國產300 MW汽輪機高壓缸噴嘴節能改造實踐

殷宏業，陳言軍

（1.大唐清苑熱電有限公司，河北　保定　071000；2.國電菏澤發電有限公司，山東　菏澤　274032）

·發電技術·

國產300 MW汽輪機高壓缸噴嘴節能改造實踐

殷宏業1，陳言軍2

（1.大唐清苑熱電有限公司，河北保定071000；2.國電菏澤發電有限公司，山東菏澤274032）

某電廠1號汽輪機發電機組隨著負荷的降低，高壓缸和調節級效率降低較大，機組熱耗率升高，通過對高壓缸調節級噴嘴進行改造，提高了調節級效率，從而提高了汽輪機高壓缸效率，降低熱耗率，達到了節能的目的。

汽輪機；高壓缸；熱耗率；調節級；噴嘴

0　引言

某電廠1號300 MW汽輪機是上海某汽輪機廠生產的C300/226-16.7/0.43/537/537型亞臨界、單軸、一次中間再熱、高中壓合缸、雙缸雙排汽、抽汽凝汽式汽輪機，該機組于2012-11-20完成168 h試運并投入商業運行，2013年機組性能考核試驗結果顯示，汽輪機高壓缸效率明顯低于設計值。

1　汽輪機熱力性能方面存在的問題

為了考核機組的熱力性能，某電廠進行1號汽輪機的性能考核試驗。在六閥全開（6VWO）、五閥全開（5VWO）、100%額定負荷、80%額定負荷、60%額定負荷。根據試驗報告數據，計算結果見表1。

1.1機組熱耗偏高

根據表1熱工院試驗數據以及熱力特性書得到：

熱耗率保證工況（THA）經過一類、二類修正后的熱耗率為8 153.5 kJ/kWh，高出設計值7 991.5 kJ/kWh約162.0 kJ/kWh，高出保證值約2%。

六閥全開（6VWO）工況下試驗熱耗率為8 328.1 kJ/kWh，經過一類、二類修正后熱耗率為8 136.2 kJ/kWh，高出設計值 7 974.4 kJ/kWh約161.8 kJ/kWh。

1.2高壓缸效率偏低

根據1號汽輪機熱力特性，定壓運行時，五閥全開（5VWO）工況下高壓缸效率設計值為84.5%，由表1試驗數據計算結果分析，在5VWO工況下1號汽輪機高壓缸平均效率為79.92%，低于設計值4.58%，影響機組熱耗60.1 kJ/kWh以上。六閥全開（6VWO）工況下高壓缸效率設計值為85.8%，在6VWO工況下1號汽輪機高壓缸效率為81.03%，低于設計值4.77%，影響機組熱耗80.0 kJ/kWh以上。

高壓缸效率低的原因分析。汽輪機高壓缸效率取決于調節級和高壓各壓力級的效率，不同負荷工況下高壓各壓力級的效率變化較小 （類似于中壓缸效率），因此不同負荷下高壓缸效率變化主要取決于調節級的效率變化。由表1可知1號機隨著負荷的降低，高壓缸和調節級效率降低，當機組負荷由100%負荷工況下降為60%滑壓運行負荷工況時，高壓缸效率由79.65%迅速下降為72.78%，其壓力級效率基本不變，而其調節級效率由55.63%降低為49.12%，調節級效率迅速下降是高壓缸效率大幅降低的根本原因。

表1　1號汽輪機目前部分運行數據及計算結果

表2列出了不考慮重熱效應時調節級效率降低10%對汽輪機熱力性能的影響數據。由表2可以看出，在VWO工況下，若調節級效率降低10%，高壓缸效率將下降1.74%；在THA工況下，若調節級效率降低10%，高壓缸效率將下降2.29%。隨著機組負荷降低，調節級功率占整機/高壓缸的功率份額逐漸增大，2013年火電機組平均負荷為75%左右，調節級效率對汽輪機高壓缸效率的影響增大，對熱耗的影響也隨之增加。

1.3噴嘴組通流面積偏大

根據制造廠提供的汽輪機熱力性能數據，由噴嘴流量公式計算得到汽輪機噴嘴組通流面積比實際需要的面積偏大。表3列出了該汽輪機噴嘴組通流面積與通流能力的關系。

表2　調節級效率降低10%對汽輪機熱力性能的影響

表3　噴嘴組通流面積與通流能力的關系

由表3可知，當噴嘴組通流面積為196.69 cm2時，在額定的主汽參數下，4個調節閥門全部打開時，其通流能力可以滿足鍋爐最大連續蒸發量對噴嘴組通流能力的要求，噴嘴組的設計通流面積比實際需要面積偏大7%。本機組考核試驗時6VWO工況下參數修正后主蒸汽流量平均值為1 048.36 t/h，較設計值1 025 t/h高23.36 t/h。本機組在5VWO工況時其通流能力將達到953.85 t/h，較設計主汽流量919.37 t/h高34.48 t/h。

