电厂循环水供热改造工程
方案说明书
第一章 概述
1.1 项目概况 1.1.1项目名称
XX热电厂循环水供热改造工程 1.1.2项目建设单位
项目承办单位：XX 煤焦有限公司 1.1.3项目编制单位
1.1.4 项目建设总投资
建设项目总投资约1628.4万元。 1.1.6 项目建设规模及内容
本项目为XX 煤焦有限公司4×6MW 机组循环水供热技术改造工程，主要解决以下区域冬季采暖供热：
① 明源煤焦有限公司内部建筑冬季采暖，采暖面积5万m 2。 ② 明源煤焦蔬菜大棚冬季采暖，现有30万m 2，2011扩建30万m 2，共计60万m 2。
③ 郭道镇规划建筑面积30万㎡。
本项目设计热力网供回水温度为65/52℃热水，供热管线采用架空敷设和直埋敷设相结合，管径规格从DN80～DN800, 供热半径为3km 。本项目年利用冷却水塔散热损失50万GJ 。
项目建设内容包括循环水供热主管网建设改造、用户区域管网改造、循环水泵房建设及4×6MW 机组改造四个大部分。 1.1.7 项目建设目的
主要是利用4×6MW 热电机组的冷却塔散热损失解决冬季采暖，以便实现热能的最大化利用及污染物的减排和水资源的节约，最终解决冷却塔冷源损失问题，进一步提高能源利用率，实现企业可持续发
展。
1.2 编制依据
（1）《城市热力网设计规范》CJJ34-2002；
（2）《全国市政工程投资估算指标》（HGZ47-108-2007年）建设部；
（3）《建设项目经济评价方法与参数》（2006年）； （4）《山西省建设工程其它费用暂行标准》； 1.3 编制范围
根据热负荷的分布和热源为低真空循环水的特点进行工程方案设计研究。工程内容为低真空循环水供热热源、循环水泵房、热源至各供热用户管线的设计研究。
本期方案研究的范围包括：
1）明确热源，并对热负荷作出预测。
2）提出低真空循环水供热工程技术改造方案。 3）对各主要工艺系统及辅助系统工艺方案设想评选。 4）提出投资估算。 1.4 主要技术经济指标
表1-1 主要技术经济指标
1.5 结论
低真空循环水供热技术改造项目在降低冷源损失，提高循环水温及热效率，作为冬季供暖是一项社会效益和经济效益都十分显著的节能技术。
本项目的实施对节约能源、提高能源利用率具有重要的现实意义。
第二章 低真空循环水供热简介
凝汽式汽轮机低真空运行，利用循环水供热，六十年代在前苏联已经运行，背压可提高到0.059～0.078MPa ，冷却水出口的温度可达80～90℃。直接用循环水供热，减少了冷源损失，显著提高了凝汽式电厂的经济性。七十年代以来，阜新发电厂、哈尔滨热电厂相继对25MW 机组进行了低真空运行，真空降到0.04MPa 。长春第一汽车厂动力分厂 、长春发电厂也对3112型12MW 机组进行低真空运行，真空降到0.043MPa ，冷却 水出口水温达到80℃。有的电厂在12MW 机组低真空运行，排汽压力为0.02～0.03MPa ，冷却水出口温度48～50℃，一台机组每小时可供热11.96GJ ，供暖面积52万平方米，发电煤耗为378g/kWh，比纯凝工况运行煤耗降低40％以上。
凝汽式汽轮机低真空运行时，一方面由于减少冷源损失，另一方面由于提高背压运行，改变了汽轮机热力工况，使汽轮机长期在变工况下运行，对汽轮机的功率、效率、推力等都产生影响。随着真空的降低，功率下降，轴向推力增大，排汽温度升高，汽轮机辅机运行工况也都发生变化。
2.1 低真空运行对功率的影响
凝汽式汽轮机组功率同蒸汽流量和理想焓降成正比。
低真空运行时，由于真空降低，背压升高使理想焓降减少。在进汽量和效率不变的情况下，将使发电机功率降低。低真空运行是汽轮机运行的变工况，对冲动式汽轮机而言，真空降低将引起中间各级的级前压力提高。对于复速级由于级后压力提高，使该级焓降减少，相对内效率下降，功率下降显著；对于中间各级，由于级前、级后压力变化均改变，而压比、焓降变化不大，因而相对内效率变化不大，功
