相对动应力，引入调频和不调频叶片的动强度安全准则。动叶轴向宽度大，叶片和叶根刚性好。

新动叶除继续采用常规方式的设置疏水槽防水蚀措施外，同时末级叶片材料采用了综合性能更为优良的马氏体沉淀强化不锈钢材料。另外，在通流气动设计时提高末级根部反动度，改善末级气动性能，更好的防止了在低负荷时末级根部通常容易出现的脱流和倒流以及由此带来的动叶根部出汽边水蚀现象，大大提高了低压缸运行安全可靠性，增强了机组运行的适应能力。

（3）关于低压缸过热而引发的差胀超限及动静磨擦问题。

在实施“低压缸双背压双转子互换循环水供热”改造、实现“纯凝-背压双运行模式”后，由于排汽温度的升高，会造成差胀比原设计值增大，有可能引起轴向的动静磨擦，同时会导致低压缸中心线上抬，产生径向磨擦，而引发机组不可预料的振动。

（4）关于临界转速的变化问题。

在实施“低压缸双背压双转子互换循环水供热”改造、实现“纯凝-背压双运行模式”后，新低压转子较原低压转子重量减小，造成一阶临界转速提高，若临界转速接近工作转速时，机组将会发生强烈振动以至于无法正常运行

（5）关于排汽温度过高而引发的安全可靠性问题。

在实施“低压缸双背压双转子互换循环水供热”改造、实现“纯凝-背压双运行模式”后，由于低压缸末级排汽容积流量的降低，将会使运行工况进入叶片颤振区，导致叶片强迫振动造成疲劳破坏。同时由于叶片冲角严重偏离设计值，造成效率大幅度下降和排汽过热。

 

（6）关于纯凝转子和背压供热转子的一致性

供热改造新设计的低压转子，在总长度、轴向尺寸、轴径等方面与旧转子保持一致，通过调整转子叶轮的隔板汽封直径，使新设计转子与旧转子具有相同的挠度特性，以确保轴承负荷分配、转子转动特性基本不变。

新设计低压转子与旧转子相比减少两级叶轮，通过调整无叶轮部位的转子直径，实现了新设计低压转子重量与旧转子重量相当，保持低压轴承载荷的稳定性。对低压转子临界转速进行了优化，并根据需要进行了调整，使低压转子临界转速在原有设计转速范围内，保证轴系稳定性。

（7）汽封

原机组低压前后轴承采用落地轴承箱，排汽温度升高对轴系标高影响较小，轴系稳定性较好。

排汽温度升高后，低压转子膨胀量明显增大，重新设计通流部分动静间隙，方案为：在供热工况运行时，排汽温度较高，低压转子轴向膨胀增大，设计时增大低压通流部分动静间隙，避免动静碰磨，保证低压转子安全运行；背压在较大范围内变化使汽缸沿径向的膨胀量变化明显，对轴端汽封、隔板汽封、叶顶汽封的径向间隙影响较大，新设计一套汽封以保证低真空供热工况下的经济性。

对于低真空供热改造后部分机组出现的低压前后轴封漏汽量增大问题，增加低压前后轴端汽封圈数量，可减少低压前后轴封漏汽量。汽封漏汽量及管速计算见下表，汽封全周间隙按照1.0mm计算：

 表1 

表2 

高背压供热后，低压缸排汽温度明显升高，引起低压缸膨胀量增大，中分面上抬量约为0.5mm。为保证供热运行时，转子与轴封不发生动静碰磨，在轴封径向间隙设计优先选用椭圆汽封方案，冷态安装时适当放大轴封间隙，即上下间隙小、左右间隙大，缩小汽封全周平均间隙至0.8-1.0mm以内，以保证运行安全。

