浙江省燃煤機組深度調峰汽輪機設備影響分析

陳 宇 ，應光耀，，包勁松，，馬思聰，顧正浩，鮑文龍，湯謙勇

（1.杭州意能電力技術有限公司，杭州 310012；2.國網浙江省電力有限公司電力科學研究院，杭州 310014；3.浙江國華浙能發電有限公司，浙江 寧波 315612）

0 引言

浙江電網為特高壓受端電網，外購電的大量增加[1-4]，光伏、風電等新能源快速增長，導致其峰谷差日益加大，電網調峰更加困難[5-6]。作為承擔調峰頂峰重任的燃煤機組，需要進一步降低其最低技術出力，以滿足電力系統的安全需求。因此，浙江省發改委出臺政策，鼓勵統調燃煤機組擴展調峰能力，調節能力由之前的50%～100%額定負荷達到40%～100%額定負荷，提高清潔能源和外購電的消納能力，助力浙江省清潔能源示范省建設。

2018 年，國網浙江電科院完成了全省58 臺燃煤機組深度調峰能力驗證試驗。在低負荷運行期間，機組安全性和經濟性都會受到很大的影響，為確保機組能夠長期、連續、穩定、安全地運行，有必要通過相關試驗對整套機組作出綜合評價，并可靠指導機組將來的運行。

本文通過分析58 臺浙江省300 MW 及以上容量燃煤機組40%額定負荷深度調峰時汽輪機主、輔設備的運行情況，總結了深度調峰對于汽輪機及其輔助設備的影響。

1 汽輪機上下缸溫差大問題

汽輪機上、下缸溫是汽輪機本體重要監測數據，汽輪機上下缸溫差過大有可能造成徑向間隙消失，誘發動靜部分碰磨、機組振動變大、轉子彎曲等故障，直接影響機組的安全穩定運行。

統計分析浙江省58 臺機組在深度調峰時汽輪機的上下缸溫差，有8 臺機組較正常運行時的溫差明顯偏大，均為上海汽輪機廠生產的300 MW等級亞臨界凝汽式汽輪機[7]，其它機組無異常情況。8 臺機組經不同廠家改造增容至330 MW，中壓缸上下部溫差大均發生在抽汽端，為共性問題。

8 臺300 MW 等級機組在深度調峰至120 MW時，中壓缸的部分參數進行總結歸類，如表1 所示。中壓缸抽汽端上下部溫差都普遍較大，最低為25.9 ℃，最高為38.5 ℃，已經接近汽輪機制造廠家說明書中“上下缸溫差大于41.7 ℃時汽輪機手動停機”的要求。雖然未達到停機值，汽輪機本體振動、差脹也都在正常范圍內，但較大的溫差對于汽輪機的運行仍然是較大的安全隱患。

表1 8 臺300 MW 等級機組在40%額定負荷時汽輪機中壓缸運行數據 ℃

查閱這8 臺機組安裝情況，中壓下缸保溫、缸溫測點位置均無異常，中壓進汽、軸封溫度及抽氣等運行參數穩定。在50%負荷工況，中壓缸的上下部溫差不大，懷疑在深度調峰至40%負荷時，中壓缸內存在異常泄漏。

該型機組采用高壓平衡活塞汽封的漏汽為內、外缸夾層進行冷卻。經過夾層后，一部分匯合高壓缸排汽，另一部分通過外缸上部的連通彎管進入中壓平衡活塞汽封中段，用以降低再熱蒸汽包圍的中壓缸進汽口處葉片根部和轉子的溫度。在機組降負荷的過程中，由于中壓第3 段抽汽口對蒸汽的抽吸和中壓5 級后下排汽對上排汽的排擠共同作用，導致在超低負荷運行時下缸的冷卻速度大大快于上缸，機組負荷越是降低，中壓缸抽汽口處的上下缸溫差就越大,所以該型機組在設計之初對于超低負荷運行就有一定限制，要徹底解決該問題，需要對汽缸進一步改造。

