600MW供熱機組配汽方式優化研究

肖 平

（皖能合肥發電有限公司，安徽 合肥 230041）

一、單閥與順序閥的區別

1 所謂單閥控制方式，即所有進入汽輪機的蒸汽都經過幾個同時啟閉的調節閥后進入第一級噴嘴，也稱節流配汽方式。可見節流配汽主要是通過減少蒸汽流量來降低負荷。當機組負荷越低，節流損失越大，機組效率也就越低。因此，節流配汽方式的應用范圍不太廣泛，一般用于小功率機組和帶基本負荷的機組。高參數、大容量機組在啟動初期為使進汽部分的溫度分布均勻，在負荷突變時不致引起過大的熱應力和熱變形，也經常使用節流配汽方式。

2 所謂順序閥控制方式，即蒸汽經過幾個依次啟閉的調節閥后再通向第一級噴嘴，也稱噴嘴配汽方式。這種配汽方式在運行當中只有一個調節閥處于部分開啟狀態，而其余的調節閥均處于全開（或全關）狀態，蒸汽只在部分開啟的調節閥中受到節流作用，因此，在部分負荷時噴嘴配汽方式比節流配汽方式效率高，所以被廣泛應用。

二、實際運行方式及其問題

1 皖能合肥發電有限公司#6機組是上海汽輪機廠第一臺600MW超臨界中間再熱、抽汽凝汽式汽輪機，銘牌參數為C600-24.2/1.1/566/566，#1～#4高調門的噴嘴數分別是26、27、27和26。其中#1高調門后的蒸汽進入高壓缸左下方，#2高調門后的蒸汽進入高壓缸右下方，#3高調門后的蒸汽進入高壓缸左上方，#4高調門后的蒸汽進入高壓缸右上方。其單閥運行方式為4個高壓調門同時開啟或關閉，開度相同。按照廠家說明書的要求，機組在新投產半年內必須為單閥運行方式，主要原因是單閥運行時，各個負荷段高壓缸均為全周進汽，使汽缸加熱均勻，不會產生彎曲變形，負荷變化時，第一級的功率變化較為緩和，動葉在低負荷運行時也處于較高的溫度范圍，這使得動葉和轉子接合面之間能更好的達到配合，機械性負載的分布更加均勻。

2 汽輪機在單閥方式運行時，轉子受力基本平穩，但從單閥方式切換到順序閥方式后，在同樣的負荷下，汽輪機各高壓調節汽門的開度會發生很大變化，從而引起汽輪機調節級前后高壓蒸汽流動狀態的變化，這將直接導致汽輪機轉子，尤其是高壓轉子受力發生很大的變化，這一變化會反映在軸承金屬溫度、振動與軸向位移的變化上，變化劇烈時會給汽輪機的安全運行帶來嚴重影響。

表一

表二

3 皖能合肥發電有限公司#6機組在運行了半年后，開始由單閥切換為順序閥方式運行，原先設計的閥序是#3和#4高調門先開，#1高調門再開，#2高調門最后開。

三、典型工況下的運行參數分析

1 #6機組在順序閥方式下的相關運行參數（如表一與表二）

2 根據典型工況下順序閥方式的運行參數，發現當#2高調門已全關，#1高調門開度在10%時，#1軸X向振動已大幅超過正常運行中的允許值127um，#2軸承溫度2也已接近正常運行的極限值95℃，對機組的安全運行造成威脅。

3 為了防止軸承振動過大，在機組低負荷時，嘗試降低主汽壓力，從而使得主蒸汽流量和高調門開度增加，從實際情況看，確實能有效緩解軸承振動情況，但如此一來，便犧牲了機組的經濟性，并非一個兩全齊美的解決方案。

