一种高压缸变压比热电联供汽轮机系统的制作方法

本发明涉及汽轮机技术领域，尤其涉及一种高压缸变压比热电联供汽轮机系统。

背景技术：

汽轮机是电站建设中的关键动力设备之一，是把热能转换成机械能进而转换成电能的能量转换装置。由锅炉产生的高温、高压蒸汽，经过蒸汽透平，将热能与压力势能转换成汽轮机的机械能，带动汽轮机转子输出轴做功，该机械能通过汽轮机转子输出轴传递给发电机，从而将机械能转换成电能。

燃气-蒸汽联合循环系指将燃气轮机作为前置透平，用余热锅炉来回收燃气轮机的排气余热，产出若干档新蒸汽注入汽轮机，蒸汽在汽轮机中膨胀做功并输出电能。燃气-蒸汽联合循环把具有较高平均吸热温度的燃气轮机与具有较低平均放热温度的蒸汽轮机结合起来，使燃气轮机的高温尾气进入余热锅炉产生蒸汽，并使蒸汽在汽轮机中继续做功发电，达到扬长避短、相互弥补的目的，使整个联合循环的热能利用水平较简单循环有了明显提高。联合循环发电的净效率可达48％～62％。

目前常用的联合循环系统有如E级联合循环电站广泛采用的双压、无再热系统和F级联合循环电站所采用的三压、再热系统。前者发电净效率在50％左右，后者发电净效率在58％以上。此外，还有发电效率在60％以上的H级联合循环系统。热电(冷)联产，是指在汽轮机的通流内部合适的位置处抽出一部分蒸汽用于工业用汽，初衷是实现能源的合理的梯度利用。热电联产的联合循环效率能够到达70％以上。

但是，现有的热电联合循环系统存在一些不足。以目前市场的主流F级燃气-蒸汽联合循环热电联供技术为例，假设项目1为：热电厂要上两套一拖一型配置的F级燃气联合循环汽轮机组，抽汽蒸汽需求为2.0MPa，285℃，蒸汽量为额定170t/h，最大250t/h，极端最大280t/h；项目2为：热电厂要上两套一拖一型配置的F级燃气联合循环汽轮机组，抽汽蒸汽需求为1.4MPa，265℃，蒸汽量为额定150t/h，最大210t/h，极端最大280t/h。按照传统的旋转隔板抽汽技术，在汽轮机的中压缸通流与抽汽需求参数匹配的压力级前处设置一旋转隔板或座缸阀来实现调整抽汽需求的蒸汽压力，项目1的需求参数为2.0MPa，而项目2的需求参数为1.3MPa，意味着两个项目中抽汽装置在汽轮机中压缸内通流的位置不同，一个设置在压力约为2.0MPa的压力级前，另一个则设置在压力约为1.3MPa的压力级前，也就意味着两台汽轮机的型号不同，这样导致同为一拖一型配置的F级燃气联合循环汽轮机组，却无法采用同一型号的汽轮机，机组的通流甚至连同抽汽装置都要重新设计，导致工作量增大，机组的通用性明显下降，机组无法实现批量化生产，单件小批量生产机组的成本明显增加。并且，传统的旋转隔板抽汽技术破坏了原有汽轮机中压缸通流的连续性，存在机组通流内效率偏低的问题。

技术实现要素：

本发明要解决的技术问题是提供一种实际抽汽温度与抽汽需求温度相匹配、适用抽汽需求参数范围广、机组通流内效率高的高压缸变压比热电联供汽轮机系统，以克服现有技术的上述缺陷。

为了解决上述技术问题，本发明采用如下技术方案：一种高压缸变压比热电联供汽轮机系统，包括高压缸、中压缸和再热器，高压缸的进汽口与高压进汽管道连通，高压缸的排汽口通过冷再热蒸汽管道与再热器的入口连通，再热器的出口通过中压进汽管道与中压缸的进汽口连通，在冷再热蒸汽管道上设有通向热网的抽汽管道；高压缸的额定压比值为re，高压缸的连续运行许用压比值为[r]，且满足：[r]/re≥1.3。

优选地，在抽汽管道抽汽的工况下，高压缸排汽口处的压力值降低至热网的供热需求压力值。

优选地，热网的供热需求压力值为P，当1.0MPa≤P≤1.2MPa时，高压缸的连续运行许用压比值[r]与高压缸的额定压比值re的比值满足：3.0≤[r]/re≤5.0。

优选地，热网的供热需求压力值为P，当1.2MPa≤P≤1.5MPa时，高压缸的连续运行许用压比值[r]与高压缸的额定压比值re的比值满足：2.0≤[r]/re≤4.0。

优选地，热网的供热需求压力值为P，当1.5MPa≤P≤2.0MPa时，高压缸的连续运行许用压比值[r]与高压缸的额定压比值re的比值满足：1.5≤[r]/re≤3.0。

