超臨界600MW汽輪機配汽方式優化分析

劉興暉，任江波，李 剛

（華能國際電力股份有限公司上安電廠，石家莊 050310）

1 概況

華能國際電力股份有限公司上安電廠（簡稱“華能上安電廠”）5號機組于2008年6月投入商業運行，為國內首臺超臨界600MW直接空冷機組，汽輪機為 NZK600－24.2/566/566型超臨界、一次中間再熱、沖動式、單軸三缸四排汽、直接空冷凝汽式汽輪機。汽輪機額定功率620.0MW，最大功率677.2MW，額定主蒸汽量1 879.5t/h，最大主蒸汽量2 090.0t/h，額定蒸汽參數24.2MPa/566℃（主蒸汽門前），再熱蒸汽參數4.088MPa/566℃（中聯門前），額定背壓16.0kPa，設計熱耗7 971kJ/kWh。

該型汽輪機采用全電調控制的復合滑壓配汽方式，調節閥采用多閥系統，各閥嚴格按照預定的程序執行啟閉、升程關系固定。在啟動和較低負荷時，汽輪機采用節流調節，此時4個調節閥同時開啟，帶一定負荷后，關小或關閉部分閥門，轉為噴嘴調節［1］。此配汽方式在額定負荷下的效率較高，但在部分負荷時節流損失較大。近年隨電網結構變化，600MW等級機組頻繁參與電網調峰，常年在60%～80%負荷區間運行，汽輪機節流損失較大，為進一步提高機組運行經濟性，需要在原配汽方式基礎上進行優化改進，以提高機組運行經濟性。華能上安電廠利用2012年5號機組大修機會對汽輪機的配汽方式及定滑壓曲線重新進行了優化設計，實現正常運行中調門盡量多的處于全開狀態，減小調門節流損失，降低汽機熱耗，以提高機組運行經濟性。

2 汽輪機原配汽方式存在的問題

華能上安電廠5號機組原復合滑壓配汽方式在啟動和較低負荷時，汽輪機采用節流調節，此時4個調節閥同時開啟，帶一定負荷后，關小、關閉部分閥門，轉為噴嘴調節，原復合滑壓配汽曲線見圖1。圖2為該機組高調閥編號以及對應的噴嘴組數目，該機組調節級4個噴嘴組為非均勻布置，Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ號閥分別對應46、36、46、56只噴嘴。復合滑壓配汽方式的目的是在啟動和低負荷階段汽輪機全周進汽，以達到汽輪機均勻加熱，減小熱應力，在額定負荷時保持噴嘴調節的優點，減小閥門節流損失。從汽輪機的閥門開啟順序來看，該配汽方式帶基本負荷的機組設計是合理的，如果機組長期調峰運行，機組在較大的部分負荷區間內，4個調節閥均有一定開度，節流損失較大。

圖1 原復合配汽曲線

圖2 高調閥編號以及對應噴嘴組數目（沿蒸汽流動方向視圖）

3 配汽優化試驗

汽輪機配汽優化試驗的思路為：機組負荷一定的情況下，切除AGC，協調退出，DEH投入功率控制回路，在原復合配汽方式進行一次試驗，再通過熱工人員在工程師站手動緩慢調整閥位，改變配汽方式（復合配汽改順序閥配汽）進行試驗，運行人員監視機組安全性參數（振動和瓦溫）變化，預先設定的閥序為2/4－1－3、1/4－2－3、1/2－4－3，選擇機組安全性參數較為正常的閥序為配汽優化的最終閥序。優化試驗前機組控制方式切手動，DEH側投功率回路，由熱工人員在工程師站緩慢調整高調門閥位至目標閥位。一方面監視新閥序工況下的汽輪機振動、瓦溫等安全性參數的變化情況，另一方面分別計算各試驗工況下的汽輪機熱耗，熱耗最低工況對應的閥位為最佳閥位，此時的主蒸汽壓力為最優主蒸汽壓力。然后在不同的負荷下重復上述過程，即可得到汽輪機在部分負荷運行時的最優滑壓壓力。2012年5號機組大修前完成了汽輪機在360MW、400MW、450MW、500MW、550MW 和 600MW負荷下的配汽優化試驗。下面以360MW負荷為例進行介紹。360MW負荷共進行了5個試驗工況，各試驗工況的主要參數以及計算結果如表1所示。

