800 MW汽輪機通流改造的熱力設計

包偉偉，張啟林，任偉，張金春，秦利峰

（哈爾濱汽輪機廠有限責任公司，哈爾濱150046）

800 MW汽輪機通流改造的熱力設計

包偉偉，張啟林，任偉，張金春，秦利峰

（哈爾濱汽輪機廠有限責任公司，哈爾濱150046）

通過對汽輪機進行通流改造，可大幅提高機組的運行經濟性。針對某800 MW機組汽輪機通流改造的熱力設計問題，從熱力系統、通流設計、配汽設計等方面進行詳細分析，并提出了優化的設計方案。運行后性能試驗表明，改造后機組熱耗降低明顯，經濟效益顯著。

汽輪機；800 MW機組；通流改造；熱力設計；熱經濟性

0 引言

隨著國家電力工業節能減排政策的加緊落實，提高大型火電機組的運行經濟性越來越受到重視。國家三部委聯合發布的《煤電節能減排升級與改造行動計劃（2014—2020年）》明確提出：到2020年，現役燃煤發電機組改造后的平均供電煤耗要低于310 g/kWh，其中600 MW及以上機組（空冷機組除外）要低于300 g/kWh。

對于在役機組而言，汽輪機的通流改造技術是提高機組運行經濟性的一項重要措施[1-4]。通過應用新的設計及制造技術，對已投產汽輪機的通流部分進行重新設計，可使效率提高2%～3%，機組熱耗降低150～250 kJ/kWh，銘牌功率增大2%～10%。目前，國內大型火電機組的主要改造對象為2000年前后投產的亞臨界機組，各主機廠家的改造方案雖有不同，但是改造后都會達到一定的經濟性效果。

俄制800 MW火電機組在20世紀90年代引入我國，當時是亞洲單機容量最大的機組。該機組是前蘇聯20世紀80年代的產品，限于當時的設計制造技術水平，其運行經濟性現在已經顯得非常落后，因此，應用最新技術對該類型汽輪機進行全面的通流改造，提升主機性能，已是刻不容緩。

1 800MW汽輪機簡況

800 MW汽輪機為前蘇聯K-800-240-5型產品，該汽輪機為超臨界、單軸、五缸六排汽、沖動、雙背壓、凝汽式汽輪機。機組設置一次中間再熱、8級非調整回熱；凝汽器為雙背壓，縱向布置；汽輪機采用噴嘴調節、定壓運行方式。其對應的國內型號為N800-23.54/540/540。

汽輪機通流共有60級，其中：高壓缸為1個調節級，11個壓力級（雙層對稱繞流式結構）；中壓缸為2×9個壓力級（雙層對稱雙分流式結構）；低壓缸為3×2×5個壓力級（雙層對稱雙分流式結構），末葉高度為960 mm。其主要技術規范如表1所示。

經濟性方面，該機組的設計熱耗率為8 038 kJ/kWh，與國產600 MW亞臨界機組的設計水平相比，在主汽壓力高6.87 MPa條件下，熱耗仍然高出200 kJ/kWh以上。同時，機組實際運行經濟性遠未達到設計要求：其中1號機組的試驗熱耗率為8 244 kJ/kWh，2號機組為8 296 kJ/kWh，分別高出設計值206 kJ/kWh和258 kJ/kWh。

表1 800MW汽輪機主要技術參數

安全性方面，1號、2號汽輪機自投產以來，存在嚴重影響機組安全可靠性的問題。如：高、中、低壓內缸變形；隔板及隔板套不同程度變形；高壓第2級動葉、中壓第1級動葉鉚接圍帶脫落；中壓葉片鉚釘頭磨損及積聚金屬粉末；高、中壓缸汽封阻汽片脫落；高壓調節級噴嘴、中壓第一級靜葉沖蝕嚴重；中壓缸膨脹不暢；中壓轉子彎曲；機組軸系振動大；末級葉片水蝕及部分司太立合金脫落等。

針對上述問題，在保留機組基礎及支承部分、外缸等的條件下，對汽輪機所有內部套進行設計及更換，即進行汽輪機全面通流改造，以徹底解決機組的安全性及經濟性問題。

2 汽輪機熱力系統

該機組回熱系統原設計共設置8級非調整抽汽，具體為3個高壓加熱器，1個除氧器以及4個低壓加熱器。其中：3號高壓加熱器設置單級串聯外置式蒸汽冷卻器；7號、8號低壓加熱器為混合式加熱器。除氧器為定壓運行設計，額定工作壓力為0.68 MPa。鍋爐給水泵采用小汽機驅動，最大蒸發量為2 650 t/h。