當汽輪機在較高真空或低負荷工況下運行時，由于噴嘴組通流面積過大，若提高主汽壓力，需關小調門開度，則調節級內效率下降，高壓缸效率降低；若降低主汽壓力，開大調門，則蒸汽初參數降低，汽輪機循環效率下降。噴嘴組通流面積過大，使得汽輪機始終處于偏離設計點較大的運行狀態，導致經濟性下降；而在部分負荷工況下，噴嘴組通流面積過大將導致閥門開度減小，節流損失增大，調節級效率和高壓缸效率降低［1］。

2013年度，全國火電機組的平均利用小時數預計為4 500 h左右，平均負荷率為75%左右。在機組負荷率偏低的實際情況下，采用先進技術對噴嘴組實施改造，通過合理縮小并優化設計噴嘴組通流面積，對于提高機組部分負荷工況下的經濟性具有重要意義。

2　調節級噴嘴組改造后對機組供熱能力影響

對噴嘴組改造后，調節級的效率將得到大幅度提升，在5閥工況下調節級效率可以達到62%以上。在相同的主進汽流量、主蒸汽和再熱蒸汽參數下，改造后由于效率提高，調節級級后溫度及高壓缸排汽溫度將比改造前下降。由于改造前機組調節級效率及高壓缸效率一般均明顯低于設計值，導致調節級級后及高壓缸排汽溫度均明顯高于設計值，如某機組改造前5VWO工況下高排溫度為332.1℃，比設計值317.6℃高出14.5℃。改造后高排溫度及調節級溫度將明顯降低。由于鍋爐再熱器的熱容量是按設計高壓缸排汽溫度設計的，因此其熱容量完全能夠滿足調節級改造后冷再熱蒸汽吸熱量的需求，即噴嘴組改造對汽輪機中壓缸進、排汽參數（壓力、溫度等）沒有影響。

噴嘴組面積適當縮小后，其通流能力能夠滿足汽輪機最大可能的進汽流量對噴嘴組通流能力的要求。即噴嘴組改造對汽輪機最大供熱抽汽量沒有影響。當抽相同流量的蒸汽對外供熱時，改造后由于經濟性能的提高，機組的電負荷將比改造前有所增大。

綜上所述，調節級噴嘴組改造對機組供熱能力沒有任何影響。

3　汽輪機噴嘴組改造方案

3.1優化噴嘴組葉片型線及子午面收縮型線

通過數值模擬優化噴嘴組葉片型線 （如圖1所示），改善調節級動、靜葉片的氣動載荷分布，減少葉柵通道汽流的二次流動損失；優化子午面收縮型線及通道收縮比（如圖2所示，CR為通道收縮比，H1為出汽變葉高，H2為喉口高度），降低靜葉通道前段的負荷，減少葉柵的二次流損失。

圖1　噴嘴組葉片型線優化

圖2　噴嘴組葉片子午面型線優化

3.2先進的蒸汽泄漏控制技術

圖3　改進后的調節級汽封

圖4　泄漏量與主流相互作用流場

增加葉頂汽封齒道數，將葉頂汽封齒數由原設計的1道增加至3道（如圖3所示），同時減小調節級葉頂及葉根汽封的徑向間隙；在噴嘴組水平中分面上增加門型密封鍵（如圖4所示），減少噴嘴組中分面處弧段之間的漏汽損失。通過上述措施保證蒸汽以正確的方向最大限度地進入動葉通道做功。

3.3適當縮小噴嘴組出口面積

隨著我國電力工業的發展，300 MW等級汽輪機組在電網中的角色已由帶基本負荷機組向調峰機組轉變，負荷率也呈現逐步下降的趨勢。300 MW等級機組的噴嘴組出口面積過大將對機組的經濟性產生不利影響，在部分負荷工況尤其是70%及以下負荷工況，過大的噴嘴組出口面積將導致調節級效率、高壓缸效率以及機組的循環熱效率顯著下降。因此，在保證機組出力能力的前提下，合理設計并適當縮小噴嘴組出口面積，有利于提高汽輪機的相對內效率和機組的循環熱效率［2-3］。

