超超臨界660 MW 汽輪機節能改造實踐

劉淑英，鄧春生，賈 愚，郭晶晶

（中電投江西電力有限公司新昌發電分公司，江西 南昌 330117）

1 概況

中電投江西電力有限公司新昌發電分公司1 號機組于2009年12月14日正式投產發電，汽輪機是東方汽輪機廠有限公司引進日立公司技術設計制造的超超臨界、一次中間再熱、單軸、三缸四排汽、凝汽式汽輪機，型號為N660-25/600/600。高中壓缸采用采用日立苫東厚真超超臨界600 MW模塊，為高中壓合缸結構，低壓模塊采用600 MW等級超臨界機組成熟的40″低壓模塊，汽封均采用傳統的迷宮式梳齒型汽封，高中壓調節級、中壓第六級、低壓A、B 缸正反向1至4級隔板葉頂采用鑲嵌式阻汽片。

2 汽輪機存在的問題

汽輪機存在以下主要問題：

1）高中壓內缸變形大，中分面間隙偏大。

圖1 為大修時測得高中壓內缸中分面間隙情況(方框上部數據為自由狀態下測得的間隙，標準為不大于0.25 mm；方框下為把緊1/3螺栓后測得的間隙，標準為不大于0.05mm)。

由此可見，在自由狀態下，最大間隙3.70 mm，在把緊1/3螺栓后，最大間隙仍有3.50 mm，此數據嚴重超出廠家標準。

2）低壓存在級間漏汽。

試驗測得六段抽汽壓力比設計值高，四、五、六段抽汽溫度比設計值高。尤其五段抽汽溫度比設計值高約44 ℃，超溫嚴重。并且大修時解體后也發現低壓缸存在一定程度的級間泄漏。

圖1 高中壓內缸中分面間隙

3 1號機組汽輪機優化節能改造實施方案

3.1 高中壓內缸變形

3.1.1 原因分析

汽輪機高壓缸為雙層缸，在內外缸之間夾層中充滿的是高壓段的排汽，在汽缸夾層內的流動，由于內缸外壁沒有隔熱屏屏蔽，內缸外壁受到低溫汽冷卻，所以內缸內外壁間的溫差較大[1]，汽缸壁內外溫差引起的熱變形。

3.1.2 改造方案

針對高中壓內缸變形情況，將高中壓內缸返廠，對中分面及汽缸內孔進行補充加工。

對高中壓缸進行改造，最大限度減少夾層蒸汽流動通道面積，消除高中壓內缸內外壁溫差，根據本機組運行情況及相關分析，高中壓內缸變形是由高中壓內缸內外壁溫差大引起的[3]。現需對高中壓內缸兩端隔熱板處增加相應的汽封結構以減少蒸汽流動，這樣可以達到減少高中壓內缸內外壁溫差的效果，具體方案是在高中壓內缸的隔熱環上增加安裝鑲嵌式汽封齒，高中壓內缸回裝時，在鑲嵌式汽封齒兩側安裝高度大于汽封齒高度5 mm的耐高溫盤根，以及定位肩胛處增加耐高溫盤根（盤根高度要求大于該處間隙5 mm）。通過以上措施，高中壓外缸與內缸夾層分嚴密分隔成四個區域，蒸汽在各區域內基本無流動，內外缸夾層的蒸汽由高壓端向中壓端泄漏非常少。高排溫度較低的蒸汽無法流入夾層，以達到減少高中壓內缸內外壁溫差的效果，從而避免長期運行后汽缸變形導致中分面蒸汽泄漏。改造方案見圖2。

圖2 高中壓內缸優化

3.2 汽封升級

傳統迷宮式密封的密封齒材料硬度較大，不能靈活動作，機組在運行過程中，由于轉子的撓度和部件在高溫下的熱膨脹，密封齒很容易磨損轉子表面，使轉子彎曲，造成事故，所以傳統密封的徑向間隙一般取得較大（0.4～0.65 mm）。這使得常用的傳統密封有如下缺點：

