亞臨界300 MW機組熱再抽汽的本體可靠性特性的影響研究

趙巖峰，張立波，馮知正

(1.國電沈西熱電廠，沈陽 110141；2.國電龍源節能技術有限公司，北京 100039)

0 引 言

隨著國內多省發布《電力調峰輔助服務交易規則》，交易規則指出，電力調峰輔助服務堅持誰受益、誰承擔原則，按需調用，公平調度。電力調峰輔助服務包括機組深度調峰交易和火電應急啟停交易。深度調峰交易初期，賣方暫為統調公用燃煤火電，買方為集中式風電和光伏，以及出力未減到有償調峰基準的統調公用燃煤火電，機組有償調峰基準為初始額定容量50%，機組采用“階梯式”負荷率分段式報價。這些措施對帶有抽汽，特別是工業抽汽的機組提出了更高的要求。

目前常規亞臨界300 MW機組電廠的系統配置和運行方式，為了保證供熱，采暖期機組負荷率基本需要維持在50%以上，無法進行深度調峰，不能達到當地電力輔助服務市場規定的有償調峰補償負荷(50%負荷以下)水平。進行靈活性改造后，每天可以實現一定時間段的深度調峰，負荷水平達到有償補償范圍，增加電廠收益[1]。

根據亞臨界300 MW機組的結構和強度等設計特點，在機組不進行改造的前提下，提出以下降負荷方案。不同壓力的供熱需求，和機組負荷相適應，對應采用不同的應對措施來滿足，進行不同壓力及負荷下熱再抽汽特性的計算對比分析，以期為同類型機組抽汽提供參考依據。

1 熱再抽汽的本體可靠性評估

1.1 熱再抽汽系統簡介

300 MW亞臨界汽輪機通常有兩個結構相同的蒸汽室，分別位于機組兩側，蒸汽通過主汽閥進入獨立控制的調節閥，控制高壓缸進汽。

汽輪機再熱調節閥的功能是為再熱系統提供備用的保險部件，當機組的轉速超速跳閘時，執行機構立即動作。通常情況下，機組的再熱主汽調節閥布置在再熱器出口到汽輪機中壓缸進汽之間的管路上，接近機組汽缸的位置。

圖1 再熱閥門調整抽汽系統簡圖

1.2 中調門的調節原理

汽輪機中壓調節閥的原設計是在機組啟動及低負荷情況下參與調節，在高負荷時閥門開度增加，主要為中壓進汽整流的作用。減少并削弱汽流的作用力，是保持閥門穩定性良好的最根本措施，同時也能減少閥桿和閥蝶的激振。

為保證中調門的穩定性，在設計時應有以下特點：

(1) 閥蝶的尺寸足夠大，能夠承受汽流的沖擊；

(2)在閥門打開的過程中，閥門的關鍵部件，如閥蝶、閥桿等在汽流流動區域中運動，汽流在進入汽缸的過程中產生的蒸汽力，作用在閥蝶和閥桿上并正常工作；

因此，中調門的調節性能需電廠通過現場試驗來確定，運行時需重點監視中調門的振動情況、推力軸承瓦溫、低壓缸排汽溫度、且在調試過程中按照調節級級后壓力與高排調整抽汽壓力關系曲線進行調整高排壓力、此外還應該監視軸振、瓦振、軸向位移等參數，確保機組安全、穩定運行，有異常情況下迅速切回；

從理論上來看，采用中調閥進行壓力控制調整，是能夠實現抽汽要求的。

圖2 再熱閥門結構圖

1.3 中調門調節計算數據

汽輪機的啟動和停機以及功率的變化，都是通過調節閥的開度控制的，閥門開大或關小改變進入汽輪機的蒸汽流量及參數。中壓調節閥是汽輪機進汽機構的重要部件之一，閥門的氣動性能高低直接影響整個設備乃至電廠的經濟效益。

2 熱再抽汽高排壓力的影響

2.1 應維持適當的高排壓力

機組熱再抽汽，在中壓調節閥不參與調節的情況下，由于中壓進汽流量減少，造成高壓排汽壓力降低。供熱機組在抽汽口前的葉片，特別是動葉，長時間受到抽汽壓力以及抽汽流量變化的影響，抽汽對通流內蒸汽產生擾動，引起汽流的激振，產生很大的動應力；特別是當抽汽時壓差增大，供熱的壓力降低，抽汽口附近的幾級葉片的壓差將大大增加，故應在葉片強度上進行考慮。

