新型熱電聯產汽輪機系統研究

張文祥，宋放放，謝林貴，唐麗麗，雷曉龍，宋萍，劉曉燕，賴強

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司，四川 德陽，618000）

1 背景

隨著我國經濟、能源和環保形勢的發展，燃煤火力發電企業的發展進入了新常態，新能源的大規模投運進一步壓縮了火電機組在發電市場中的份額，火力發電設備年利用小時數持續走低使燃煤電廠的經營形勢變得日益嚴峻，但同時國家能源政策決定了火電機組必須承擔深度調峰的重要任務。 隨著居民和工業用戶對供熱負荷的需求不斷增加，電網對機組中低負荷率下的供熱能力，提出了更高要求，必須提高供熱機組的熱電比與靈活性，要求機組保障供熱能力的同時，最大程度提高機組的寬幅調峰能力。

為緩解熱電機組供熱和供電的矛盾，國家出臺了鼓勵火電廠開展靈活性改造的若干政策，各地方政府根據各自區域的實際情況也出臺了火電機組深度調峰階梯電價政策。因此，通過技術升級提高機組深度調峰能力，將對火力發電公司盈利能力起到重大作用。實現深度調峰、提高熱電比與機組運行靈活性，已成為決定火電企業生存的關鍵因素。

2 新型供熱汽輪機系統

常規供熱采暖抽汽主要采用中排蝶閥調整抽汽的方式，該方式調峰負荷高且熱電比低。采用新型供熱汽輪機系統提高機組熱電比，主要有2個思路：

（1）減小機組發電量?？赏ㄟ^減小高壓缸、中壓缸或者低壓缸出力來減小機組出力。

（2）減小機組上網電量。在機組發電量不變情況下，將部分電負荷用于驅動壓縮式熱泵或者電鍋爐來提供熱負荷。

以上2點中，第2種涉及范圍較大。本文主要論述通過新型供熱汽輪機系統來減少機組的三缸出力。

2.1 低壓缸切缸運行

低壓缸切缸運行是指機組的低壓缸在高真空條件下運行，通入少量冷卻蒸汽，大幅降低低壓缸出力，實現低壓缸微出力運行工況，從而提高機組供熱的能力和經濟性，實現深度調峰的目的。

2．1．1 汽輪機小容積流量工況問題

實現低壓缸切缸運行需要解決低壓缸在小容積流量下葉片顫振、鼓風和水蝕，防止因低壓缸末級和次末級葉片動應力過大而損壞、防止因葉片鼓風導致汽輪機結構部件溫度超限和葉片水蝕。

2．1．1．1 鼓風和過渡工況

隨著容積流量的減小，級的效率會變差。當容積流量減小到某一值時，級的輪周功率等于零；如果容積流量進一步減小，級將會由原來的做功級轉變為鼓風耗功級，級效率則會由正變為負，此時排汽的滯止焓將高于進口滯止焓，鼓風摩擦會對汽流起加熱作用，葉片的溫度也會升高，引起汽缸變形以及葉片應力超標等。

2．1．1．2 葉片水蝕

低壓缸進入鼓風工況時，為降低末級排汽溫度，通常設置排汽噴水裝置。小容積流量下，末葉根部以負反動度工作，低壓缸噴水會通過末葉根部倒吸入動葉，并隨著渦流運動，水滴倒吸會對末葉葉根造成侵蝕；小流速使靜葉出口角大幅增加，導致水滴沖刷至動葉進汽邊的背部造成侵蝕。上述水滴的2種流動方式對葉片傷害較大，使葉片強度削弱。

2．1．1．3 大扇度葉片顫振

在小容積流量工況下，末級動葉進口大負攻角引起大尺度汽流分離而誘導產生自激振動，導致動應力水平突增，發生失速顫振。在相對容積流量減小的過程中，當相對容積流量低到一定值時，葉片振動應力開始迅速增加，之后達到最大值，進一步減小容積流量，振動應力逐漸減小，振動應力與相對容積流量呈非單調變化關系。因此，末級葉片在相對容積流量0．1～0．2存在1個較大的動應力放大區間，運行時要盡量避免在此工況區間長期運行。