凝汽器与低压缸为刚性连接方式，供热期低真空运行时，低压缸径向膨胀量增大，须调整弹簧的紧力以满足低压缸膨胀要求。

（8）其他

考虑凝汽器运行工况的变化实际情况，确定改造的设计思想是：在实现采暖期和非采暖期热力过程的前提下，采暖期保证凝汽器设备的安全性，非采暖期（即纯凝工况）保证凝汽器设备的经济性。虽然循环水供热期凝汽器的运行参数远高于纯凝工况时的运行参数，但凝汽器汽侧和水侧的运行状态（流体性质、换热方式、压力、温度等级）没有质的改变。所以，保留现凝汽器的喉部、外壳、底部支撑等，在此基础上对凝汽器改造完全是可行的。同时管束及布置根据高背压改造情况进行了有针对性设计，以满足采暖和纯凝工况下的长期运行。

设计中还考虑了的其它内容，包括：

（1）低真空供热改造后循环水压力升高，对凝汽器管板进行加固；

（2）低真空供热运行时凝汽器温度升高，防腐设计采取电化学防腐方法如阴极保护，不宜继续使用环氧树脂防腐手段；

（3）低真空供热运行时循环水温度升高，一般药剂很难满足高水温的要求，造成凝汽器结垢、腐蚀严重，重新选择了合适的缓蚀阻垢剂；

（4）热网补水泵及热网加热器设计；

（5）增加回水温度、循环水量等监控内容的控制逻辑。

（6）更换凝汽器水室，提高水室的承压能力。

（7）更换全新的端管板为加厚型不锈钢复合板。水室原设计压力为0.15MPa，供热期水侧设计压力为1.0MPa，端管板厚度需要适当增加，保证供暖期设备的安全性。

（8）改造后凝汽器重量减少，核对了重量减少的数量，并对下部弹簧垫块厚度进行了核算。

凝汽器双运行模式下安全性的研究

对冷却管束、管板、支撑板及水室进行改造。水室采用带有筋板的弧形水室，刚性较好，能承受较高水压；加大管板厚度，减小管板变形量；重新调整弹簧预紧力，减小对低压缸的推力；同时为适应冬季供暖高背压运行时壳体高温引起的热膨胀，在后水室侧的壳体及进出水接管处加装膨胀节，大大降低了管板与换热管的胀接应力和管道对凝汽器的推力。

4、具体实施方案

本次"低压缸双背压双转子互换"循环水供热改造的主要项目包括中低压连通管抽汽供热改造、低压缸通流部分改造和热力系统（含凝汽器）改造三个部分。其核心改造内容有：纯凝工况下2×6级低压转子供热期更换为高背压工况下专用的2×4级低压转子，低压缸隔板、导流环等部件相应进行改造。凝汽器铜管更换成不锈钢管，中-低及低-发对轮改为液压拉伸螺栓连接，重新设计加装低压缸低负荷喷水系统

4.1低压通流部分

4.1.2具体实施情况

（1）新转子采用的先进技术措施

a.新型优化高效静叶叶型

新设计的低压共2×4个压力级隔板静叶片均采用新型优化高效新叶型，提高了级效率，增加攻角范围以改善变工况性能。

b.新型动叶片型线

采用新型动叶叶型，使汽道上下流速分布合理，减少了动叶损失。

c.自带冠动叶片

各级动叶片采用自带围带整圈连接，动叶围带加工为内斜外平结构，使子午面形成光顺通道。

d.叶顶汽封

除末级动叶外，动叶顶部采用疏齿式可调汽封代替原设计有两道汽封齿的高低齿汽封，以减少漏汽损失。

e.采用焊接钢隔板

新设计隔板全部采用焊接钢隔板。焊接钢隔板材质好、叶栅部分加工精度高，能保证静叶栅达到设计气动热力性能，并可延长隔板使用寿命。

f.防水蚀措施

（2）低压整锻转子

新低压转子为整锻无中心孔转子，通流级数为2×4级，所有叶轮均采用等强度设计。转子材料为30Cr2Ni4MoV。减级后转子重量减轻，为维持低压转子及轴系临界转速和低压前、后轴承载荷基本不变，在保持低压转子前、后轴承处轴颈、后汽封处轴颈等与原机组部件配合尺寸不变的前提下，将低压正反2×4级隔板汽封直径增大至φ960mm，转子重量约16.01t（图纸标注），低压转子一阶临界转速计算值为2221r/min。