1）密封效果不佳，能量損耗嚴重。

2）軸承箱內進汽嚴重，造成油中帶水，破壞油質，調節部套銹蝕，影響機組安全。

3）低壓缸密封不嚴，造成空氣內漏，降低低壓缸及凝汽器真空。

常規鐵素體汽封的汽封齒硬度較小，而且在高溫下難以淬硬，對汽輪機轉子磨損小，所以應用比較廣泛。但正是由于其“軟態”的優點，在機組運行過程中也容易被轉子磨損，使汽封間隙變大，不能達到預期的密封效果。

對此，通過充分對比研究，將高中壓缸徑向汽封及高中壓缸隔板汽封、高中壓缸軸封改造成東汽DAS汽封。

東汽DAS汽封在常規鐵素體結構的基礎上進行了重大改進，將常規鐵素體汽封的兩個長齒更換成兩個寬齒（DAS齒），并減小了汽封間隙。彌補了鐵素體汽封齒在機組運行過程中被轉子磨損從而使汽封間隙變大的缺點，從而達到既對轉子磨損小，又不容易被轉子磨損的效果，保證其密封性能。

東汽DAS汽封結構中，DAS齒與轉子之間的間隙B 比常規齒與轉子之間的間隙A 小約0.1～0.13 mm，DAS齒采用寬齒結構。

東汽DAS汽封通過在各汽封弧段中用兩個磨損保護汽封齒（DAS齒）替代兩個常規汽封齒來減少汽封磨損。

東汽DAS汽封的特點：DAS汽封在汽輪機啟、停的過程中，由于過臨界轉速的影響，汽封齒有與轉子產生摩擦的可能，因間隙B比間隙A小，所以DAS 齒最先與轉子接觸產生碰摩，然后壓縮汽封圈背部的彈簧，產生退讓，不僅減輕了DAS 齒的磨損，也保護了常規齒不與轉子產生摩擦，從而保證在汽輪機正常運行時，常規齒的間隙A 始終在設計值的范圍內，進而保證了設計的密封效果。另一方面，由于間隙B比間隙A 小，且DAS 齒采用寬齒結構，材料也耐磨，即使與轉子發生碰磨，其磨損量也非常小，運行時間隙B小于間隙A，整個汽封的泄漏量比傳統設計的汽封泄漏量小，這樣就可解決汽輪機各處汽封蒸汽泄漏量大的問題。在相同蒸汽的進、出口參數條件下，運用DAS 汽封蒸汽泄漏量比常規的鐵素體汽封下降70%～80%。

東汽DAS 汽封的密封間隙減小，用在各處其強度能都保證，無特殊要求，多用在過橋（中間）汽封、或平衡盤處，可以承受前后較高壓差。

3.3 其它提高機組經濟性措施

1）中壓1級冷卻連接結構改造。

原中壓1級冷卻連接管為法蘭加密封墊形式，沒有考慮到內外缸的膨脹差異，造成密封不好，引起汽缸夾層溫度超差，影響機組正常膨脹過程，同時還會造成中壓3級后抽汽參數偏離設計值。為保證密封效果，特設計成球頭連接結構。通過球頭與接口處的線接觸，可確保高壓內外缸之間的密封效果。如圖3所示。

圖3 中壓1級冷卻連接結構改造

2）嚴格控制高壓、中壓進汽管密封圈安裝間隙。

主汽及再熱蒸汽進汽管圖紙設計要求:密封圈與高壓進汽管之間為0.017～0.05、密封圈與中壓進汽管之間為-0.025～0.025。安裝間隙偏大將導致高品質蒸汽泄漏量增加。同時主汽管漏汽量增大將使外缸內壁溫度升高，如果長期高溫運行可能影響外缸的使用壽命。

現場安裝時須控制螺栓擰緊力矩和纏繞墊片壓縮量，確保進汽管法蘭與汽缸的密封效果。

3）閥序優化。

原配汽機構控制方式沿用了日立公司提供的典型配汽特性曲線，為典型的三閥同步配汽復合調節方式，該配汽方式在部分負荷下機組三個(四個)調門開度較小，節流程度很大，影響機組實際運行的經濟性。