2．1．2 切缸后熱力數據分析

切缸改造后，相對于常規蝶閥供熱，機組的供熱能力得到提升，熱電比進一步提高。同樣的主汽流量下，切缸供熱與中排蝶閥供熱主要數據見表1。

表1 切缸供熱與中排供熱數據對比

由表1可知，切缸供熱比中排蝶閥供熱的供熱量可以提升56.52 MW，熱電比提升0.28。

切缸后雖然可以提高熱電比，但是中排供熱蒸汽仍需流經高中壓缸做功，供熱量與發電量依然關系緊密，處于深度耦合狀態。當由切缸狀態切換到常規蝶閥供熱時，供熱量與發電量可以進行調節，熱電可以部分解耦。

2.2 NCB-SSS離合器運行

切缸目的是使低壓缸出力幾乎為零，但是低壓缸依然在全轉速轉動，為了提高低壓缸的安全性而進行了復雜改造。

采用NCB-SSS離合器運行方式，也是使低壓缸出力為零，但是思路卻不一樣。這種方式主要是通過SSS離合器動作，使低壓轉子與高中壓轉子脫開，讓低壓轉子處于靜止狀態，中壓排汽可以全部供熱采暖，實現純凝機組向背壓機的轉變。當熱網只需要部分中排蒸汽供熱時，可以通過SSS離合器連接高中壓轉子與低壓轉子，使機組實現抽凝功能。當不要供熱時，可以實現純凝功能。NCB-SSS離合器系統示意圖如圖1所示。

圖1 NCB-SSS離合器系統示意圖

2.2.1 SSS離合器介紹

在該系統中，SSS離合器是非常核心的設備。SSS離合器用來連接蒸汽輪機高中壓透平轉子和低壓透平轉子，并按電廠運行要求來實現高中壓透平轉子和低壓透平轉子的嚙合和脫開。當輸入端（低壓透平轉子）的轉速趨向于超過輸出端（高中壓透平轉子）時，離合器將自動嚙合；如果輸入端的轉速低于輸出端的轉速，離合器自動脫開。SSS離合器在靜止狀態下也能夠嚙合，因此即使機組處于停機狀態，汽輪機的盤車裝置也能夠轉動整個汽輪機和發電機。

離合器配有2個液壓驅動的伺服裝置來移動離合器處于“鎖定”的位置，用來防止當離合器的輸入端轉速逐漸低于輸出端轉速時離合器自動脫開。其中1個伺服裝置上配有開關，與電廠控制中心連接。

2.2.2 NCB-SSS離合器運行方式熱力數據分析

與切缸改造相比，NCB-SSS離合器運行方式切換到背壓機方式下可在低壓缸完全不進汽情況下提升機組的供熱量與熱電比。主要數據見表2。

表2 背壓機運行方式與切缸熱力數據對比

由表2可知，同樣額定主蒸汽流量下，NCBSSS離合器（背壓機運行方式）比切缸供熱量增加19.82 MW；NCB-SSS離合器（背壓機運行方式）供熱比切缸供熱熱電比提升0.08。

就供熱能力而言，NCB-SSS離合器運行方式與切缸運行相比差距不大，因為供熱蒸汽都要流經高中壓缸做功。但是，相比于切缸運行，NCBSSS離合器運行具有以下優勢：低壓缸切缸運行存在低壓末2級葉片顫振、鼓風超溫以及水蝕的風險，NCB-SSS離合器運行沒有這些風險，安全可靠性高。

綜上所述，NCB-SSS離合器運行是實現低壓缸零出力較好的1種方式。

2.3 高低旁供熱

以上介紹的切缸運行、NCB-SSS離合器運行等供熱技術并未實現熱電解耦，去供熱的蒸汽都通過高壓缸、中壓缸做功，只是并沒有進入低壓缸做功。要想實現熱電解耦，不僅需要減小低壓缸出力，也要減小高中壓缸出力，高低旁供熱可以實現減小高中低三缸出力的目的。

