超超臨界汽輪機補汽系統優化研究

范誼章，康 明，吳仕芳

(1.上海電氣集團，上海 200002;2.上海電氣電站設備有限公司汽輪機廠，上海 200240;3.上海汽輪機廠有限公司，上海 200240)

補汽技術可以提高汽輪發電機組的經濟性和運行靈活性，目前在高參數大功率汽輪機機組中得到了廣泛的應用[1-4]。補汽技術是為實現機組調頻或負荷調節的要求而從某工況開始從主汽閥后、調節汽閥前引出一股新蒸汽，經補汽閥節流，以較低參數的新蒸汽進入高壓缸某級動葉后，與主流蒸汽混合，在以后各級繼續膨脹做功的一種措施。但是補汽會影響主通道蒸汽的流動，如何減少補汽系統對主流流場和軸系穩定性的影響，許多學者對此進行了研究。王世柱等[5]采用數值方法研究了補汽對上下游透平級氣動性能的影響，以及非定常氣流激振對轉子動力特性系數的影響規律。余松等[6]采用數值方法研究了2種不同的補汽進汽結構對汽缸內部汽流的影響。更進一步，韓豐勝等[7]研究了2種不同補汽進汽結構方式下的氣動力對轉子臨界轉速和軸系穩定性的影響。以上學者均采用數值模擬方法，研究了補汽對汽缸內部汽流及軸系穩定性的影響，但目前還少有文獻從補汽閥結構及補汽管路系統的角度進行優化研究分析。

本文針對2種不同的補汽系統，采用數值模擬、氣動試驗、現場試驗的方法進行對比分析，旨在探究如何最大程度降低補汽閥開啟對軸系穩定性的影響。研究成果可直接指導后續的汽輪機設計和運行維護。

1 研究對象

1.1 單閥補汽系統

單閥補汽系統的結構如圖1所示，主閥調閥組件布置在高壓缸兩側，補汽閥布置在機組運轉層下面，補汽蒸汽從主閥、調閥之間引出，經過補汽進汽管道從兩側進入補汽閥，經過節流后，從兩側的補汽出汽管道進入高壓缸做功。

圖1 單閥補汽系統結構

在機組開發及運行中，現有單閥補汽系統存在如下不足：

1)因補汽參數一般為17 MPa、520 ℃左右，補汽管道采用P91耐高溫合金材料，管路冗長，單臺機組的管路系統成本達100萬元以上，而且復雜管路系統導致蒸汽流動阻力損失較大，因此補汽系統的經濟性有待提高。

2)因補汽閥布置在機組運轉層下面，且補汽管路需穿過基礎，需與機組其他管路系統避開，故每個項目的補汽管路布置均有差異。這造成每個項目在與設計院協調管路布置過程中，一般需2個月的技術配合周期。而且補汽管路通用性較差，其設計、采購均受很大影響。

3)因單閥補汽系統采用雙進雙出形式，只通過1個補汽閥調節補汽流量，而進入汽缸的上、下補汽流量不能單獨調節，故個別機組在補汽量較大的情況下，軸系振動受到不利影響。

1.2 雙閥補汽系統

雙閥補汽系統結構如圖2所示，將原布置在中間層的1個補汽閥優化設計為2個補汽閥，補汽閥與主汽閥調閥組合為一體，布置在運轉層上。由此可以精簡補汽管路設計，并且2個補汽閥可以單獨調節進入高壓缸上、下側的補汽流量。

圖2 雙閥補汽系統結構

雙閥補汽系統有如下優點：

1)補汽管路大大簡化，新補汽系統僅有補汽出汽管道，補汽管路成本降低80%；單個補汽閥改為雙補汽閥后，雖閥門成本有所增加，但補汽系統的總成本可降低約50%。

2)管路布置簡單，可實現每個項目的標準化設計，大大縮短了管路的設計、采購周期。

3)可對單側的補汽閥進行調節，針對不同的補汽量，可根據機組軸系的振動情況調節每側閥門的開度。并且可實現更大的補汽流量，適應當今機組在寬負荷高效率方面的要求。

2 對比分析

2.1 數值模擬

文獻[8]對2種補汽系統進行氣動計算，計算對象包括主閥調閥補汽閥組件的流道、補汽管道的流道、汽缸補汽腔室的流道。采用網格變形技術和網格自動重構技術，對閥門從0開度慢慢打開的過程進行了非定常模擬。

本文以采用單閥補汽系統的某超超臨界1 000 MW補汽閥為例進行了氣動計算，單閥補汽系統的兩側出口流量波動如圖3所示。圖3中顯示了單閥補汽系統的補汽閥開度從0%到44%的過程中，補汽閥門左、右兩側出口的流量大小是波動變化的，在開度為26%時，最大流量差為40 kg/s。補汽閥在26%和44%開度下的壓力分布如圖4所示，從圖4可以看出，不同開度下的流量波動是由補汽閥的2個出口前面的球形區域中的不穩定旋渦引起的。由于流量波動幅度大，蒸汽密度大，蒸汽波動能量僅在補汽出口管道中耗散了一小部分，剩余的能量轉移到高壓級透平中，這正是個別機組的補汽閥在某些開度下影響軸系振動的關鍵原因。

