國金蓮，劉鐵映，劉瑞梅

(哈爾濱鍋爐廠有限責(zé)任公司，黑龍江 哈爾濱，150046)

0 概述

在現(xiàn)行火電機(jī)組中，給水加熱系統(tǒng)一般均為低壓加熱器+除氧器+高壓加熱器+蒸汽冷卻器的結(jié)構(gòu)配置。蒸汽冷卻器幾乎成了給水系統(tǒng)的標(biāo)配，其利用3抽蒸汽過熱度加熱末級給水，蒸汽放熱后再進(jìn)入3號高壓加熱器。這套系統(tǒng)配置從200 MW～1 000 MW均有大量的運(yùn)行經(jīng)驗(yàn)，應(yīng)用廣泛。

蒸汽冷卻器一般為U型管式加熱器，由于其位于給水系統(tǒng)末端，一般抽汽和給水的溫度均較高，而蒸汽冷卻器換熱管目前仍采用碳鋼管，這對蒸汽冷卻器的可靠性提出了挑戰(zhàn)。此外，蒸汽冷卻器作為一臺單獨(dú)的設(shè)備，在廠房中需要一定的空間，需要用管道連接，還需配置一定數(shù)量的閥門，這些都額外增加了電廠的初投資，需進(jìn)行改善。

1 蒸汽冷卻器的由來

由熱力學(xué)知，回?zé)嵯到y(tǒng)加熱器級數(shù)越多，其效率越高，一次再熱機(jī)組高壓加熱器一般為3級，而二次再熱高壓加熱器一般為4級～5級。以350 MW一次再熱機(jī)組為例，采用汽機(jī)1～3抽汽逐級加熱給水，一般情況下均希望高壓加熱器末級的給水溫度能盡量高一些，這樣有助于提高回?zé)嵯到y(tǒng)的熱效率，降低煤耗[1]。而高壓加熱器的傳熱特性表明，其末級給水溫度主要是由1號高壓加熱器的蒸汽壓力和溫度決定，而1號高壓加熱器的蒸汽屬于較高品質(zhì)的蒸汽，一般不希望使用太多，于是采用3抽蒸汽的過熱度來加熱1號高壓加熱器后的給水的方式，使給水溫度進(jìn)一步提高[2]。

理想的情況下是將1號高壓加熱器殼程設(shè)置成兩個腔室，直接將3抽蒸汽通入加熱給水，但由于3號高壓加熱器蒸汽壓力遠(yuǎn)低于1號高壓加熱器的蒸汽壓力，這種方法是不可行的。因此傳統(tǒng)高壓加熱器系統(tǒng)都是采用獨(dú)立的蒸汽冷卻器來利用3抽蒸汽加熱末級鍋爐給水，如圖1所示。

3抽蒸汽過熱度放出的熱量相比凝結(jié)放出的熱量要少得多，即使蒸汽從500 ℃下降至300 ℃，也僅僅能使主給水有稍許提高(一般2～3 ℃)，所以蒸汽冷卻器的換熱面積通常較小。

若蒸汽冷卻器采用全流量形式(給水流量完全通過換熱管進(jìn)行換熱)，當(dāng)蒸汽冷卻器的換熱面積較小情況下，蒸汽冷卻器會呈現(xiàn)直徑很大，管束很短，導(dǎo)致設(shè)備呈現(xiàn)“短粗胖”的問題。因此蒸汽冷卻器一般均采用部分流量(一般部分流量為30～50%，)，旁路采用節(jié)流孔板進(jìn)行節(jié)流的系統(tǒng)布置形式，有部分項(xiàng)目蒸汽冷卻器采用全流量，其實(shí)質(zhì)也是將旁路節(jié)流孔板內(nèi)置于蒸汽冷卻器水室內(nèi)，換熱管內(nèi)給水仍為分流量設(shè)計(jì)。

無論采用哪種形式，蒸汽冷卻器換熱管都必須承受給水的高壓，工作環(huán)境都是很惡劣的。

2 蒸汽再熱可行性分析

鍋爐再熱蒸汽是主蒸汽經(jīng)過汽輪機(jī)做功后再次進(jìn)入鍋爐進(jìn)行加熱，以提高其溫度。

將3抽蒸汽直接通入1號高壓加熱器殼程不可行，現(xiàn)將經(jīng)過過熱段冷卻后的1抽蒸汽通過間壁式換熱器，再次用3抽蒸汽的過熱度加熱，然后被加熱的蒸汽再次回到1號高壓加熱器加熱給水，如圖2所示。

以某350 MW超臨界機(jī)組配置外置蒸汽冷卻器部分平衡圖(圖3)為例：1號高壓加熱器的給水進(jìn)入蒸汽冷卻器，利用3抽473.7 ℃的蒸汽再次加熱給水，最終給水提高至294.7 ℃。

