摘要：工业抽汽需求可通过冷再、热再抽汽或者主汽减压等组合方式实现。工业抽汽导致回热系统抽汽压力变化及加热器温升变化等影响，故本文通过对汽轮机系统的适应性进行核算和评估，尤其是对事关汽轮机安全运行的高压末两级的叶片强度、轴向推力做出详细校核。
关键词：汽轮机；抽汽；安全性
1概述
根据某地热用户用汽需求，需要提供100t/h、3.8MPa、440℃的高压蒸汽，本文通过抽汽方案比对，并对汽轮机的安全性进行评估分析，确定最终可行的抽汽方案，并详细阐述了可行性方案的具体应用情况及效果。
2及数据采集
（1）测定机组深调时能否利用关小中调门开度来提高工业抽汽量。（2）测定机组深调且利用中压调门参与调节时，机组最低稳燃负荷及对应最大工业抽汽量。（3）掌握在机组深调时，关小汽轮机中压调门供工业抽汽时，对机组经济性的影响。（4）测定机组深调时关小中压调门，对机组运行参数的影响。本次试验参数测量，主要借用机组DCS系统进行数据采集。
3前期工业抽汽方案研究
3.1热再抽汽方案
由于高压工业用汽需求与该机组再热蒸汽参数比较接近，首先考虑采用热再抽汽的方案。但通过对该机组的计算结果显示，该机组 THA 工况下主汽流量 1755t/h，设计再热压力4.044MPa，当热再抽汽 100t/h 时，再热压力已下降至3.732MPa，低于 3.8MPa 的供热要求。经核算，热再抽汽量达到 100t/h 时，主汽流量需要达到 1790t/h 以上，抽汽压力才能达到 3.8MPa，而在 THA 进汽量 1755t/h 工况下，热再抽汽量不大于40t/h，抽汽压力才能达到3.8MPa。两台机组常年运行在约 60%THA 负荷上下，再热压力不足 3MPa，难以满足供热要求。此外，关于热再抽汽带来的机组安全性问题尤其是高负荷下较大抽汽量会影响机组高压末几级叶片强度，需要论证和评估。
3.2主汽抽汽方案
高压工业用汽需求另一可考虑的蒸汽来源为主蒸汽，如果采用主汽作为汽源经减压后直接对外供热，则可以基本不对汽轮机本体产生影响。该机组属于无调节级设计，滑压运行，主汽压力随机组负荷变化。主汽直接减压过程是一个等焓的绝热节流过程，该过程蒸汽压力和温度均发生变化，而蒸汽焓不变。经过核算，主汽减压抽汽存在的问题是，当主汽流量高于1726.5t/h功率高于592MW时，主汽压力已高于24.12MPa，该超临界参数的主蒸汽直接减压到3.8MPa后，蒸汽温度已经降低至440℃以下，达不到供热要求。可见采用主汽作为汽源供热直接减压后的温度在负荷高于592MW时不能满足要求，在低于592MW的负荷下直接减压即可，但主汽直接抽汽减压供热方案存在经济性较差的问题。
3.3主汽与热再混合抽汽方案
上述方案一和方案二均不能完全满足工业用汽压力或温度的需求，考虑到热再抽汽供热和主汽供热各自的不足，可以考虑通过压力匹配器、主汽与热再蒸汽混合供热的方案。该方案需要用到压力匹配器从而得到合适的供汽压力。压力匹配器是一种没有运转部件、结构简单、尺寸紧凑的蒸汽压缩装置，采用高压蒸汽作为驱动蒸汽，通过对低压蒸汽的引射和压缩，得到一个介于高压和低压之间的蒸汽压力。主蒸汽和热再抽汽引出后以合适的比例在压力匹配器内混合，即可达到热用户需要的供热参数。高负荷时，通过再热汽对主汽提升温度，可以解决主汽减压温度不足的问题。低负荷时，以主蒸汽为驱动蒸汽通过压力匹配器抽出热再汽并提高蒸汽压力，可以解决热再汽压力不足的问题。
4工业抽汽改造安全性校核
4.1高压缸末两级动叶片功率限制
该机组为日本富士机组，通过原机组热平衡图以及通流结构数据，对原机组进行了建模恢复性计算，得出不同工况下抽汽量变化对机组的影响。方案二中主汽抽汽对高压末两级动叶片强度没有影响，但方案一和三热再抽汽对高压末两级动叶片强度安全性存在很大影响。