表1 360MW試驗負荷主要參數及計算結果

根據表1數據可得到360MW負荷時機組熱耗率隨主蒸汽壓力的變化曲線，如圖3所示。

圖3 360MW負荷熱耗主蒸汽壓力曲線

由圖3可見，在360MW負荷，機組在主蒸汽壓力為17.44MPa時經濟性最好。由表1中修正后的機組熱耗率可知，配汽優化后機組熱耗率較優化前改善42kJ/kWh。

按上述步驟分別得到機組在400MW、450 MW、500MW、550MW和600MW負荷下機組熱耗率隨主蒸汽壓力的變化數據，如表2所示。

表2 機組各工況下經濟運行壓力和優化后的熱耗改善值

由表2可知，400MW負荷下機組在主蒸汽壓力為19.25MPa時機組經濟性最好，修正后的機組熱耗率顯示配汽優化后機組熱耗率較優化前改善37kJ/kWh。450MW負荷下機組在主蒸汽壓力為21.55MPa時經濟性最好，機組熱耗率改善37 kJ/kWh。500MW 負荷下機組在主蒸汽壓力為22.46MPa時經濟性最好，機組熱耗率改善33 kJ/kWh。550MW負荷下機組在主蒸汽壓力為24.18MPa時經濟性最好，機組熱耗率改善26kJ/kWh。600MW負荷下機組宜定壓運行，原配汽方式經濟性與順序閥配汽方式經濟性基本相當。

根據汽輪機在新閥序下各負荷的最佳運行點，得到機組最佳滑壓曲線方案如表3所示，擬合得到優化后的鍋爐定滑壓曲線如圖4所示。

表3 各試驗負荷點對應的最佳滑壓壓力值

圖4 優化后的鍋爐定滑壓曲線

4 配汽優化效果分析

4.1 經濟性分析

5號機組各試驗負荷點優化前后熱耗值對比，見表4。

表4 5號機組各試驗負荷點優化前后熱耗值對比

由表4可以看出，優化后熱耗收益明顯，機組運行的經濟性得到了明顯提升，各負荷熱耗改善平均值為35.4kJ/kWh。

表5為西安熱工院對5號機組進行發電煤耗性能試驗提供的試驗結果。

表5 5號機組發電煤耗試驗結果

由表5可以看出，汽輪機熱耗每降低27 kJ/kWh，發電煤耗可降低1g/kWh。即閥序優化后平均降低熱耗35.4kJ/kWh，對應發電煤耗可降低1.31g/kWh。以5號機組年發電量35億kWh計，年節約標煤4 585t，標煤單價856.95元/t，單臺機組年運行收益392.9萬余元，經濟效益顯著。

4.2 安全性分析

4.2.1 機組軸振對比

汽輪機在部分進汽方式下，蒸汽除了在調節級葉輪上產生力偶而推動轉子旋轉外，還產生一通過轉子中心的力。調節閥順序開啟時，部分進汽作用力將使軸系中各軸承載荷及轉子撓度發生變化，嚴重時將使轉子軸系不穩定運行，使轉子失穩引起較大的振動。汽輪機配汽方式的改變，對軸系影響較大的部位是前端，各試驗工況下復合配汽方式和順序閥配汽方式下轉子振動的數據對比，見表6。

表6 配汽優化前后各負荷點軸振對比 μm

由表6數據可知，復合配汽方式切換到順序閥配汽方式后，1號、2號、3號軸振值均基本不變，由此可知，配汽優化對機組軸振幾乎沒有影響。

4.2.2 支持軸承金屬溫度對比

閥序切換前后1號、2號、3號、4號支持軸承金屬溫度對比，見表7。

表7 配汽優化前后各負荷點軸承溫度值對比 ℃

由表7數據可知，在各負荷階段3號、4號軸承金屬溫度值在2種閥序下基本相同。在低負荷區域（360～450MW）改順序閥運行后，1號、2號軸承溫度上升2～4℃，在高負荷區域（500～600MW）改順序閥運行后，1號、2號軸承溫度則下降2～4℃，由此可知，改變進汽方式后，對機組軸承溫度幾乎沒有影響。

5 結束語

由于600MW汽輪機在電網中頻繁參與調峰，超臨界600MW汽輪機原復合配汽方式在經濟運行方面已不能滿足當前發電廠經濟運行的需要，通過對汽輪機配汽方式及定滑壓曲線的優化，在不影響機組運行安全性的前提下，減小了高壓調節閥的節流損失，顯著提高了機組運行的經濟性，有很好的推廣性，可為同類型機組提高運行經濟性提供參考和借鑒。

［1］ 譚 銳，劉曉燕，陳顯輝，等.超臨界600MW汽輪機運行優化研究［J］.東方汽輪機，2011（4）：11－14.