由表1的計(jì)算可知，過熱段蒸汽出口溫度的設(shè)計(jì)值為300 ℃(按照高壓加熱器的設(shè)計(jì)理念，為了保證1號高壓加熱器過熱段出口處的干壁溫度，蒸汽出口溫度不能太低，需保證過熱蒸汽冷卻段出口處管子壁溫在蒸汽壓力飽和溫度1.1 ℃以上)，3抽加熱蒸汽溫度為473.7 ℃，假定3抽加熱蒸汽出口溫度為310 ℃，蒸汽量為38.326 t/h，1號蒸汽量為69.623 t/h，按照熱平衡核算，1抽蒸汽經(jīng)過再熱后溫度為356 ℃。

表1 1號高壓加熱器過熱段熱力計(jì)算簡表

需要指出的是：在這個傳熱過程中，因部分階段3抽蒸汽溫度低于1抽蒸汽溫度，因此只能采用純逆流布置實(shí)現(xiàn)，如圖4所示。

由于給水經(jīng)過1抽加熱后，其給水溫度為291.7 ℃，高于蒸汽的飽和溫度290.0 ℃，所以經(jīng)過再熱的蒸汽再次加熱末端給水時(shí)，不必?fù)?dān)心蒸汽在管外發(fā)生凝結(jié)。本次分析設(shè)計(jì)值定為300 ℃(若采用純逆布置，端差為10 ℃)，給水流量為1 038.836 t/h，按熱平衡核算，給水出口溫度為294.4 ℃。由圖5可看出，在整個傳熱過程中，蒸汽的溫度一直都是高于給水的溫度，所以無論采用哪種傳熱方式(逆流或順流)均能實(shí)現(xiàn)。

3 外置式與內(nèi)嵌式分析

通過上文分析可知，采用蒸汽再熱方法可行。

采用獨(dú)立的外置式蒸汽再熱器是一種最為直接的辦法，如圖6所示。它的結(jié)構(gòu)與外置式蒸汽冷卻器基本相同，僅僅是管側(cè)介質(zhì)由給水變成了蒸汽。與常規(guī)蒸汽冷卻器相比，具有如下特點(diǎn)：

1)管側(cè)壓力由30 MPa下降至10 MPa以下，換熱管的壁厚大大降低，可由2.5 mm降低至0.9 mm以下。

2)管板厚度大大降低，經(jīng)計(jì)算，以350 MW機(jī)組為例，管板厚度可由385 mm下降至175 mm。

3)1號高壓加熱器至蒸汽再熱器的高壓管道降低至中低壓管道。

4)加熱器的材質(zhì)不能采用碳鋼，應(yīng)采用高一級的Cr-Mo鋼。

5)1號高壓加熱器相應(yīng)地增加部分換熱面積,并且需要在1號高壓加熱器殼體上額外設(shè)置兩個接管。

6)1抽加熱蒸汽在加熱器內(nèi)沖刷的流程變長，因此其阻力會相應(yīng)地增大；而3抽的蒸汽在換熱管內(nèi)的流速相比管道內(nèi)的流速是要低一些的，其阻力并不會顯著增加。

由以上分析可知，工作壓力的降低，可使蒸汽再熱器的重量顯著降低，雖然由于溫度的提升必須提高殼體的材質(zhì)，但溫度一般不會超過550 ℃，一般15CrMo鋼即可勝任。此外，換熱管又將碳鋼提升為Cr-Mo鋼，提高了管子的耐沖刷性，其工作壓力相比給水壓力更低，因此可靠性更高，不容易泄漏。

現(xiàn)階段現(xiàn)場的布置以簡易、輕量化為指導(dǎo)方向，上述的獨(dú)立式外置蒸汽再熱器雖然視線里輕量化，但仍然需要管道，占用場地，那么是否可以將蒸汽再熱器和1號高壓加熱器整合到一起呢？

如圖7(作者提出的一種新型加熱器)所示，1抽蒸汽在過熱蒸汽冷卻段(DSZ) A被給水冷卻后，通過蒸汽通道進(jìn)入尾部的再熱區(qū)域，被3抽的蒸汽重新加熱后，再通過蒸汽通道進(jìn)入過熱蒸汽冷卻段(DSZ) B進(jìn)一步加熱給水。這個加熱器把1號高壓加熱器和蒸汽再熱器合二為一，簡化了系統(tǒng)布置，節(jié)省汽機(jī)廠房空間和管道。該加熱器總重量為69 t，而采用常規(guī)的外置式蒸汽冷卻器方案，1號高壓加熱器+蒸汽冷卻器共81 t，可見節(jié)約成本明顯。

對于二次再熱機(jī)組，由于一般蒸汽冷卻器是2臺，若采用雙列布置方案，則可以將1A和1B高壓加熱器分別按上述方案進(jìn)行設(shè)計(jì)，2抽和4號蒸汽分別接入1A和1B的蒸汽進(jìn)口，這樣就可省卻了外置式蒸汽冷卻器。而對于采用蛇形管高壓加熱器的機(jī)組，由于是單列布置，這時(shí)1號高壓加熱器設(shè)計(jì)成上述形式較為困難，但可設(shè)計(jì)成獨(dú)立的外置蒸汽再熱器，如圖7所示。