为了保证机组安全性，高压末两级叶片的安全性校核原则为：以原机组设计的最大负荷工况TMCR工况下高压末两级叶片功率值为允许的最大值，并以此为基准，机组抽汽后高压末两级叶片功率不得超过此最大值，以此限定机组热再抽汽量，并计算出不同工况下机组所允许的最大热再抽汽量。经过分析认为，以TMCR工况高压末级、次末级动叶片功率为限制基准，按照热再抽汽后各工况的高压末两级实际功率不允许超过此最大设计基准，THA工况热再仅可抽汽45t/h。如需增大抽汽量，则需要减少主蒸汽流量，当主汽量减少到1620t/h时热再抽汽量可达到100t/h。即热再抽汽100t/h时，方案一和三最大主蒸汽流量不能超过1620t/h，对应的机组电功率不超过533MW。
4.2推力平衡原理
该型机组中压缸和低压缸均为对置双分流布置方式，轴向推力自身平衡，各个工况下均不对整机产生推力。高压缸单流反向布置，是产生机组轴向推力的来源。该机组高压缸在高压进汽侧轴封第一档位置设置有平衡活塞，用于平衡高压通流产生的反向动推力。平衡活塞后与高排位置连接，使二者压力相等，并通过设置相近的平衡活塞直径和高排末级叶根汽封直径，使得二者产生的轴向推力近似相互平衡。高压前汽封其它各段和高压后轴封均无台阶，各段轴封压力变化均不对轴向推力产生影响。其中高压前轴封最后一段直径有抬高，但该段轴封前连接轴加，设计轴封压力0.097MPa，后面为大气压力0.103MPa，该段轴封前后压差产生的轴向推力可以忽略不计。高压缸后三级压力级叶根汽封直径也略有逐级升高，也产生一定的反向推力，但绝对值较小，可以并入高压通流动推力的范畴。方案一和方案三因在热再有抽汽，600MW汽轮机组存在汽封漏汽量大等现象，尤其低中压合缸机组，由于汽封磨损，窜汽并部分漏入夹层，夹层汽流影响汽缸上下温度，中低压缸效率低，通流径向汽封磨损严重。方案二采用主蒸汽直接抽汽减压，对机组推力没有影响。
5具体实施应用
5.1供热抽汽系统
1#、2#机分别从主蒸汽管道引出一路蒸汽通过减温减压器，采用母管制向热用户提供工业用汽。全厂共设置4台减温减压器，每台机组设置2台，一备一用。主蒸汽参数为：27.2MPa、540℃，减温减压后工业供汽参数为4.5MPa，450℃。每台减温减压器前后各设置一个电动闸阀，设备切换及检修用；每台减温减压器后设置一个安全阀，蒸汽参数超压及用户突然甩负荷用；每台机的两台减温减压器后管道合并为一条，管道上设置手动闸阀和止回阀，便于检修用。
5.2旁路系统
为避免热用户快速甩负荷对机组安全的影响，每台机组设置1套100%容量旁路系统。事故状态下外供蒸汽从低压旁路减温减压后，接至原主机低压旁路后管道。旁路阀前各设置一个手动闸阀，便于检修用。
5.3应用效果
最终采用方案二对工业用户进行供汽。方案二采用主蒸汽直接抽汽减压，对机组推力没有影响。经过连续运行，可得出如下结果：项目改造结果各项参数达到或超过原定技术目标。对外供汽年利用小时8000h，额定供汽量下，全厂年均供电标煤耗约降低3g/kwh。
6结语
综上所述，本文通过对600MW 超临界汽轮机热再抽汽、主汽抽汽以及主汽与热再混合抽汽三种工业抽气方案的研究和对比分析，确定最终可行方案，并形成具体施工方案，即主蒸汽管道直接减温减压抽汽提供对外热源。经过连续运行，可得出如下结果： 各项参数达到或超过原定技术目标，有利于提高能源综合利用率，实现多方互利共赢，经济效益、环保效益、社会效益显著。对同类型汽轮机抽汽改造均具有较好的借鉴意义。
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