率变化不大；对于末级和次末级，由于真空降低使焓降大幅降低，甚至变为负值，以致造成蒸汽流速急剧降低，蒸汽不但不做功，反而对转子旋转产生阻尼作用，使发电机功率降低。另外，由于低真空运行时，蒸汽没有充分膨胀，相对内效率也相应减少，从而使功率下降。 2.2 低真空运行对轴向推力的影响
汽轮机转子的轴向推力是由动叶前后的压差和蒸汽在动叶内动量变化产生的推力；叶轮轮盘前后压差作用产生的推力以及静推力几部分组成。当汽轮机低真空运行时，这些推力将受到影响。对于冲动式汽轮机，轴向推力随背压的增加而增大。根据长春第一汽车厂动力分厂对3112型汽轮机轴向推力计算，当背压P2＝0.055MPa 时，机组的轴向推力比纯凝汽工况时的轴向推力大近一倍。为保证机组安全运行，可以采取降低前端汽封压力，增加叶轮平衡孔面积和拆除末级等方法减小轴向推力。但是，从目前已进行低真空运行的机组运行情况看，轴向推力的增加，仍然在机组推力轴承安全运行的范围内，因此对机组可以不必改动，仍能保证安全运行。 2.3 低真空运行对汽缸膨胀的影响
低真空运行时，由于背压提高，排汽温度升高，汽缸膨胀量增大，从而改变了通流部分的动静间隙。静子以后缸中心为零点向前膨胀，转子以推力轴承为零点向后伸长，但是由于温度变化不大，动静间隙的变化不致于产生摩擦和振动。就现有机组低真空运行情况来看， 对汽缸膨胀影响不大。
2.4 低真空运行对凝汽器的影响
低真空运行时，凝汽器的膨胀因排汽温度升高增加。膨胀增加过多，可能会造成管束与管板的膨胀接口因膨胀不同而破坏密封性，甚至使汽轮机后轴承升高，从而影响汽轮发电机组对中，以致加大振动
值。但是由于凝汽器膨胀量甚小，在已运行的机组中还没有发生上述现象。为解决排汽过热问题，可在凝汽器排汽口加装除盐水喷水装置，以降低排汽温度。低真空运行时，凝汽器变为循环水加热器，要求提高水室承受能力，并且凝汽器由双路双流程改为单路四流程，因此要加固水室盖、增加水室拉杆数量、设计合理的管路布置，以保证安全运行。为防止循环水在凝汽器内沉积结垢影响传热效果，降低出力，可在循环水系统加装胶球清洗机。为保证在循环水供热时安全运行，使凝汽器内保持一定的冷却水压，应该加装管网补水泵，并在凝汽器进水压力表上安装报警器。当出现凝汽器压力下降情况时，报警器报警，即可向系统补水。
实践证明，凝汽式汽轮机低真空运行时，将会对机组及凝汽器产生一定的影响。但如果排汽压力选取在0.05MPa 以下，对汽轮机及其辅机不会有太大影响。在热负荷较大的情况下，为保证热网循环水温度，可在热网系统设置热网加热器，利用抽汽加热热网循环水，这样既保证低真空安全运行，又使热网循环水达到供热温度要求。 2.5 低真空运行的切换
凝汽式机组改为低真空运行时，通常都是在冬季低真空运行，其它季节纯凝工况运行，就存在两种运行方式的切换问题。低真空运行时，将原有循环水至冷却塔的闭路循环方式切换为循环水至外网供热运行方式。这种切换有两种方法：一种是冷态切换，即在机组运行前，机组处于停运状态下，把循环水至冷却塔的闭路循环系统切换为循环水至外网供热系统。这种切换方法可靠，但必须在停机状态时进行。另一种是热态切换，即在机组处于运行状态下，把循环水至冷却塔的闭路循环系统切换为循环水至外网供热系统。这种切换方法机组不必停运，经济性好，而且只要操作得当，同样安全可靠。因此，在机组
处于运行状态时，不必停机切换。 2.6 低真空运行的经济效果
一般凝汽式电厂的循环热效率只能达到25～35％，而60%以上的热量被冷却水带走，变为冷源损失。低真空运行时，将凝汽器作为一级加热器，利用排汽的凝结热加热循环水，用循环水代替热网水供暖，从而将排汽凝结热加以利用，使凝汽式电厂的循环热效率大大提高。根据长春发电厂的经验，一台采暖期可节煤1.5万吨。同时，低真空运行循环水供暖，可以取代众多的小锅炉，社会效益、环境效益十分显著。
3112型凝汽式机组低真空运行，一个
第三章 热负荷
3.1 热负荷指标取值