优选地，热网的供热需求压力值为P，当2.0MPa≤P≤2.8MPa时，高压缸的连续运行许用压比值[r]与高压缸的额定压比值re的比值满足：1.3≤[r]/re≤2.0。

优选地，高压缸的额定压比值re与高压缸的连续运行许用压比值[r]的比值满足：[r]/re≥1.4。

优选地，高压缸的额定压比值re与高压缸的连续运行许用压比值[r]的比值满足：[r]/re≥1.5。

优选地，高压缸的额定压比值re与高压缸的连续运行许用压比值[r]的比值满足：[r]/re≥1.6。

优选地，高压缸的额定压比值re与高压缸的连续运行许用压比值[r]的比值满足：[r]/re≥1.7。

与现有技术相比，本发明具有显著的进步：通过抽汽管道实现高排抽汽，在无供热需求时，抽汽管道关闭，汽轮机系统处于单供电工况，与现有的热电联合循环系统在无供热工况下汽轮机内部通流中中压缸内的旋转隔板或座缸阀造成的节流损失依然存在相比，本发明的发电效率明显提高。在有供热需求时，通过抽汽管道抽取高压缸的高排蒸汽(即冷再热蒸汽)并送入热网供热，由于本发明高压缸的连续运行许用压比值[r]与额定压比值re的比值不小于1.3，即高压缸在长期连续运行过程中能够承受的最大压比值[r]不低于其额定压比值re的1.3倍，使得在抽汽过程中高压缸排汽口处的压力值可降低至接近或等于热网的供热需求压力值，满足大流量抽汽的要求，减小高排蒸汽压力与热网供热需求压力的差值，或者直接实现高排抽汽参数与热网供热需求参数的匹配，从而有效避免高排蒸汽压力势能的浪费，改善高品质能源浪费的现象，并简化系统。本发明提高高压缸的连续运行许用压比值[r]，使得其适用的抽汽需求参数范围更广，提高了机组的通用性，有利于机组的标准化和批量化生产，降低产品设计周期和机组成本；同时也使高压缸的做功能力增大，提升了抽汽工况时汽轮机的效率。此外，本发明无需在汽轮机通流内设置旋转隔板或座缸阀来实现抽汽，使得汽轮机的通流内效率明显高于传统的方式下配备的抽汽式汽轮机的内效率。

附图说明

图1是本发明实施例的高压缸变压比热电联供汽轮机系统的结构示意图。

图中：

HP、高压缸 IP、中压缸 2、再热器

3、热网 4、高排逆止阀 5、抽汽调节阀

6、高压进汽阀组 6a、高压主汽阀 6b、高压调节阀

7、中压进汽阀组 7a、中压主汽阀 7b、中压调节阀

100、冷再热蒸汽管道 101、抽汽管道 200、中压进汽管道

300、高压进汽管道

具体实施方式

下面结合附图对本发明的具体实施方式作进一步详细说明。这些实施方式仅用于说明本发明，而并非对本发明的限制。

在本发明的描述中，需要说明的是，术语“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”“内”、“外”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。此外，术语“第一”、“第二”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性。

如图1所示，本发明的高压缸变压比热电联供汽轮机系统的一种实施例。本实施例的高压缸变压比热电联供汽轮机系统包括高压缸HP、中压缸IP、再热器2、冷再热蒸汽管道100、中压进汽管道200和高压进汽管道300。

其中，高压缸HP的进汽口与高压进汽管道300连通，由高压进汽管道300向高压缸HP内通入高压蒸汽。高压缸HP的排汽口通过冷再热蒸汽管道100与再热器2的入口连通，高压缸HP排汽口排出的高排蒸汽(即冷再热蒸汽)可经冷再热蒸汽管道100通入再热器2中进行再加热。再热器2的出口通过中压进汽管道200与中压缸IP的进汽口连通，再热器2中产生的热再热蒸汽经中压进汽管道200通入中压缸IP内。在冷再热蒸汽管道100上设有通向热网3的抽汽管道101，用于抽取冷再热蒸汽管道100中的部分冷再热蒸汽，并将抽取的冷再热蒸汽通入热网3中以为热网3提供热量，实现高排抽汽。本实施例通过抽汽管道101实现高排抽汽，无需在汽轮机通流内设置旋转隔板或座缸阀来实现抽汽，使得汽轮机的通流内效率明显高于传统的方式下配备的抽汽式汽轮机的内效率。