（3）全部2×4级隔板包括隔板汽封、围带汽封

低压部分正反向共8付隔板，采用直焊式结构，静叶全部采用弯扭叶型，静叶出汽边修薄到0.38mm，低压隔板、轴端采用直平齿汽封，叶顶采用梳齿汽封。末级隔板外环设置有除湿结构，汽流中的小水滴在离心力的作用下落入去湿槽中，绕过末级动叶，直接进入排汽口，可有效减轻末级动叶的水蚀现象。所有隔板中分面采用螺栓紧固，检修时内缸不用吊出。最后两级隔板采用平滑过渡的导流环代替，做功后的蒸汽通过排汽导流环2套进入凝汽器。

考虑低压缸排汽温度升高，低压缸水平中心将抬高，容易引起汽封与转子碰磨，因此汽封设计为下半部椭圆形式，下间隙放大。

各级隔板的材料见下表：

（4）动叶片

优化动叶片叶型设计，采用目前较为先进的三维扭叶片，动叶片自带内斜外平围带，构成高效光滑子午面流道，使汽道上下流速分布合理，减少了动叶损失。根据气动计算结果确定末级叶片名义叶高尺寸250mm。

根据现代汽轮机的设计思想，采用了粗壮可靠的大刚性叶根，强度设计时直接考核相对动应力，引入调频和不调频叶片的动强度安全准则。

本机组动叶轴向宽度大，叶片和叶根刚性好，低压第1级为外包倒T型叶根，低压2、3、4级为双倒T型叶根。

低压动叶材料如下表：

（5）低压前后轴封

高背压供热后，低压缸排汽温度明显升高，引起低压缸膨胀量增大，中分面上抬量约为0.5mm。为保证供热运行时，转子与轴封不发生动静碰磨，在轴封径向间隙设计和冷态安装时，适当放大轴封间隙，要求不小于0.8～1.0mm，以保证运行安全。同时，与原设计相比，增加低压前后轴封圈数，以减小漏汽量。

4.2凝汽器部分

纯凝工况改为高背压工况运行后，原凝汽器工作温度、汽水侧压力均发生较大变化，原有凝汽器已不能保证长期安全运行，凝汽器需进行整体设计，使其在高背压工况下具有良好的安全性，纯凝工况下具有更好的经济性。优化原则：只对冷却管束、管板、支撑板及水室进行重新设计，其余部分保持不变。水室采用弧形水室，刚性较好，能承受较高水压。

4.2.1结构简介

新型凝汽器为双背压、单壳体、双流程、表面式凝汽器。本凝汽器是由喉部、壳体、热井、水室等组成的全焊结构。

4.2.2壳体内部由中间管板支撑加强

管束为三角形排列，管子两端胀焊在管板上，两端的管板则与壳体焊牢。更换全部中间支撑隔板（包括管束附件），中间管板的两侧与壳体侧板通过支撑钢管焊接在一起，底部借助于垂直支撑钢管与壳体底板焊接在一起，设计冷却管束管孔直径适当放大，考虑采暖期和非采暖期设备热膨胀的不一致。壳体内根据设计需要还设置了一些挡水板和挡汽板。管板厚度由原来的20mm增加到60mm、支撑板由原来的8道增加到12到，壳体加装加强筋56道，新型凝汽器水室承压能力可由原来的0.15MPa提高到1.0MPa。

4.2.3滑动支座

为防止后水室重量影响壳体膨胀节，在后水室下部设有一个滑动支座，滑动面采用PTFE板，用于支承后水室重量，吸收轴向热膨胀。滑动支座固定在热井底部。

4.2.4连接与支撑方式

凝汽器喉部与汽轮机排汽口采用焊接连接，下部弹簧支撑，安装时凝汽器重量由弹簧承受，运行时凝汽器热膨胀由弹簧补偿。换型后凝汽器重量减少25t，下部垫块进行了修配，减薄5.5mm。