高低旁路供熱是將部分冷再、熱再蒸汽減溫減壓后作為供熱源，通過調整旁路蒸汽流量，減小進入汽輪機三缸蒸汽量，達到提高供熱能力、減少發電負荷的目的，是當前熱電解耦最常見的方案之一。該方案能夠滿足機組靈活性改造的目標要求，技術上是可行，但由于供熱蒸汽是高品質蒸汽減溫減壓而來，因此經濟性較低。

2.3.1 高低旁路供熱系統

2.3.1.1 系統示意圖

當高低旁路系統有供熱要求時，需要進行部分改造。常規旁路閥門只具備啟動與停運功能，高低旁供熱時，高壓旁路閥與低壓旁路閥需要控制閥后壓力和溫度，且動作頻繁需要長期連續運行，閥體和閥內件結構需要單獨設計，使之具備長期運行和調節功能。除了閥門本體外，系統也要進行局部改造。

改造后高壓旁路系統示意圖如圖2所示。

圖2 改造后高壓旁路系統示意圖

與常規高壓旁路系統相比，改造后管路布置不變，更換高壓旁路閥芯、閥座等部件，高旁入口新增電動閘閥（常開），高旁閥卡澀及故障需要隔離時，高旁入口電動閘閥關閉。

改造后低壓旁路系統示意圖如圖3所示。

圖3 改造后低旁路系統示意圖

在常規低壓旁路閥后增設一段抽汽管道至熱網，該抽汽管道與低旁后至凝汽器的管道并聯。抽汽管道上依次增設安全閥、止回閥、快關調節閥、電動關斷閥。供熱抽汽時抽汽管道上的電動關斷閥保持全開，通過低壓旁路閥對抽汽流量進行調節。止回閥防止熱網中蒸汽倒流進入低壓旁路系統。當出現熱網解列事故且通向凝汽器的電動關斷閥故障不能打開時，低壓旁路閥后壓力升高，安全閥動作。

2.3.1.2 實施方式與技術要點

深度調峰供熱工況下，高低壓旁路閥作為減溫減壓器使用。低壓旁路調節閥、關斷閥先開啟，低壓旁路對外供熱抽汽，高排壓力開始降低。高旁后壓力實時跟蹤高排壓力，通過高旁閥、高旁減溫水調節閥控制高壓旁路后蒸汽壓力和溫度，調整到高壓缸排汽參數。

（1）進入再熱器蒸汽量不變，沒有鍋爐受熱面吸熱匹配性問題；

（2）根據低旁供熱蒸汽量的大小，通過高旁閥控制進入汽輪機高壓缸蒸汽量，達到汽輪機軸向位移的整體平衡，運行靈活性較強；

（3）供熱能力由旁路系統容量決定；

（4）供熱蒸汽相當于主蒸汽和再熱蒸汽減溫減壓供熱，這部分蒸汽沒有做功，因此供熱經濟性差，實際運行過程中需通過優化工作提高經濟性。

2.3.1.3 旁路聯合供熱安全性分析

（1）汽輪機軸向推力

對于高低旁路供熱方案，高旁蒸汽流量與低旁蒸汽流量的匹配方式是影響汽輪機軸向推力平衡和汽輪機安全運行的的關鍵因素，實際運行中需采取高低壓旁路蒸汽流量基本一致的控制策略，即低旁蒸汽流量=高旁蒸汽流量+高旁減溫水流量。可通過增加控制邏輯，依據調節級壓力與高壓缸排汽壓力及中壓缸進汽壓力的關系，以調節級壓力、高壓缸排汽壓力、中壓缸進汽壓力始終保持在恰當匹配的范圍內為控制目標，調整高旁閥、低旁閥及中壓聯合調節閥開度，確保汽輪機軸向推力平衡。