2 汽輪機振動情況

大部分機組負荷降低對振動并無顯著影響，小部分機組負荷降低能減少機組振動。在深度調峰時，由于進汽量減少，進入凝汽器的熱負荷也會減少，在凝汽器循環水量不變的情況下，凝汽器的真空會變得越來越好，而真空變化對于汽輪機的振動有一定影響。在深度調峰期間，小部分機組也曾發生因為凝汽器真空升高而導致汽輪機振動惡化的現象，通過運行參數的調整，能有效抑制機組振動[8]。

2.1 振動爬升案例

某發電廠4 號機組采用由上海汽輪機廠制造的型號為N350-24.2/566/566 汽輪機（軸系布置見圖1），在深度調峰過程中，低壓缸的4 號軸振從30 μm 爬升至148 μm，5 號軸振從42 μm 爬升至98 μm，其他瓦軸振均出現不同程度的爬升，之后機組退出AGC（自動發電控制）運行方式，深度調峰試驗暫時中止，維持負荷165 MW 運行，振動呈緩慢下降趨勢。

圖1 軸系布置

試驗過程中機組振動數據，如表2 所示，具有以下特征：

（1）低壓缸兩側的3 號、4 號軸振變化最大，3X，4X 分別從30 μm，30 μm 爬升至108 μm，144 μm。

（2）1 號、5 號瓦軸振變化次之，其他瓦軸振均有不同程度的上升。

（3）3 號、4 號瓦軸振相位變化也較大，4X 相位從212°變化至358°。

（4）各軸瓦的振動變化量均以1X 倍頻分量為主。

（5）整個振動變化趨勢持續約1 h。

表2 機組振動變化趨勢數據統計 μm/（μm∠°）

上述振動特征說明振動的故障源在低壓缸，低壓缸的軸振對真空變化非常敏感。由表3 可知，機組負荷從325 MW 下降至140 MW 的過程中，振動開始出現爬升現象，機組真空從-96.71 kPa 上升到最高-98.32 kPa。

表3 機組降負荷參數對比

2.2 振動爬升原因分析

由表2 振動特征與機組參數作如下分析：

（1）機組整個軸系振動均發生不同程度的變化，振動變化過程達1 h。

（2）振動變化均以1X 倍頻分量為主，符合轉子動靜碰磨的特征現象。

（3）4 號瓦軸振與相位變化最大，說明主要碰磨點發生在低壓缸靠4 號瓦處。

（4）振動的爬升跟真空密切相關，隨著機組低負荷降低，真空進一步的提高，導致動靜間隙減少，發生碰磨，誘發機組振動出現快速爬升。

綜上所述，引起該機組在深度調峰時振動爬升的主要原因是：機組在降負荷過程中，真空逐漸增大，導致低壓缸轉子與軸封、汽封之間的間隙變小，從而發生動靜碰磨，形成轉子熱彎曲，造成振動的爬升。

2.3 振動在線抑制

針對4 號機組振動爬升現象，首次通過穩定負荷，降低真空，待機組振動恢復后，再進行試驗。再次進行深度調峰降負荷試驗，先將機組真空下調1 kPa 左右，然后將機組負荷從165 MW上升至250 MW 維持10 min，按正常負荷速率，將機組負荷降至140 MW，同時監測振動變化趨勢，試驗結果表明，在機組降負荷過程中和降負荷后，振動均無變化，未發生動靜碰磨現象，隨后機組投入AGC（自動發電控制）運行方式。

對機組在深度調峰降負荷過程中出現的振動爬升現象，大部分原因是真空過高導致的動靜碰磨，可適當降低真空，穩負荷等措施來消除振動故障。

3 給水系統的影響

3.1 雙汽泵機組的運行方式

對于使用雙汽泵機組的機型，在深度調峰時由于汽泵組效率隨著機組負荷的降低而降低，2臺汽泵都處在低效率運行的轉速區間。理論上采用單汽泵運行方式，既使汽泵在高效率區間工作，降低了小機在低轉速時的鼓風效應，又提高了設備的可靠性和經濟性。但實際上對于發電廠運行來說，水泵的解列以及并泵需要一定時間且具有一定的風險。電網對深度調峰能力的要求是全程投入AGC，機組負荷跟隨電網的自動調度指令。因此，確定采用雙汽泵的大型燃煤機組在AGC 投入方式下，均使用雙泵運行，減少運行操作風險。