新噴嘴組出口面積的設計方面遵循的原則為：在充分調研并掌握擬改造汽輪機及其冷端系統等設備及系統的實際性能的基礎上，根據機組的負荷率情況及夏季工況的背壓情況，適當縮小噴嘴組出口面積，達到減少閥門節流損失、提高調節級效率；提高機組循環熱效率，改善機組低負荷運行工況的經濟性的目的。根據汽輪機廠家提供的熱力特性書以及汽輪機組實際運行情況，通過準確計算確定噴嘴組通流面積。

按照機組目前的額定出力，常用的面積設定為185～190 cm2，以上面積均能滿足機組實際出力要求，但是考慮的側重點不同；噴嘴面積取185 cm2，側重考慮同樣通流能力下進氣閥開度大，有利于減小節流損失，噴嘴面積設計為190 cm2，側重考慮到極端惡劣工況下機組出力能力以及機組性能隨著時間推移整體性能下降帶來的做功能力的降低。根據負荷水平以及實際情況，結合大多數已經改造廠家的改造實際情況，將噴嘴組新設計的面積確定為187～188 cm2較為合理，即兼顧了減小閥門節流損失，又留有一定的裕度，滿足機組長期運行的需要。

3.4改進噴嘴組汽道加工工藝

圖5、圖6所示，通過對改造前后噴嘴組對比可以看出噴嘴組材質采用綜合性能優良的1Cr12W1MoV鍛件，并優化噴嘴組汽道加工工藝，應用紫銅電極電溶解加工噴嘴汽道，改善汽道加工精度及抗固體顆粒沖蝕的能力。

圖5　運行一段時間后的噴嘴組

3.5定制式設計加工技術

通過對汽輪機揭缸后的調節級有關尺寸進行實際測量，根據實測數據進行二次設計和加工，調整噴嘴和動葉蓋度及節圓直徑等，確保動、靜葉片匹配良好。

3.6改進型噴嘴組裝配工藝

改進型噴嘴組與高壓內缸的裝配工藝，優化高壓內缸的安裝、檢修工藝，保證調節級噴嘴改造后噴嘴中心與轉子中心一致 （即調節級汽封的徑向間隙在360°范圍內保持一致）。

4　結語

改造后機組煤耗（標煤）可以降低1～2 g/kWh以上。若改造后機組的年利用小時數為5 000 h，則每年至少可以節省煤耗（標煤）3 000 t。若標煤價格以500元/t進行計算，則改造后每年至少可以獲得收益150萬元。對汽輪機調節級噴嘴組進行改造，改造后汽輪機的性能（安全性、經濟性）得到有效改善，達到了節能降耗的目的［4］。試驗工況下，發電機功率為299 416.95 kW，汽輪機熱耗率為8 083.76 kJ/kWh，經一、二類修正后熱耗率為8 076.74 kJ/kWh，比修正后熱耗率8 153.50 kJ/kWh，減少76.76 kJ/kWh，高壓缸效率為81.53%，比修前79.92%提高1.61%。

［1］沈士一，莊賀慶，康松，等.汽輪機原理［M］.北京：中國電力出版社，1992.

［2］史新剛.汽輪機閥序問題的研究與改進［J］.電力科學與工程，2010，26（4）：75-78.

［3］李前敏，柏毅輝.汽輪機閥門流量特性優化分析［J］.電力科學與工程，2012，28（9）：47-52.

［4］閆順林，郭佳雷.汽輪機熱力性能考核指標的通用方程［J］.熱能動力工程，2009，24（1）：65-67.

Practice of Energy-saving Reform of the Domestic 300 MW Turbine HP Cylinder Nozzle

YIN Hongye1，CHEN Yanjun2
（1.Datang Qingyuan Co-generation Power Co.，Ltd.，Baoding 071000，China；2.Guodian Heze Power Generation Co.，Ltd.，Heze 274032，China）

The efficiency of the high pressure cylinder and governing stage declined obviously with the unit's load reduction for No.1 steam turbine generator unit in one power plant and the heat rate got rising.Through the reconstruction of the high pressure cylinder governing stage nozzles，the unit's efficiency was improved greatly，and the heat rate was decreased obviously，so that the goal of energy saving was achieved.

steam turbine；high pressure cylinder；heat rate；governing stage；nozzle

TK263.4

B

1007-9904（2016）08-0056-04

2016-03-30

殷宏業（1976），男，工程師，主要從事熱電廠設備及技術管理工作。