此次通流改造在保證機組熱力系統各級回熱抽汽壓力基本不變的前提下，適當提高了第4級以及第1級的回熱抽汽壓力，以保證小汽機的作功能力并改善經濟性。機組的各段抽汽壓損、加熱器端差、給水泵驅動效率、電機效率等系統條件保持不變。

為了提高機組的經濟性，改造后汽輪機采用小四大工況定義設計：THA（熱耗率驗收）工況設計背壓為4 kPa，TRL（額定功率）工況設計背壓為9 kPa。改造后新設計的高、中壓通流應用新型高效葉型，采用小焓降、反動式、多級數的通流設計理念。在THA工況時，設計高壓缸效率可達到87.5%，中壓缸效率可達到92.5%，低壓缸效率可達到88.5%。機組主要工況下的熱力參數如表2所示。

表2 改造后主要工況熱力參數

由表2可知，改造后機組在TRL工況的銘牌功率可達850 MW，比原設計提高6%以上。這主要得益于改造后汽輪機的相對內效率提高以及工況定義的背壓降低、進汽量增加。在TMCR（最大連續功率）工況的最大連續功率達到890 MW，比原設計提高50 MW；在VWO（閥門全開功率）工況的最大功率達到900 MW。在THA工況的熱耗降低到7 730 kJ/kWh，比原設計降低308 kJ/kWh。

可見，通過對汽輪機本體的通流改造，在主機效率明顯提高后，機組的出力以及經濟性均有了顯著的改善。其中：出力提高可使機組增容到850 MW，接近百萬千瓦等級機組；經濟性在主蒸汽溫度及再熱蒸汽溫度低于600 MW超臨界機組26K的條件下超過了國產早期該型機組的經濟性水平（600 MW超臨界在役機組的統計平均試驗熱耗為7 750 kJ/kWh）。

3 通流部份的設計

3.1 調節級

調節級焓降大、蒸汽容積流量小，葉片短寬，工況變化頻繁，同時又存在著部分進汽及節流損失，與壓力級相比，效率要低很多。當前設計的壓力級效率一般可達92%以上，而調節級即便在調節閥全開、不存在節流損失以及部分進汽損失最小時，其效率也低于85%。由于調節級效率低，若其具有較高的作功比例，則勢必會對高壓缸效率甚至機組的運行經濟性造成一定影響。

該汽輪機調節級原設計為沖動式，反動度約10%，100%負荷工況時調節后壓力為15.5 MPa，相應的調節級等熵焓降為113 kJ/kg，調節級占整個高壓缸等熵焓降的比例達到23%以上。顯然，調節級作功比例較高。為了提高機組的運行經濟性，減小調節級的作功比例已經成為汽輪機設計的趨勢。目前國內新設計的300 MW等級以上的噴嘴調節機組的調節級有效焓降已經達到50 kJ/kg的水平。

改造后，機組100%負荷時的調節級后壓力大幅提高到17 MPa以上，提高約10%；同時，優化了調節級的速比、反動度等氣動參數；改進了調節級動葉頂部汽封的結構，增加了汽封齒數，減少了漏汽損失。經過這些改進，調節級的效率可提高約5%。從表3可見100%負荷工況時調節級優化設計的效果。

表3 調節級優化設計前后參數對比

由表3可見，改造后調節級等熵焓降大幅減少到87 kJ/kg，減少26 kJ/kg；作功占比降低到18%以下，減少5.5%。通過這一調整，在不考慮調節級效率及壓力級效率提升的情況下，即可使高壓缸效率增加約1%。如果考慮改造后調節級效率以及壓力級效率的提高，則高壓缸效率可增加約3.1%。可見，采用這種設計理念，對于改善機組的運行經濟性有一定效果。

3.2 末級葉片

該機組低壓部分為三缸六排汽結構，原設計末級葉片長度為960 mm，排汽面積為7.48 m2。機組常年運行背壓較低，設計排汽壓力僅為4 kPa，夏季工況也不到9 kPa，機組在100%負荷工況時的排汽余速損失達到36 kJ/kg。可見，原設計的余速損失較大，這主要是受制于當時的長葉片設計制造技術水平。