4.2.5更换凝汽器水室为全新的蜗壳形状水室，提高水室的承压能力。前水室采用加强型法兰和螺栓与端管板连接，后水室和端管板直接焊接。

4.2.6更新为全新的不锈钢冷却水管，采用加强型管束提高其承压能力及采暖期和非采暖期热变形不一致。冷却管束端头和端管板的连接采用胀接加无填料氩弧焊的连接方式，杜绝管口泄漏。

4.2.7凝汽器现有进出循环水进、出管路，进行热补偿设计，加装不锈钢膨胀节。同时为了适应冬季供暖高背压运行时壳体高温引起的热膨胀，在后水室侧的壳体处加装膨胀节，降低了管板与换热管的胀接应力和管道对凝汽器的推力。

4.3系统部分

4.3.1设备冷却水系统优化方式

高背压循环水供热期间，发电机空冷器、冷油器、冷水器、给水泵冷油器、给水泵电机空冷器等设备的冷却用水，因供热循环水温度较高而不能被使用，必须另接水源。根据现场的实际情况，设有两路冷却水源：第一路冷却水源是自本厂330MW机组循环水接出支管至#5机组新加冷却水泵，经过冷却水泵升压后送至所需设备，然后排至冷却塔，在冷却塔通过分流阀门在排至本厂330MW机组循环水泵前池；第二路冷却水源是利用#5机组循环水系统，自循环水泵入口管道上开孔引至新加装的小循环水泵，经过升压后进入发电机空冷器、冷油器等设备。冷却水回水均排至冷水塔，到达冷水塔后不再进入冷水塔的上方填料下落，而是在水塔下方的循环水管上开孔加门，循环水直接排在储水池中进行混合冷却。两路水源均可相互切换。

4.3.2轴封系统优化方式

高背压运行期间，凝结水温度升高，轴加热负荷将会增加，导致其对轴封回汽的冷却能力降低，同时造成回汽不畅，继而轴封处易漏汽，容易造成油中进水。为防止以上现象的发生，对轴加系统进行了相应优化，即在轴加进水管上加装一台冷却器，将凝结水温度由80℃降至40℃左右，从而保证轴加对轴封汽的冷却能力正常，避免了轴封汽回汽不畅。

4.3.3化学水处理系统改优化方式

热网循环水采用生水，将会加重凝结器换热管内部的结垢现象。这样在供热期过后，凝结器清洗工作量非常大，同时也无法保证清洗效果。鉴于此，该项目实施中必须同时进行化学水处理系统的优化。经过论证，在原330MW水处理系统的基础上进行扩容改造，不但费用较低，而且工期短、施工快，能保证供热期前新投用。具体是将处理工艺由高效过滤器+一级除盐+混床改为：超滤+反渗透+一级除盐+混床。

4.3.4供热循环水系统优化方式

为了满足循环水供热工艺需要，将原供热首站加热器、循环水泵等设备全部迁移至现在的#5机房内。

为达到进一步节能的目的，供热循环水系统增加汽动循环泵。

4.3.5优化后缸喷水系统

由于高背压供热时，负荷波动、工况变化，低压缸排汽极易发生过热，排汽温度瞬间最高可达到150℃。为有效防止高背压供热运行状态下低压缸排汽温度的升高，采用以下两项措施：一是优化叶型设计，采用目前较为先进的三维扭叶片；二是优化喷水系统，增加喷水管路和喷嘴数量，使喷水量增加到22t/h，通过运行调整，确保低压缸安全。由于高背压供热改造后低压末级叶片的轴向位置，将喷水装置设计在低压4级后的新排汽导流环上，以保证对排汽温度超温的控制，原有低压缸排汽导流环上的喷水装置仍然保留。有效避免了低压缸排汽温度高带来的危害，提高了系统运行的安全稳定性

本说明书详细地公开了本发明，包括最佳模式，并且也能使本领域的任何人员实践本发明，包括制造和使用任何设备或系统以及执行任何引入的方法。本发明的保护范围由附加权利要求限定，并可包括在不脱离本发明保护范围和精神的情况下针对本发明所作的各种变型、改型及等效方案。