圖3 單閥補汽系統的兩側出口流量波動

(a)26%開度

而在雙閥補汽系統中，原先1個補汽閥優化為左、右側的2個補汽閥，每個補汽閥單出口，取消了原補汽閥的球形腔室。雙閥補汽系統流線圖如圖5所示，從中可見其氣動流動均勻。因此，雙閥補汽系統從根本上解決了原補汽閥兩側出口的流量波動問題。

圖5 雙閥補汽系統流線圖

2.2 氣動試驗

針對氣動計算模擬的單閥補汽系統開啟過程中出現補汽閥內蒸汽流場波動較強情況，搭建如圖6所示的補汽閥空氣試驗測量平臺，對補汽閥開啟過程進行模化試驗，用于研究補汽閥內的壓力波動信息。在補汽閥空氣試驗中，維持閥門進出口壓力一定，逐漸增大閥門開度，采集不同開度下的傳感器壓力信號，并進行快遞傅里葉變換(Fast Fourier Fransform，FFT)分析，獲得其頻譜特征，獲取壓力波動典型峰值頻率與閥門開度變化的關系。在進行多組氣動試驗后對比發現，閥座后的球形腔室內核心區域存在著不穩定旋渦結構，該旋渦結構的頻率在40～65 Hz之間，隨著閥門開度的變化，峰值出現的具體頻率不同。這進一步論證了補汽閥閥座后的球形腔室在不同開度下產生的不穩定旋渦結構是補汽閥兩側出口流量波動的關鍵原因。

圖6 單閥補汽閥氣動試驗平臺裝置

2.3 現場補汽試驗

選取某1 000 MW電廠中采用單閥補汽系統的相同設計的X機組和Y機組進行現場補汽試驗，當負荷穩定在950 MW時，補汽閥逐漸開啟，進行開度從0%至44%各開度下的1號軸承振動試驗。各閥門開度下的1號軸承軸振變化情況如圖7所示，X機組補汽閥試驗結果表明，在約26%開度時，1號軸承振動最為劇烈，軸承振動數據超過保證值76 μm；Y機組的補汽閥試驗結果表明，在整個補汽閥開度試驗過程中，1號軸承振動非常平穩。X機組和Y機組的補汽閥試驗結果表明，即使相同設計的2臺機型，補汽閥在某一開度下引起的1號軸承振動也有一定的隨機性。

圖7 各閥門開度下的1號軸承軸振

為改善X機組補汽閥試驗中產生的問題，在原單閥補汽系統的雙側閥門出口增加整流裝置，如圖8所示。加裝整流裝置后，1號軸承軸振情況如圖7中的“X機組1號軸承軸振-整流裝置”曲線所示，1號軸承軸振隨著補汽閥的開啟會逐漸增大，且振動的峰值仍然出現在開度26%左右；當補汽閥關閉后，相對振動瞬時減小，和補汽閥的開啟關聯性密切；加裝整流裝置后，與原單閥補汽系統的振動數據相比，最高的振動值從85 μm降低到35 μm。以上說明在補汽閥出口兩側增加整流裝置后，1號軸承振動的性能有很大的改善，上述結構優化方案能夠滿足機組軸系穩定運行的要求。

圖8 增加整流裝置的單閥補汽系統

應用雙閥補汽系統的某汽輪機產品如圖9所示。在電廠進行兩側補汽閥單獨開啟與同時開啟的試驗，結果表明，單側左上補汽閥開啟最大至17%，振動增加，振動幅值平均增加15～20 μm，最大峰值總值不到70 μm；單側右下補汽閥開啟至34%時，振動下降，振動幅值平均降低約10～15 μm，效果基本穩定。兩側補汽閥同時開啟至40%時，1號軸承軸振增加不明顯。此試驗充分論證了補汽閥開度對1號軸承軸振動的影響，通過調節雙閥補汽系統的2個補汽閥開度，可以使機組軸系良好運行，并可以實現更大比例的補汽流量，以適應當今機組寬負荷高效率的要求。

圖9 應用雙閥補汽系統的汽輪機產品

3 結 論

本文針對補汽閥的開啟過程引起軸系穩定性下降，導致1號軸振增大等問題，通過數值模擬、氣動試驗及現場試驗等方法，研究了單閥補汽及雙閥補汽2種不同結構及系統下的補汽系統，得出如下結論：

1)單閥補汽系統成本較高，設計配合、采購交貨周期長，在個別機組補汽量較大的情況下，單閥系統補汽閥大開度對軸系穩定運行有不利影響。

2)在不同的補汽閥開度下，單閥系統補汽閥左、右兩側出口流量是波動變化的；不同開度下的流量波動是由補汽閥2個出口前面的球形區域中的不穩定旋渦引起的。

3)在單閥補汽系統的補汽閥出口兩側增加整流裝置后，補汽閥投入時，1號軸承振動的性能有很大的改善，能夠滿足機組軸系良好運行的要求。

4)雙閥補汽系統與單閥補汽系統比較，由于結構及系統簡化，管路系統實現標準化設計，其總成本、設計配合及生產周期大幅降低。

5)調節雙閥補汽系統的2個補汽閥開度可以使機組軸系穩定運行，并可以實現更大的補汽流量，適應當今機組寬負荷高效率的要求。

今后將進一步采取相同的方法進行補汽閥最大容量設計研究，實現更大的補汽流量，為寬負荷高效率機組的優化研究提供參考。