汽輪機的末級葉片設計制造技術發展到現在，1 000 MW等級機組的末葉長度已經達到了1 200 mm左右。因此，采用技術成熟可靠的更長的末級葉片，將該機組的排汽余速損失控制在30 kJ/kg以內的合理水平，已經沒有任何技術難題。通過熱力計算可知，機組改造后100%負荷工況的排汽量為1 463.30 t/h，排汽比體積為31.4 m3/kg，排汽容積流量為12 751 m3/s，單口排汽容積流量達到2 125 m3/s。在此范圍內，有900 mm以及1 029 mm 2檔末葉可供選擇，表4給出了這2種末葉的主要幾何數據。

表4 末葉幾何參數比較

由表4可知，1029末葉的排汽面積最大，比原設計增大約9%，900末葉的排汽面積與原設計相當。900末葉及1029末葉已經有多年的運行業績，具有良好的安全性和可靠性。圖1給出了這2種末葉的余速損失曲線。

圖1 末葉余速損失曲線

由圖1可見，在100%負荷工況下，1029末葉的余速損失為29 kJ/kg，900末葉達到38 kJ/kg，高出約9 kJ/kg；在60%負荷，900末葉和1029末葉的余速損失基本持平，約為15 kJ/kg；在50%負荷，900末葉余速損失低約5 kJ/kg。雖然900末葉在60%以下負荷經濟性較好，但是考慮到改造后該機組的年平均負荷率高于60%以及盡可能地減少余速損失，顯然，選擇1029末葉是最合理的。

與原設計相比，采用1029末葉在100%負荷工況時余速損失減少7 kJ/kg，保守估計，可實現增發電功率約2.8 MW，降低機組熱耗約25 kJ/kWh。

3.3 壓力級

機組高、中、低壓缸原設計均為沖動式通流，級數少，效率低。性能試驗實測高壓缸效率為82.5%，中壓缸效率為88%，嚴重制約了機組的運行經濟性。此次改造設計采用小焓降、多級數的反動式通流設計理念，應用新型高效葉型，大幅增加通流級數，以提高機組的運行經濟性。

高壓通流為繞流式結構，原設計為1個調節級以及11個壓力級。高壓通流蒸汽的容積流量變化緩慢，改造后設計采用等根徑方案；同時，高壓通流蒸汽流量大，葉片的強度水平高，葉片的平均寬度達到約50 mm。綜合比較后確定設置17個壓力級，比原設計增加6級。中壓通流為對稱雙分流結構，原設計有9級。中壓通流蒸汽容積流量變化較大，采用斜根徑方案。中壓通流單級焓降相對較大，葉片的平均寬度為60 mm。綜合比較后確定設置12級，比原設計增加3級。

低壓通流為三缸六流結構，其中每個低壓缸可直接采用技術成熟的300 MW等級汽輪機的低壓模塊。由于該機組的中低壓分缸壓力為0.23 MPa，低于國產大機組的分缸壓力0.5～1.0 MPa，低壓缸焓降相對較小，因此設置5個壓力級。雖然低壓缸的通流級數沒有增加，但是改進了低壓內缸的結構，應用了新的葉型以及更長的末葉，優化了排汽導流裝置，設計缸效率達到88.5%，比原設計提高近4%。表5給出了各缸的主要技術數據。

由表5可見，改造后中壓缸的作功比例最高，達到38.4%，比高壓缸高6%，比低壓缸高約9%，這得益于機組較低的分缸壓力。較低的分缸壓力可以降低連通管以及低壓缸進汽結構等壓力損失部分的蒸汽品質，減少這一部分的作功損失；同時還能有效改善低壓缸的工作條件，減少低壓缸的內漏；最后，將這一部分作功設置在中壓缸，相應的葉片要高于低壓缸，流場均勻穩定，二次流損失以及沖擊損失小，壓力級的效率相對也較高。

表5 各缸主要技術數據匯總

4 配汽設計

為了提高機組的經濟性，大幅調整調節級焓降，提高調節后壓力，這雖然對改善機組的經濟性有利，但卻嚴重影響了汽輪機的進汽能力。由配汽計算可知，汽輪機在調節閥全開時，調節級后壓力每提高1%，最大進汽量將減少20 t/h。因此，上述調整對汽輪機進汽能力的影響非常明顯。

為了滿足工況定義對汽輪機最大進汽量的要求，必須對調節級的通流面積重新設計，這主要通過加大噴嘴面積來實現。新設計調節級噴嘴喉部平均直徑為1 100 mm，葉高為37 mm，部分進汽度為94%，出汽面積達到1 202 cm2，比原設計提高8%以上。