在相同工況，高排壓力的降低，對于高壓末級葉片來說，其前后的壓差增大，作用在葉片上的汽流彎應力隨之增加。由于機組原設計為純凝機組，并未考慮非采暖季抽汽工況，因此需要對高排末級的安全性進行校核。

如在再熱熱段抽汽流量為150 t/h。機組40%額定工況再熱流量為412.6 t/h，抽汽量為150 t/h，流量占比較大。在部分負荷工況，抽汽量占比逐漸減少，根據葉片強度核算準則，對于葉片安全性來說，應將該機組最大負荷抽汽工況作為強度校核點。

通過核算衡量高壓末級葉片強度的關鍵指標G*Hu，來判斷葉片的安全性，不同工況下數據變化詳見表1。

表1 機組高壓末級各工況下強度數據變化值

根據通流熱力數據的變化對比，以及對抽汽后葉片所處流場進行分析。如非采暖季抽汽量進一步增加，為保證高壓末級葉片的安全性，需要通過控制中壓調節閥，維持高排壓力不低于與之對應的純凝工況壓力，維持高壓通流末級的壓差小于強度工況的數值，從而保證高壓末幾級葉片滿足安全要求。

因此，在大抽汽量下，必須采用中壓調節閥進行調節，保證高壓排汽壓力值與高壓進汽量相匹配，以滿足高排葉片強度要求[2]。

2.2 應校核機組推力

推力計算是汽輪機設計中重要的一項數據，計算結果的精確與否關系到機組能否安全運行。該機組是反動式機組，推力是通過高中和低壓平衡鼓進行自行平衡的設計，由于低壓缸的整體推力通過正反通流的平衡而抵消，機組的軸向推力主要通常都來自高壓和中壓的轉子動葉。為此需調整各平衡鼓直徑和各軸封直徑來平衡通流部分產生的軸向推力。而且，隨著汽輪機運行工況的不同，整機推力都在不斷發生變化，但汽輪機運行的推力值絕對不能超過推力盤所能承受范圍，否則，會使得推力瓦磨損受熱燒毀。

經計算， 40%THA負荷下汽輪機熱再抽汽后，在抽汽150 t/h條件下，機組軸向推力與純凝工況相比推力增加2.0 t，其他負荷抽汽工況推力也均有不同程度的增加[3]。

機組設計時，在推力設計上，均考慮不同工況，以及一些特殊工況(如停高加)等推力的變化和范圍。根據某電廠機組設計推力的承受范圍，機組抽汽改造后，不同工況運行時，機組總推力較原設計有所增加，但計算出的推力值在機組軸向推力允許范圍內，軸向推力部分能夠滿足機組抽汽安全運行的需要。

按照汽輪機廠設計標準，軸向推力一般都留有裕量，根據該計算結果，綜合設計施工的設計數據，推力值在安全范圍內，能夠滿足機組安全運行[4]。

對于本機組而言，當投入非采暖季抽汽后，由計算可以看出，隨著機組增加非采暖季抽汽量，由于高中壓通流中流量的變化，整機推力也會增大。

圖3

3 結束語

從以上計算分析可以看出，電廠低負荷實現供熱要求，120 MW負荷熱段抽汽340 t/h，在機組目前情況下，采用中調閥進行壓力控制調整是能夠實現的。

(1)機組在進行供熱抽汽改造時，對于增設的管道、抽汽閥門等，應根據現場的實際情況，進行充分考慮合理布局。同時，應結合電廠檢修周期，合理安排改造時間段。

(2)在滿足熱再抽汽量340 t/h的前提下，機組能夠在120.0 MW負荷下運行。

(3)熱再抽汽改造后，中壓調門參與調節，滿足340 t/h抽汽要求，應結合實際情況，采取可靠的中調門調整方案來保證機組安全。

綜上所述，采用中調閥進行壓力控制調整，來實現熱再抽汽方案，能夠滿足機組安全、穩定運行。