圖8所示，二次再熱機(jī)組2#抽汽和4#抽汽分別從兩側(cè)的進(jìn)口進(jìn)入，而1號抽汽從蒸汽進(jìn)口進(jìn)入，在再熱器內(nèi)部完成換熱后，溫度升高，從出口流出再次回到1號高壓加熱器加熱給水。這樣成功地使二次再熱機(jī)組的兩臺蒸汽冷卻器變?yōu)橐慌_。

需要指出的是，二次再熱蒸汽溫度通常達(dá)到了530 ℃以上，這溫度下，通常要選取昂貴的SA-336F91材料，圖7所示的結(jié)構(gòu)，管板需要使用12Cr2MoV或SA-336F91等鍛件，換熱管則可采用12Cr1MoVG或SA-213T91。由于結(jié)構(gòu)尺寸小，壁厚較薄，所以整體上制造成本還是要比常規(guī)外置式蒸汽冷卻器低。

4 加熱器性能及可靠性分析

按圖7所設(shè)計(jì)的蒸汽再熱器，最終給水出口溫度為294.4 ℃，而熱平衡采用外置式蒸汽冷卻器的最終給水出口溫度為294.7 ℃，可見兩者相差較小。整個換熱過程中，圖7所示加熱器再熱區(qū)為過熱蒸汽和蒸汽之間的換熱，其傳熱效率是要低于過熱蒸汽與給水的換熱；再者，1抽蒸汽第一次經(jīng)過過熱蒸汽冷卻段后，其實(shí)際蒸汽出口溫度很可能會高于301.7 ℃，這也會直接導(dǎo)致3抽蒸汽出口溫度高于310 ℃，導(dǎo)致最終給水出口溫度低于294.7 ℃(圖7加熱器蒸汽冷卻器下端差設(shè)計(jì)值為20 ℃)。

常規(guī)的外置式蒸汽冷卻器系統(tǒng)，蒸汽冷卻器下端差(蒸汽出口溫度與給水入口溫度之差)雖然設(shè)計(jì)值一般為10 ℃[3](本文所述平衡圖為8 ℃)，但實(shí)際運(yùn)行中很難達(dá)到這么低的數(shù)值。從目前國內(nèi)部分電廠蒸汽冷卻器投運(yùn)的結(jié)果來看，下端差以20～30 ℃居多，部分電廠甚至到達(dá)30～40 ℃以上，這在一定程度上導(dǎo)致最終的給水溫度偏低。

圖7所示的加熱器最終的給水溫度可能也會低于設(shè)計(jì)值，至于低于設(shè)計(jì)值的程度，因目前國內(nèi)還沒有機(jī)組采用，暫無實(shí)際運(yùn)行經(jīng)驗(yàn)可參考，但可以預(yù)見的是并不會低太多。

圖7所示加熱器再熱區(qū)換熱管采用Cr-Mo鋼材質(zhì)，其耐沖刷及抗腐蝕性大大提高，其管內(nèi)管外工作壓力一般不超過10 MPa，而傳統(tǒng)的外置式蒸汽冷卻器換熱管一般為碳鋼，管內(nèi)一般要承受30 MPa的給水壓力，工作環(huán)境較為惡劣。相比而言，圖7所示換熱器再熱區(qū)域工作環(huán)境較好，因此其泄漏的可能性更低，因此，圖7所示加熱器可靠性更高。

5 加熱器優(yōu)缺點(diǎn)對比

圖7所示加熱器與傳統(tǒng)的外置式蒸汽冷卻器相比，優(yōu)缺點(diǎn)如下：

表2 加熱器優(yōu)缺點(diǎn)對比

6 結(jié)束語

通過本文的分析，可得出以下結(jié)論：

1)利用3抽蒸汽對1抽蒸汽進(jìn)行加熱，被加熱的1抽蒸汽再次對給水進(jìn)行加熱是可行的；

2)新型加熱器換熱管管內(nèi)壓力由30 Mpa降低至10 Mpa，工作壓力大幅度降低，換熱管工作環(huán)境得到了改善，降低了泄漏的幾率，加熱器可靠性得到了提高；

3)3抽蒸汽傳熱至給水經(jīng)歷了兩次傳熱過程，因此其傳熱性能會有所降低，尤其1抽蒸汽在過熱段的出口溫度受高壓加熱器設(shè)計(jì)水平限制，存在較大的變數(shù)；

4)新型加熱器結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜，但外部管道系統(tǒng)布置簡單，節(jié)約場地和管道。

綜合本文論述，這種新型加熱器相比傳統(tǒng)的高壓加熱器系統(tǒng)，具有一定的優(yōu)勢，其加熱器的成本，管道和場地的投資相對有所降低，因此值得采用，具有一定的推廣價(jià)值。