该项目设计区域郭道镇集中供热和XX 煤焦蔬菜大棚冬季采暖，郭道镇规划建筑面积30万m 2,XX 煤焦内部现有采暖面积5万m 2，熟菜大棚面积60万m 2, 共计采暖面积95万m 2。郭道镇30万m 2为规划新建项目，必需采取节能措施。XX 煤焦厂区现有建筑既有新建又有原有建筑，根据《城市热力管网设计规范》（GJJ34-2002）及各类建筑物的采暖面积指标（表3-1）确定项目区域建筑的采暖综合热指标q n 为：50W/m2（其中q n 已包含5%管网热损失）。熟菜大棚热负荷根据熟菜生长要求，保证大棚内夜晚温度不低于15℃, 白天不低于30℃，热负荷取为100W/m2。
采暖热指标计算表 3-1
3.2 设计热负荷及年耗热量计算
（1) 设计热负荷
①居住建筑采暖设计热负荷计算：
Q n = F • qn • 10-6
式中：Q n1——设计采暖热负荷（MW ）
F —— 规划供热面积 35×104m 2 Q n1——采暖综合热指标50W/m2
Q n1 =35×104×56×10-6= 17.5MW ②熟菜大棚采暖设计热负荷计算： Qn = F • qn • 10-6
式中：Q n2——设计采暖热负荷（MW ）
F —— 规划供热面积 60×104m 2 Q n2——采暖综合热指标100W/m2
Q n2 =60×104×100×10-6= 60MW 设计热负荷 Qn ＝Q n1 +Q n2 =77.5MW （2）采暖平均热负荷计算： QP = Qn ×(tn - tP )/(tn - tw )
式中：Q P ----采暖平均热负荷 (MW)
Q n ----采暖设计热负荷77.5(MW) t n ----室内设计温度，18℃
t P ----采暖期室外平均温度（-2.8℃） t w ----采暖室外计算温度（-12℃）
QP = 77.5×(18-(-2.8))/(18-(-12))=53.7MW （3）年耗热量计算：
Q h n = 0.0864•Q np •n
式中：Q h n ——采暖全年耗热量（GJ ）
Q np ——采暖平均热负荷53.7×103（KW ） n ——采暖天数139天
Q h n = 0.0864×53.7×103×139= 64.49×104GJ
电厂循环水供热改造工程
方案说明书
第一章 概述
1.1 项目概况 1.1.1项目名称
XX热电厂循环水供热改造工程 1.1.2项目建设单位
项目承办单位：XX 煤焦有限公司 1.1.3项目编制单位
1.1.4 项目建设总投资
建设项目总投资约1628.4万元。 1.1.6 项目建设规模及内容
本项目为XX 煤焦有限公司4×6MW 机组循环水供热技术改造工程，主要解决以下区域冬季采暖供热：
① 明源煤焦有限公司内部建筑冬季采暖，采暖面积5万m 2。 ② 明源煤焦蔬菜大棚冬季采暖，现有30万m 2，2011扩建30万m 2，共计60万m 2。
③ 郭道镇规划建筑面积30万㎡。
本项目设计热力网供回水温度为65/52℃热水，供热管线采用架空敷设和直埋敷设相结合，管径规格从DN80～DN800, 供热半径为3km 。本项目年利用冷却水塔散热损失50万GJ 。
项目建设内容包括循环水供热主管网建设改造、用户区域管网改造、循环水泵房建设及4×6MW 机组改造四个大部分。 1.1.7 项目建设目的
主要是利用4×6MW 热电机组的冷却塔散热损失解决冬季采暖，以便实现热能的最大化利用及污染物的减排和水资源的节约，最终解决冷却塔冷源损失问题，进一步提高能源利用率，实现企业可持续发
展。
1.2 编制依据
（1）《城市热力网设计规范》CJJ34-2002；
（2）《全国市政工程投资估算指标》（HGZ47-108-2007年）建设部；
（3）《建设项目经济评价方法与参数》（2006年）； （4）《山西省建设工程其它费用暂行标准》； 1.3 编制范围
根据热负荷的分布和热源为低真空循环水的特点进行工程方案设计研究。工程内容为低真空循环水供热热源、循环水泵房、热源至各供热用户管线的设计研究。
本期方案研究的范围包括：
1）明确热源，并对热负荷作出预测。
2）提出低真空循环水供热工程技术改造方案。 3）对各主要工艺系统及辅助系统工艺方案设想评选。 4）提出投资估算。 1.4 主要技术经济指标