在本实施例中，高压缸HP的额定压比值为re，高压缸HP的连续运行许用压比值为[r]，并且满足：[r]/re≥1.3。

需要说明的是，本领域技术人员公知的，汽轮机系统中高压缸的压比是指高压缸进汽口处的压力与高压缸排汽口处的压力之比，本文中用r表示；高压缸的额定压比值是指高压缸的额定进汽压力与高压缸的额定排汽压力的比值，本文中用re表示；高压缸的连续运行许用压比值是指高压缸在长期连续运行过程中所能够承受的最大压比值，本文中用[r]表示。本文中所提及的压力均为绝对压力。高压缸连续运行许用压比值[r]的设计使得汽轮机机组在运行过程中高压缸排汽口处的压力值具有一个最小值限制，为保证机组安全运行，高压缸排汽口处的压力值应不低于该最小值。而本发明采用由抽汽管道101进行高排抽汽的方案，在抽汽工况下，高压缸HP排汽口处的压力会随着抽汽管道101中抽汽流量的增加而降低，高压缸排汽口处的压力最多只能降低至由高压缸连续运行许用压比值[r]限定的最小值。现有技术中，汽轮机机组在设计高压缸的压比时考虑一定安全系数后，采用的高压缸连续运行许用压比值[r]要低于高压缸的额定压比值re的1.3倍，即[r]/re＜1.3。如果采用现有技术中高压缸压比的设计，在高排抽汽工况下高压缸排汽口处的压力一般最多只能降低至3.0MPa左右，相比热网的供热需求压力(例如1.2MPa)存在较高的压力势能浪费的现象，需要通过减压装置来实现抽汽参数与热网供热需求参数的相匹配。

因此，本实施例采用了提高高压缸HP的连续运行许用压比值[r]的设计，使高压缸HP的连续运行许用压比值[r]等于或高于其额定压比值re的1.3倍，即[r]/re≥1.3，使得在抽汽过程中高压缸排汽口处的压力值可降低至接近或等于热网的供热需求压力值，满足大流量抽汽的要求，减小高排蒸汽压力与热网供热需求压力的差值，或者直接实现高排抽汽参数与热网供热需求参数的匹配，省去减压装置的设置，从而有效避免高排蒸汽压力势能的浪费，改善高品质能源浪费的现象，并简化系统。本实施例提高高压缸HP的连续运行许用压比值[r]，使得其适用的抽汽需求参数范围更广，提高了机组的通用性，有利于机组的标准化和批量化生产，降低产品设计周期和机组成本；同时也使高压缸HP的做功能力增大，提升了抽汽工况时汽轮机的效率。

优选地，在本实施例中，高压缸HP的连续运行许用压比值[r]可以设计为等于或高于其额定压比值re的1.4倍，即[r]/re≥1.4。进一步，高压缸HP的连续运行许用压比值[r]可以设计为等于或高于其额定压比值re的1.5倍，即[r]/re≥1.5。再进一步，高压缸HP的连续运行许用压比值[r]可以设计为等于或高于其额定压比值re的1.6倍，即[r]/re≥1.6。更进一步，高压缸HP的连续运行许用压比值[r]可以设计为等于或高于其额定压比值re的1.7倍，即[r]/re≥1.7。

优选地，本实施例中热网3的供热需求压力值为P，当1.0MPa≤P≤1.2MPa时，高压缸HP的连续运行许用压比值[r]与高压缸HP的额定压比值re的比值满足：3.0≤[r]/re≤5.0；当1.2MPa≤P≤1.5MPa时，高压缸HP的连续运行许用压比值[r]与高压缸HP的额定压比值re的比值满足：2.0≤[r]/re≤4.0；当1.5MPa≤P≤2.0MPa时，高压缸HP的连续运行许用压比值[r]与高压缸HP的额定压比值re的比值满足：1.5≤[r]/re≤3.0；当2.0MPa≤P≤2.8MPa时，高压缸HP的连续运行许用压比值[r]与高压缸HP的额定压比值re的比值满足：1.3≤[r]/re≤2.0。

进一步，本实施中，在中压缸IP的进汽口上设有中压进汽阀组7，用于控制和调节热再热蒸汽的进汽量。中压进汽阀组7包括中压主汽阀7a和中压调节阀7b，中压主汽阀7a和中压调节阀7b串联。在抽汽管道101上设有抽汽调节阀5，抽汽调节阀5用于控制和调节抽汽管道101抽取的冷再热蒸汽的流量。在热网3的供热需求及抽汽管道101的抽汽量进一步增大至高压缸HP排汽口处的压力降低至由高压缸连续运行许用压比值[r]限定的最小值时，可通过抽汽调节阀5和中压进汽阀组7中的中压调节阀7b的相互配合，对抽汽管道101与冷再热蒸汽管道100中的冷再热蒸汽流量分配进行调节和控制，实现可调整抽汽并满足供热需求。

此外，本实施例在冷再热蒸汽管道100上设有高排逆止阀4，且高排逆止阀4位于抽汽管道101的上游，高排逆止阀4用于防止冷再热蒸汽倒流进高压缸HP内。在高压缸HP的进汽口上设有高压进汽阀组6，用于控制和调节高压蒸汽的进汽量。高压进汽阀组6包括高压主汽阀6a和高压调节阀6b，高压主汽阀6a和高压调节阀6b串联。

以上所述仅是本发明的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明技术原理的前提下，还可以做出若干改进和替换，这些改进和替换也应视为本发明的保护范围。