330 MW機組切除低壓缸進汽技術的應用研究

劉 帥，鄭立軍，俞 聰，王 曦，孫立本

(1.華電電力科學研究院有限公司，浙江 杭州 310030；2.丹東金山熱電有限公司，浙江 丹東 118000)

近年來我國能源消費表現出許多新特征。在大力推進能源消費革命、加快轉變能源利用方式的背景下，我國能源消費總量平穩增長，消費結構不斷優化，利用效率不斷提高，替代步伐加快。2018年，我國能源消費總量增速創 5 年來新高，其中電力消費創7年最快增速。調整優化能源消費結構成效顯著，清潔低碳成為結構調整的主力方向。為了大力推進能源結構清潔化改革，風力發電(風電)、太陽能發電裝機容量迅速增長。但新能源具有隨機性、間歇性、不穩定性等特點，其比重增加到一定程度后，必然導致電網調峰困難，加之傳統煤電產能過剩，這就要求現役火電機組提高靈活性以及深度調峰能力，以維持電網穩定。為配合可再生能源機組發電并網以及消除峰谷差日益增大對電網安全的影響，電網對火電機組的調峰次數和品質提出了更高的要求。調峰能力不足是制約火電機組運行靈活性的關鍵因素，對于純凝機組，為了滿足鍋爐的穩定燃燒，又不希望投油助燃，實際調峰能力一般約為額定出力的50%左右。而典型的抽汽供熱式機組冬季供熱期間的調峰能力僅為額定出力的10%～20%。為了更多的消納非水可再生能源，電網公司相應出臺了一系列鼓勵發電企業輔助調峰運行的政策，旨在通過獎懲手段有效引導火電機組提升運行靈活性，解決電力運行中的調峰、供熱、可再生能源消納等突出問題[1-3]。

某發電公司2號機組為C330-17.75/0.291/540/540型亞臨界蒸汽參數、一次中間再熱、單軸、三缸雙排汽、采暖抽汽凝汽式汽輪機。機組設計額定采暖抽汽流量340 t/h，最大抽汽流量為550 t/h。調整抽汽期間通過中低壓連通管上安裝的具有一定機械限位的蝶閥來控制熱網供汽流量和低壓缸的進汽流量。由于接待較大供熱面積，采暖中期以后，為了保證外界供熱，發電負荷基本維持在60%以上。機組運行靈活性嚴重受限，隨著外網供熱面積的增長，電廠供熱、調峰矛盾將更加突出。針對2號機組供熱改造項目，該公司選擇了靈活性較強的切低壓缸供熱技術[4-7]，旨在擴大機組供熱能力的同時，最大限度的緩解熱電矛盾。

1 切低壓缸供熱技術分析

切低壓缸供熱技術是指在供熱期間，通過安裝在中低壓缸連通管上的全密封、零泄漏的供熱蝶閥關斷作用切除低壓缸進汽，使得低壓轉子在高真空條件下“空轉”運行，高中壓缸高背壓供熱運行的一種靈活性改造技術，在技術上應重點注意以下兩點。

1.1 通汽冷卻防止過熱

切除低壓缸進汽，表面上我們可以將其稱之為無蒸汽運行，但是常識告訴我們低壓缸內是無法實現絕對真空的，微量的漏汽在低壓缸內流動性能較差，同時與轉子葉片摩擦產熱，長期聚集局部溫度過高勢必會燒壞金屬部件，且歷史上是有報到過葉片燒毀的事故的，因此此種風險我們一定要避免。為了帶走鼓風熱，它是需要有少量蒸汽通入用于冷卻通流部分的，因此將切低壓缸運行稱為少蒸汽運行更為合理[8]。