根據新昌電廠實際負荷情況，配汽方式優化為兩閥同步配汽復合滑壓調節方式，新配汽方式以兩閥點作為機組滑參數運行的起點，具有最好的運行經濟性。尋優后，在較低負荷（480～300 MW）工況下的主蒸汽壓力較原配汽下平均提高約2.5 MPa，大大提高了熱力系統的循環效率。

4）低壓末級疏水管增加節流孔板。

低壓末級隔板下部空心腔室由于在正常運行時有蒸汽存留，為了將此區域水汽排走，低壓缸下部增加了Φ141.5 疏水管，每個低壓缸4 處，共8 處。為了防止蒸汽通過此管道直接大量排放到凝汽器，增加節流孔板。通過此措施，可有效防止蒸汽泄漏，提高機組經濟性。

5）中壓隔板套定位肩胛增加盤根。

在中壓隔板套定位肩胛增加耐高溫盤根，可以有效阻止中壓三級后抽汽向中壓排汽側泄漏，從而提高中壓缸效率。

6）低壓進汽室與內缸之間增加盤根。

低壓進汽室肩胛處增加盤根，阻止低壓進汽直接漏至低壓2 級后抽汽，使抽汽參數符合設計值要求，提高低壓缸效率。

7）低壓內缸中分面增設密封結構。

由于機組在修前實際運行中#5、#6 抽口抽汽參數偏高，揭缸檢查也發現A、B 低壓內缸中分面存在一定張口，為消除為此建議對低壓內缸中分面進行補充加工，并增設密封結構。

8）封堵高中壓內外缸密封肩胛處注油裝置中壓側出口。

4 效果驗證及結論

通過對上述汽輪機節能提效改造措施的實施，使機組的高中壓內缸內外壁溫度分布更趨于合理，降低了汽缸工作狀態應力水平，避免了高中壓內缸中分面的變形和漏汽。通過對汽封型式的優化及安裝間隙的調整，減小了汽封漏汽量，并使汽封間隙能夠長時期維持初始的安裝狀態，從而提高了機組效率。通過對中壓1級冷卻管連接結構改造，低壓進汽室加裝盤根等技術措施，減小級間漏汽，使各抽汽溫度明顯下降。新昌1 號機組汽輪優級化改造以后，節能效果顯著：

1）高中壓內缸內外壁測點溫差從110 ℃下降到50 ℃。

通過計算可知，在穩定運行工況下，法蘭中分面靠近內壁的絕大部分區域的壓應力在54～82 MPa 之間，法蘭內壁的最大接觸壓應力達246.6 MPa。法蘭中分面上的彎曲應力最大為240.0 MPa，較之原汽缸結構，在法蘭內壁，無論時是切向應力還是彎曲應力都明顯減小。

2）汽輪機缸效率較大幅提高，高壓缸效率為82.77%，上升1.66%，中壓缸效率為92.57%，上升1.59%。低壓缸效率UEEP為92.21%。

3）汽輪機熱耗大幅下降，參數修正后熱耗率為7 565.38 kJ/(kW.h)；較改造前7749.44 kJ/(kW.h)下降了184.06kJ/(kW.h)。折合煤耗下降7.13 g/kWh。

4）在低負荷（480 MW～300 MW）工況下的主蒸汽壓力較原配汽下平均提高約2.5 MPa，大大提高了熱力系統的循環效率。

5）汽輪機通流部分1 抽至7 抽監視段溫度修后試驗值較修前均下降，特別是五、六、七段抽汽溫度下降較大，分別下降36℃、10℃、26℃。說明通過改造，提高了機組通流部分相對內效率。

通過上述優化措施的實施，機組經濟性可以大大提高。

[1]張保衡.大容量火電機組壽命管理與調峰運行[M].北京，水利電力出版社，1988.

[2]李穎，惲崢.125 MW 機組高中壓轉子壽命評估[J].華東電力，1999，（8）.

[3]黃保海，李維特.國產300 MW 汽輪機轉子熱應力的計算與分析[J].山東電力技術，1999，（2）.