四、改變閥序的可行性研究

1 根據高壓缸配汽方式圖，當#3、#4高調門全開，而#2高調門全關、#1高調門接近全關時，對于高壓缸調節級而言，其下半部分基本不進汽，所有蒸汽都從上半部分進入汽缸。在這種配汽方式下，汽流除產生推動轉子旋轉的扭矩外，在部分負荷下還將產生很大的附加橫向汽流力，這個力在#3、#4高調門全開，而#1、#2高調門未開啟或開度很小時達到最大，因此高壓轉子上所受到的力除轉子自身的重力以外，還增加了由于部分進汽引起的橫向力，轉子在這一合力的作用下，軸心位置必然發生偏移，導致軸在軸承中的間隙發生了很大的變化，進而導致軸承振動和溫度的異常升高。

表三

表四

表五

表六

2 隨著機組負荷的增加，配汽剩余汽流力產生的傾覆力矩還會導致軸向推力發生變化，軸向位移增加，同時推力瓦的各個瓦塊進油油楔面積減小，推力瓦溫上升。

3 為了保證機組運行的經濟性，必然還是要采取順序閥的運行方式，那么就必須尋求新的配汽方式，以消除或降低調節級部分進汽時引起的汽流力。考慮到#1～#4高調門的噴嘴數比較接近，是否可以采取對角進汽的方式，例如先開#1和#4高調門，或先開#2和#3高調門。但與廠家溝通時得到的確是否定的答案，原因是對角進汽會導致調節級葉片所承受的激振力頻率和應力大幅上升。

4 嘗試調換#1與#2高調門的閥序，即#1高調門最后開啟，通過試驗數據的對比，發現和之前沒有太大的區別，軸承振動和溫度依然較高。

5 嘗試將#1與#3高調門對換，#2與#4高調門對換，實現與原先完全相反的配汽方式。

五、閥序改變后的運行參數對比

1 相同負荷下的相關運行參數（如表三與表四）

2 閥序改變前后的相關參數對比（如表五與表六）

3 從閥序更改前后的數據來看，在相同的機組負荷，相近的主汽壓力、主汽流量和調門開度下，#1軸承溫度1最大上升了11.8%，#1軸承溫度2最大下降了31.2%，達到25.5℃，#2軸承溫度1最大上升了5.7%，#2軸承溫度2最大下降了28.5%，達到26.9℃，#1軸X向振動最大下降了39.4%，已經低于正常運行允許值127um，#1軸Y向振動最大上升了31.9%，上升幅度雖然看似很大，但實際振動最大值為107.7um，尚在允許范圍內。而#2軸X向振動最大上升了35.9%，#2軸Y向振動最大下降了38.3%，鑒于#2軸振動最大值也未超過32um，因此對機組安全運行沒有太大的影響。

六、結論

1 各軸承溫度下降的幅度遠大于上升的幅度，軸承運行的安全性得以提高。

2 由于配汽方式發生了相反的變化，原先因部分進汽引起的橫向力并沒有消失，而是改變了方向，從#1、#2軸的振動數據就可以看出，上升和下降的幅度比較接近，但考慮到新的配汽方式下，各軸振均在允許范圍內，沒有之前的超限情況，再結合軸承溫度的下降情況，效果還是顯著的。

3 對高壓缸差脹、軸向位移等影響機組安全的運行的參數對比分析，發現前后的變化并不大，因此可以認為新的配汽方式并沒有對機組安全運行造成影響。

4 對汽機效率、汽機熱耗率和發電煤耗等影響機組經濟性的參數對比分析，發現前后的變化也不大，說明新的配汽方式并沒有降低機組運行的經濟性。

5 下一步將對調門的流量特性曲線進行比對，嘗試微調高調門的重疊度和整個汽輪機的流量特性曲線，檢查整個軸系的振動能否繼續下降。

[1]王文群，祝海義，鞠鳳鳴.超超臨界600MW汽輪機運行經濟性.

[2]郭瑞，楊建剛.汽輪機進汽方式對調節級葉頂間隙蒸汽激振.