表1-1 主要技术经济指标
1.5 结论
低真空循环水供热技术改造项目在降低冷源损失，提高循环水温及热效率，作为冬季供暖是一项社会效益和经济效益都十分显著的节能技术。
本项目的实施对节约能源、提高能源利用率具有重要的现实意义。
第二章 低真空循环水供热简介
凝汽式汽轮机低真空运行，利用循环水供热，六十年代在前苏联已经运行，背压可提高到0.059～0.078MPa ，冷却水出口的温度可达80～90℃。直接用循环水供热，减少了冷源损失，显著提高了凝汽式电厂的经济性。七十年代以来，阜新发电厂、哈尔滨热电厂相继对25MW 机组进行了低真空运行，真空降到0.04MPa 。长春第一汽车厂动力分厂 、长春发电厂也对3112型12MW 机组进行低真空运行，真空降到0.043MPa ，冷却 水出口水温达到80℃。有的电厂在12MW 机组低真空运行，排汽压力为0.02～0.03MPa ，冷却水出口温度48～50℃，一台机组每小时可供热11.96GJ ，供暖面积52万平方米，发电煤耗为378g/kWh，比纯凝工况运行煤耗降低40％以上。
凝汽式汽轮机低真空运行时，一方面由于减少冷源损失，另一方面由于提高背压运行，改变了汽轮机热力工况，使汽轮机长期在变工况下运行，对汽轮机的功率、效率、推力等都产生影响。随着真空的降低，功率下降，轴向推力增大，排汽温度升高，汽轮机辅机运行工况也都发生变化。
2.1 低真空运行对功率的影响
凝汽式汽轮机组功率同蒸汽流量和理想焓降成正比。
低真空运行时，由于真空降低，背压升高使理想焓降减少。在进汽量和效率不变的情况下，将使发电机功率降低。低真空运行是汽轮机运行的变工况，对冲动式汽轮机而言，真空降低将引起中间各级的级前压力提高。对于复速级由于级后压力提高，使该级焓降减少，相对内效率下降，功率下降显著；对于中间各级，由于级前、级后压力变化均改变，而压比、焓降变化不大，因而相对内效率变化不大，功
率变化不大；对于末级和次末级，由于真空降低使焓降大幅降低，甚至变为负值，以致造成蒸汽流速急剧降低，蒸汽不但不做功，反而对转子旋转产生阻尼作用，使发电机功率降低。另外，由于低真空运行时，蒸汽没有充分膨胀，相对内效率也相应减少，从而使功率下降。 2.2 低真空运行对轴向推力的影响
汽轮机转子的轴向推力是由动叶前后的压差和蒸汽在动叶内动量变化产生的推力；叶轮轮盘前后压差作用产生的推力以及静推力几部分组成。当汽轮机低真空运行时，这些推力将受到影响。对于冲动式汽轮机，轴向推力随背压的增加而增大。根据长春第一汽车厂动力分厂对3112型汽轮机轴向推力计算，当背压P2＝0.055MPa 时，机组的轴向推力比纯凝汽工况时的轴向推力大近一倍。为保证机组安全运行，可以采取降低前端汽封压力，增加叶轮平衡孔面积和拆除末级等方法减小轴向推力。但是，从目前已进行低真空运行的机组运行情况看，轴向推力的增加，仍然在机组推力轴承安全运行的范围内，因此对机组可以不必改动，仍能保证安全运行。 2.3 低真空运行对汽缸膨胀的影响
低真空运行时，由于背压提高，排汽温度升高，汽缸膨胀量增大，从而改变了通流部分的动静间隙。静子以后缸中心为零点向前膨胀，转子以推力轴承为零点向后伸长，但是由于温度变化不大，动静间隙的变化不致于产生摩擦和振动。就现有机组低真空运行情况来看， 对汽缸膨胀影响不大。
2.4 低真空运行对凝汽器的影响
低真空运行时，凝汽器的膨胀因排汽温度升高增加。膨胀增加过多，可能会造成管束与管板的膨胀接口因膨胀不同而破坏密封性，甚至使汽轮机后轴承升高，从而影响汽轮发电机组对中，以致加大振动
值。但是由于凝汽器膨胀量甚小，在已运行的机组中还没有发生上述现象。为解决排汽过热问题，可在凝汽器排汽口加装除盐水喷水装置，以降低排汽温度。低真空运行时，凝汽器变为循环水加热器，要求提高水室承受能力，并且凝汽器由双路双流程改为单路四流程，因此要加固水室盖、增加水室拉杆数量、设计合理的管路布置，以保证安全运行。为防止循环水在凝汽器内沉积结垢影响传热效果，降低出力，可在循环水系统加装胶球清洗机。为保证在循环水供热时安全运行，使凝汽器内保持一定的冷却水压，应该加装管网补水泵，并在凝汽器进水压力表上安装报警器。当出现凝汽器压力下降情况时，报警器报警，即可向系统补水。