3.2 小機CCS 控制異常撤出

某廠在深度調峰時，出現了汽泵CCS（協調控制系統）遙控異常撤出的現象，發現MEH（電液控制系統）邏輯CCS 遙控轉速最低值設定較高，將原設定值3 000 r/min 降低至2 800 r/min 后小機CCS 控制正常。

3.3 深度調峰時的小機效率測試

正常運行時小機采用四抽汽源，其壓力與主汽壓力成正比關系，當機組負荷降低時，小機進汽壓力也會降低。由于小機和給水泵的效率會隨著機組負荷的降低而降低，所以在深度調峰時進行了鍋爐給水泵效率測試，通過文獻[9]所采用的DL/T 839—2017《大型鍋爐給水泵性能現場試驗方法》提出的熱力學方法測量給水泵效率[10]測試方法，對某600 MW 亞臨界機組配套型號為NK63/71/0 給水泵汽輪機和型號HPT300/330/5S+K 給水泵進行了效率測試。

圖2、圖3 分別為某600 MW 機組小機和給水泵隨負荷變化的效率，可知當深度調峰40%額定負荷運行時相對于600 MW 額定負荷，小機的效率下降了15%，汽泵的效率下降了14%，運行效率下降較多，需要驗證在低負荷時四抽至小機供汽量能否滿足汽泵的驅動。

圖2 某600 MW 機組小機效率

3.4 小機四抽汽源深度調峰

小機汽源一般有低壓汽源和高壓汽源，低壓汽源來自汽輪機四級抽汽和輔汽，高壓汽源來自冷再（冷段再熱蒸汽，簡稱“冷再”）。正常運行時小機汽源由四抽提供，高壓汽源作為備用汽源，一般高調門開啟的重疊度在70%～80%，但是由于高壓汽源參數相對較高（如圖4 所示），高壓調門開啟后小機轉速的調節品質也相對較差，間接也會對給水流量產生較大擾動，威脅機組安全。所以在40%額定負荷深度調峰時，小機采用四抽供汽的方式運行是相對安全的。

圖3 某600 MW 機組給水泵效率

圖4 小機汽源參數

由表4 數據可知，統計全省58 臺機組40%額定負荷時的小機低壓調門的平均開度，可以看到小機全部使用四抽汽源時，低壓調門的開度基本保持在45%左右，冷再至小機高壓調門均未開啟。在40%深度調峰時，小機汽源仍然由四抽供應能滿足要求。

表4 58 臺機組40%額定負荷小機調門平均開度

3.5 給水泵再循環控制方式

低負荷運行時，給水流量接近再循環閥開啟的保護值，需密切監測再循環的動作情況。深度調峰時，由于再循環動作而導致給水流量波動的情況較多，存在一定的風險，目前的解決方法是將2臺給水泵再循環設置為手動，防止2 臺泵由于再循環閥頻繁開啟導致的給水流量波動。這種方式的投入有效地提高了深度調峰時給水的穩定性，但是給水泵的能耗也會因為再循環的開啟而增加。

文獻[11]提出了給水泵再循環閥控制系統的優化方案，即采用PID 閉環調節的方法，提高了再循環控制的調節質量。優化后，給水泵再循環閥在深度調峰升降負荷時可以實現全程自動控制，無需人為干預，有效避免了閥門開啟后的節流損失以及閥芯密封面長期被沖刷的風險，提高了機組的經濟性和安全性。

3.6 給水泵小汽輪機排汽溫度的升高

深度調峰至40%額定負荷，大部分機組出現了給水泵小汽輪機（以下簡稱“小機”）排汽溫度升高的現象。以某發電廠4 臺1 000 MW 機組配備的小機為例，500 MW 工況與深度調峰400 MW工況，小機排汽溫度如表5 所示，可以看出8 臺小機排汽溫度最高上升了17.0 ℃，最低上升了10.5 ℃，平均上升溫度為13.5 ℃。