少蒸汽運行屬于小容積流量工況，末級和排汽缸的溫度若不經過其他方式加以控制，則勢必會因過熱而引發熱變形及振動等危害，末級后的噴水冷卻裝置是行之有效的方法，此時末級動葉根部負反動度工作，噴水降溫后的蒸汽以渦流形式在動葉周圍流動冷卻動葉。但是值得注意的是，葉片被冷卻的同時帶來了新的問題，那就是末級葉片的水蝕損傷，文獻[8]中也提到了此種情況，通過描述國外早期的一些實驗現象證實低壓缸少蒸汽運行工況缸后噴水是不得不投的，因此為了控制排汽溫度，末級葉片的水蝕損傷是不可避免的。

小容積流量工況由于蒸汽與葉片脫離，又會引發另外一個危害，那就是葉片的顫振危害。缸內流場嚴重畸變，出現大量渦系脫離現象，是非連續介質工況，設計工況所應用到的計算公式已不再具有合理性，若要進行計算也只能應用極其簡化的公式進行測算，其計算結果與真實值勢必存在較大誤差，針對此種工況，國外均是以試驗的方式獲取相關數據。圖1為文獻[9]中提到的前蘇聯哈爾科夫工學院針對某汽輪機的動應力隨容積流量(本文的容積流量用相對容積流量來表示，即變工況后的容積流量與標況下的容積流量的比值，用字母k表示)和背壓變化的試驗測量數據變化曲線，隨著k的減小，當k=0.2～0.3時，動應力大大增加；k=0.05～0.1時，動應力達最大值；k進一步減小時，動應力急劇下降；到k=0.03～0.05最小值時，動應力達到零；k=0～0.03時，末級葉片已經沒有動應力了，文獻[10-12]也引用到了該組試驗數據。雖然這組數據的試驗對象與我們分析的對象不同，但是末級葉片在這種工況下的動應力變化規律基本相同。

圖1 動應力與容積流量、背壓的關系

由上述分析推斷，切除低壓缸進汽這種少蒸汽運行工況，其冷卻流量必須控制在額定排汽流量的0.03以內，但是實際操作過程中，蒸汽流量波動難以避免，因此需要預留出合理的安全邊界，認為每臺低壓缸控制冷卻流量在其額定排汽流量的0.01～0.015之間即為最佳流量區間。本臺機組的低壓缸額定排汽流量為600 t/h，則冷卻流量范圍為6～9 t/h。根據低壓缸少蒸汽運行的目的，筆者認為若是為了調峰而進行少蒸汽運行，過一段時間(一般8 h以內)又要帶負荷，那么不希望轉子及汽缸的溫度水平太低；若是為了增大機組的供熱能力或者其他原因需要低壓缸長時間少蒸汽運行時，則可以通入溫度更低的冷卻蒸汽，使缸內溫度水平更低些。

1.2 運行工況間的切換

低壓缸進汽與不進汽的靈活切換雖然響應了電網的調度要求，但是每次的切換都會對低壓通流部分造成一定的熱疲勞損傷，這樣的損傷會縮短機組的使用壽命，更嚴重的情況是在運行中旋轉部件有可能會發生斷裂事故。因此筆者認為，鑒于我國當前及今后新能源大力發展的必然趨勢，建議熱電機組在冬季供熱期間，在條件允許的情況下，應該實施長周期切低壓缸運行，可以偶爾的切換達到頂尖峰發電的目的，但是不要切換太過頻繁，比如天天切換的運行方式是非常不推薦的。

2 供熱改造技術方案

低壓缸少蒸汽運行，為了保證低壓缸及其轉子的冷卻，筆者設計從低壓缸進汽前端引入低溫蒸汽冷卻通流部分，汽源取自中壓排汽，現有中壓缸與低壓缸之間的連通管已經擁有可調整低壓缸進汽的電動蝶閥，該閥門原始設計預留有10%的機械限位，根據閥門流量曲線判斷，最小漏流量也超出了冷卻流量的上限值，分析認為不能用此閥門作為低壓缸冷卻流量的調整閥，最終確定方案為更換該閥門為全密封、零泄漏的液壓蝶閥，針對此閥門再設計新增一路小旁路系統，用以精準控制低壓缸的冷卻蒸汽參數。為了滿足低壓缸長周期切缸運行，控制低壓缸溫度場在更低水平，該小旁路系統中還設計了減溫減壓器、汽水分離器、流量調節閥以及相關熱工儀表等[13-15]，同時為了有效監測缸溫度場，設計在低壓末級處共加裝4個溫度測點，用以監測動葉葉頂蒸汽溫度，熱力系統圖見圖2。