实践证明，凝汽式汽轮机低真空运行时，将会对机组及凝汽器产生一定的影响。但如果排汽压力选取在0.05MPa 以下，对汽轮机及其辅机不会有太大影响。在热负荷较大的情况下，为保证热网循环水温度，可在热网系统设置热网加热器，利用抽汽加热热网循环水，这样既保证低真空安全运行，又使热网循环水达到供热温度要求。 2.5 低真空运行的切换
凝汽式机组改为低真空运行时，通常都是在冬季低真空运行，其它季节纯凝工况运行，就存在两种运行方式的切换问题。低真空运行时，将原有循环水至冷却塔的闭路循环方式切换为循环水至外网供热运行方式。这种切换有两种方法：一种是冷态切换，即在机组运行前，机组处于停运状态下，把循环水至冷却塔的闭路循环系统切换为循环水至外网供热系统。这种切换方法可靠，但必须在停机状态时进行。另一种是热态切换，即在机组处于运行状态下，把循环水至冷却塔的闭路循环系统切换为循环水至外网供热系统。这种切换方法机组不必停运，经济性好，而且只要操作得当，同样安全可靠。因此，在机组
处于运行状态时，不必停机切换。 2.6 低真空运行的经济效果
一般凝汽式电厂的循环热效率只能达到25～35％，而60%以上的热量被冷却水带走，变为冷源损失。低真空运行时，将凝汽器作为一级加热器，利用排汽的凝结热加热循环水，用循环水代替热网水供暖，从而将排汽凝结热加以利用，使凝汽式电厂的循环热效率大大提高。根据长春发电厂的经验，一台采暖期可节煤1.5万吨。同时，低真空运行循环水供暖，可以取代众多的小锅炉，社会效益、环境效益十分显著。
3112型凝汽式机组低真空运行，一个
第三章 热负荷
3.1 热负荷指标取值
该项目设计区域郭道镇集中供热和XX 煤焦蔬菜大棚冬季采暖，郭道镇规划建筑面积30万m 2,XX 煤焦内部现有采暖面积5万m 2，熟菜大棚面积60万m 2, 共计采暖面积95万m 2。郭道镇30万m 2为规划新建项目，必需采取节能措施。XX 煤焦厂区现有建筑既有新建又有原有建筑，根据《城市热力管网设计规范》（GJJ34-2002）及各类建筑物的采暖面积指标（表3-1）确定项目区域建筑的采暖综合热指标q n 为：50W/m2（其中q n 已包含5%管网热损失）。熟菜大棚热负荷根据熟菜生长要求，保证大棚内夜晚温度不低于15℃, 白天不低于30℃，热负荷取为100W/m2。
采暖热指标计算表 3-1
3.2 设计热负荷及年耗热量计算
（1) 设计热负荷
①居住建筑采暖设计热负荷计算：
Q n = F • qn • 10-6
式中：Q n1——设计采暖热负荷（MW ）
F —— 规划供热面积 35×104m 2 Q n1——采暖综合热指标50W/m2
Q n1 =35×104×56×10-6= 17.5MW ②熟菜大棚采暖设计热负荷计算： Qn = F • qn • 10-6
式中：Q n2——设计采暖热负荷（MW ）
F —— 规划供热面积 60×104m 2 Q n2——采暖综合热指标100W/m2
Q n2 =60×104×100×10-6= 60MW 设计热负荷 Qn ＝Q n1 +Q n2 =77.5MW （2）采暖平均热负荷计算： QP = Qn ×(tn - tP )/(tn - tw )
式中：Q P ----采暖平均热负荷 (MW)
Q n ----采暖设计热负荷77.5(MW) t n ----室内设计温度，18℃
t P ----采暖期室外平均温度（-2.8℃） t w ----采暖室外计算温度（-12℃）
QP = 77.5×(18-(-2.8))/(18-(-12))=53.7MW （3）年耗热量计算：
Q h n = 0.0864•Q np •n
式中：Q h n ——采暖全年耗热量（GJ ）
Q np ——采暖平均热负荷53.7×103（KW ） n ——采暖天数139天
Q h n = 0.0864×53.7×103×139= 64.49×104GJ