表5 不同負荷下的小機排汽溫度對比

機組在深度調峰時汽動給水泵的出力有所降低，相應驅動小機的蒸汽流量明顯減少，小機出現低流量下的鼓風加熱現象。發生鼓風摩擦時蒸汽不但不能做功，而且葉輪會帶動蒸汽一起轉動像鼓風機一樣將蒸汽排出，還會將機械做功轉變為熱能，從而加熱蒸汽，再由蒸氣加熱汽輪機轉子和靜子。由于小機在低負荷運行時的末級通流面積較大，很容易達到鼓風工況，由此引起小機排汽溫度上升，所以小機排汽溫度在低負荷時的上升屬于自身的固有特性，對其狀態的檢測應該重視。

3.7 小機轉速控制動態響應能力優化

在深度調峰時，部分機組出現了小機轉速控制不穩定的現象，導致給水流量波動，影響了機組的安全。以某廠630 MW 超臨界機組為例，在深度調峰至40%額定負荷時，隨著負荷的降低小機目標轉速與實際轉速偏差量也隨之增大（如圖5 所示），其中小機A 的最大動態偏差量為117.1 r/min，B 為125.2 r/min。主要是由于負荷降低后小機供汽參數下降，再加上低負荷時小機和給水泵的效率下降較多，產生小機的轉速控制響應能力變差，即小機轉速跟隨性較差。

圖5 240～450 MW 小機目標與實際轉速偏差

對小機MEH 系統轉速控制回路進行了優化，決定采用變比例調節的方式，在負荷在低于50%以下轉速控制回路PID 切換至另一套適合于低負荷的轉速控制PID，經過優化后的小機目標轉速與實際轉速偏差量得到了明顯改善（如圖6所示），機組負荷在240 MW 時小機A 的最大動態偏差量為36.7 r/min，B 為35.2 r/min。

圖6 變比例控制PID 后小機目標與實際轉速偏差

4 其他安全性問題

在整個深度調峰驗證試驗過程也遇到與其他汽機相關的一些問題[12-16]，通過現場的調整最終得以解決。

（1）凝結水壓力的偏低問題。凝結水泵（以下簡稱“凝泵”）變頻的機組，低負荷階段控制方式由除氧器水位控制轉換成凝結水母壓力控制，一般可以降低到1.1 MPa，能夠保證除氧器水位的正常供給且降低了凝泵的能耗。但是部分凝結水用戶由于凝結水壓力的偏低出現了一些問題，如：給水泵密封冷卻水閥門開度全開，導致密封冷卻水回水溫度異常升高；凝泵母管壓力低導致凝泵自密封不嚴密引起的凝泵氣蝕問題等，所以需綜合考慮將凝結水壓力提高后得以解決。

（2）輔汽系統管路水擊情況。輔汽系統與臨機并聯運行的機組，并聯的2 臺機組同時在深度調峰，由于低負荷時4 號抽壓力較低，必須投入冷段至輔汽供汽以保證輔汽壓力，如某機組出現了冷再投入后的管路水擊現象，所以當多臺機組同時深度調峰時，冷段至輔汽提前做好疏水暖管準備。

（3）某些機組出現了一次調頻響應能力不達標的情況。在開展40%額定工況點低頻增負荷頻差的擾動試驗，出現了汽輪機升負荷不及時，出現該問題的原因是由于主汽壓力偏低，導致該機組汽輪機高壓進汽調門在順序閥控制方式下接近全開，通過提高在低負荷下的滑壓壓力，該問題得到解決。

5 結論

（1）通過對浙江省58 臺300 MW 及以上容量燃煤機組深度調峰至40%額定負荷驗證試驗，分析了深度調峰對汽機側設備的安全性影響。結果表明，經過運行調整和試驗，58 臺機組均能深度調峰至40%額定負荷，汽輪機本體及其輔助系統運行總體安全、可控，不存在明顯限制機組調峰能力的制約性因素。

（2）深度調峰時，部分300 MW 等級亞臨界汽機存在中壓缸上下缸溫差偏大問題，雖未達到停機值，但較大的溫差對于汽輪機的運行仍然是較大的安全隱患，需改造汽缸解決。

（3）深度調峰時，少量機組因真空的原因，出現了振動爬升現象，可采取適當降低真空、穩負荷等措施來消除振動故障。

（4）分析了深度調峰時對小機的影響。采用雙泵并列運行、四級抽汽作為汽源，適當開啟再循環閥，優化小機動態響應能力，采取以上措施能夠滿足低負荷要求。