圖2 原則性熱力系統圖

3 改造后機組供熱、調峰能力分析

切低壓缸改造后，在鍋爐蒸發量不變的情況下，機組抽凝和切缸工況的發電-抽汽量數據見表1和圖3，可以看出，通過切除低壓缸進汽，相比于抽凝運行，可以增加約177 t/h的采暖抽汽，相對應的，機組發電負荷可下降約34 MW。

表1 改造前后機組不同供熱工況熱力特性對比

圖3 切缸與抽凝供熱特性對比

表2和圖4為改造后機組的調峰能力核算結果，可以看出，相比于改造前，在保證對外供熱負荷不變的情況下，機組從抽凝轉為切低壓缸運行，可使發電功率下降約80 MW，大大的提高了機組的調峰能力，通過切除低壓缸進汽，在滿足供熱、調峰的同時，還減少了凝汽冷源損失，可降低發電煤耗約50 g/kWh。

表2 改造前后機組調峰能力對比

圖4 改造前后機組調峰能力對比

4 實際運行情況

該機組于采暖季前實施了相關系統改造，并于11月采暖季開始投入了切低壓缸供熱運行，為了實施長周期少蒸汽運行，希望將缸內溫度場控制在更低水平，現場將中壓排汽進行減溫處理后引入了低壓缸，冷卻蒸汽的流量目標值為7 t/h，溫度目標值為170 ℃。采集了機組切缸運行工況下的采暖抽汽與發電負荷對應數據，為了保證供熱需求，發電負荷實際運行中最低降至130 MW，在極寒期實現了機組滿負荷切缸運行，發電負荷達到了250 MW，具體數據見表3，從中可以看出，最大發電負荷比理論值大了約30 MW，最大抽汽流量達到680 t/h，比理論值小了約45 t/h。

表3 抽汽-發電負荷實際運行參數

圖5為切缸狀態下抽汽-發電關系曲線，圖中FT代表采暖抽汽流量，P代表發電負荷，當發電負荷為零時，抽汽流量為55 t/h，這55 t/h的物理意義就是機組空載運行時中壓缸的排汽流量，約為額定主蒸汽流量的5%。

圖5 抽汽-發電負荷關系曲線

5 結論

(1)切除低壓缸進汽改造，低壓缸的冷卻蒸汽流量建議控制在其額定排汽流量的1%～1.5%之間，本臺低壓缸的冷卻流量推薦值為6～9 t/h。

(2)切除低壓缸進汽改造，若要用于調峰運行(一般8 h以內)，則直接通入中壓缸排汽即可，若要實施長周期切缸運行，建議將中壓排汽進行減溫處理后通入低壓缸，維持低壓缸溫度場在更低水平。為了更好的保證機組安全運行，建議機組供熱期間，在條件允許的情況下，實施長周期切缸運行。

(3)本臺330 MW機組，在鍋爐主蒸發量不變的前提下，通過切除低壓缸進汽，可增加約177 t/h采暖抽汽，相應的，發電負荷可下降約34 MW；在保證對外供熱負荷不變的情況下，機組從抽凝轉為切低壓缸運行，可使發電功率下降約80 MW，大大的提高了機組的調峰能力，通過切除低壓缸進汽，在滿足供熱、調峰的同時，還減少了凝汽冷源損失，降低了發電煤耗。