調節級噴嘴汽道總數為60個，分為4組，每組均設置15個有效汽道。這樣設計，可使調節閥在兩閥點流量達到1 888 t/h，大于機組75%負荷工況時1 800 t/h的主汽量；三閥點流量能到2 462 t/h，與機組100%負荷工況時2 469 t/h的主汽量相當。這就說明：汽輪機采用順序閥在75%負荷以下的年平均負荷率運行時，第3，4閥無需開啟，可減少節流損失。圖2是改造后調節閥（Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ）在順序閥狀態時的流量曲線。

由圖2可見，新設計的調節級在閥門全開時進汽量達到2 713 t/h，尚留有約2%的裕度，完全滿足汽輪機最大進汽量的要求。同時，選取的重疊度合理，調節閥流量曲線的線性度良好，非線性區間過渡平緩，滿足調節系統的要求。

圖2 調節閥流量曲線

5 經濟性分析

機組改造后汽輪機各缸通流效率大幅提高，經濟性水平顯著改善。在100%負荷工況時，汽輪機整機內效率達到89.5%，比原設計提高4.0%以上；機組熱耗降低到7 730 kJ/kWh，比原設計降低308 kJ/kWh，比改造前2臺機組性能試驗的平均值降低540 kJ/kWh。圖3給出了改造前后機組的熱耗與功率關系曲線。

圖3 機組熱耗與功率關系

由圖3可知，與100%負荷相比，改造后在75%負荷工況時，熱耗升高不超過120 kJ/kWh；在50%負荷工況時，熱耗升高不超過420 kJ/kWh。與改造前相比，機組在部分負荷時的經濟性降低相對緩慢，這主要得益于低壓缸效率提升的增益，因為該機組低壓缸效率的設計最高點在75%負荷附近。

根據改造后的性能試驗報告，機組在880 MW負荷、5.9 kPa背壓工況下單閥運行時，實測高壓缸效率達到87.2%，中壓缸效率達到92.8%，試驗熱耗達到7 837 kJ/kWh。在進行參數修正之后，機組熱耗即達到性能保證值7 730 kJ/kWh[5]。可見，本次改造完全達到了設計目標。

如上所述，與改造前相比，改造后機組熱耗降低約540 kJ/kWh。按鍋爐效率93%、管道效率99%計算，發電標煤耗降低約20.0 g/kWh。按年利用小時數5 500 h、標煤800元/t計算，每年可節約標煤88 054 t，產生經濟效益7 044萬元。

6 結論

針對800 MW汽輪機的通流改造，對改造熱力設計涉及到的熱力計算、焓降分配、末葉選擇、通流設計以及經濟性分析等問題進行了詳細論述及分析，并提出了優化的設計方案。由性能試驗結果可知，改造后機組熱耗在僅進行參數修正的情況下，即達到了設計值，改造的經濟效益顯著。

[1]孔凡平，張文遜.國產300 MW汽輪機通流改造及經濟性分析[J].發電設備，2003，17（4）∶15－17.

[2]張東梅，張嵐.300 MW汽輪機的通流部分改造[J].熱力透平，2010，39（4）∶255－257.

[3]洪昌少，段小云.國產引進型300 MW汽輪機的通流改造[J].華電技術，2011，33（5）∶47－50.

[4]魏松濤.國產200 MW汽輪機通流改造后出現的配汽問題及對策[J].熱力透平，2001，（1）∶43－47.

[5]綏中發電有限責任公司綜合升級改造實施后2號機組性能測試暨實施效果報告[R].長春：吉林省電力科學研究院，2014.

（本文編輯：徐晗）

Thermal Design of Flow Path Retrofit for a 800 MW Steam Turbine

BAO Weiwei，ZHANG Qilin，REN Wei，ZHANG Jinchun，QIN Lifeng
（Harbin Turbine Company Limited，Harbin 150046，China）

Flow path retrofit of steam turbine can greatly improve operating economy of 800 MW power generating units.In accordance with thermal design of flow path retrofit for a steam turbine，the paper analyzes thermodynamic system，flow path design，steam distribution design and so forth；moreover，it presents a optimized design scheme.The performance test after units operation shows that the heat consumption of generating units after retrofit is significantly reduced and the economic benefit is obvious.

steam turbine；800 MW units；flow path retrofit；thermal design；thermal economy

TK262

：B

：1007-1881（2016）04-0041-05

2015-11-12

包偉偉（1986），男，工程師，主要從事汽輪機熱力、氣動以及強度的設計計算工作。