（2）高壓缸排汽鼓風

當高旁蒸汽通流量較大時，高壓缸進汽量減小，對應高壓缸排汽壓力減小；同時高旁閥后壓力升高，可能導致高壓缸排汽“憋壓”導致鼓風，高旁溫度升高，因此運行中應合理控制高旁蒸汽流量，防止高壓缸排汽溫度超限；另外，高旁減溫后溫度應跟蹤高壓缸排汽溫度，建立相關邏輯控制高旁減溫水的流量，維持汽輪機高壓缸排汽溫度始終處于上述限值范圍內。

（3）高排壓力

低旁路抽汽供熱增加時，會引起再熱汽系統和高壓缸排汽壓力降低，高壓缸末級輪周功可能會超過限制值，導致隔板葉片強度超限，存在安全隱患?？紤]采取中壓調門參調方式提升高壓缸排汽壓力，確保高壓缸排汽壓力始終在運行限值范圍內。

（4）蒸汽管道流速

在旁路供熱工況下，由于汽輪機進汽量減少，相應抽汽壓力降低，蒸汽比容增加；部分蒸汽通過低旁供熱導致給水流量相對汽輪機進汽量偏大，導致抽汽流量相對增加，抽汽管流速超標。

2.3.2 高低旁供熱計算

在旁路容量足夠大的情況下，假設高低旁路容量為100%BMCR容量。雖然高低旁供熱可以旁路大部分蒸汽，但是依然要滿足低壓缸最小排汽流量，防止低壓末級發生鼓風或顫振。根據以上限制條件，計算出額定主汽流量下與深度調峰至15%THA負荷下2個工況的高低旁最大供熱能力。相關數據見表4。

表4 高低旁供熱數據

由表4可知，在額定主汽流量下，高低旁路供熱量可達642.80 MW，熱電比為5.52。當機組電負荷深度調峰至15%THA時，機組供熱量可以達到360.20 MW，熱電比為6.86。相比于低壓缸零出力的2個方案，高低旁路聯合供熱的熱電比大幅提升。

雖然高低旁路供熱可以實現大熱電比，但是采用這種供熱方式時，大量高品質的主蒸汽和再熱蒸汽沒有去膨脹做功，而是減溫減壓供熱，產生大量損。另外，高低旁路供熱方式存在低壓排汽至凝汽器，冷端損失較大。而上述低壓缸零出力的2種方案冷端損失極小，經濟性比高低旁供熱更好。

以NCB-SSS離合器運行為例，與高低旁供熱進行經濟性對比，詳見表5。

表5 對比表

由表5可知，在主汽流量與供熱量相同的情況下，采用高低旁路供熱的熱耗值為7 438.10 kJ/kWh，采用NCB-SSS離合器運行（背壓機供熱）的方式的熱耗值為4 959.70 kWh，大幅低于高低旁聯合供熱的方式。所以，只采用高低旁聯合供熱的方式經濟性較差。

2.4 建議最優供熱方案

由前述內容可知，切缸運行、NCB-SSS離合器運行2種方式優點是沒有冷端損失，經濟性好；缺點是熱電比不夠高，沒有實現完全熱電解耦。而高低旁供熱可以實現大熱電比與熱電解耦，但是經濟性卻較低。因此提出1種可以實現大熱電比與供熱經濟性優的系統方案，即采用高低旁供熱與NCB-SSS離合器運行聯合供熱的新型綜合系統方案。

該新型綜合系統系統可以實現梯級供熱。在某個負荷下，若能通過中壓排汽供熱滿足熱網要求，則不需要通過高低旁供熱。若負荷繼續降低，當SSS離合器脫開后中壓所有排汽都不能滿足供熱量需求時，采用高低旁聯合供熱蒸汽作為補充汽源，既能保證供熱量大與深度調峰的運行需求，又能保證經濟性最優。新型綜合系統示意圖如圖4所示。

圖4 新型綜合系統示意圖

將采用新型綜合供熱系統的數據與只采用高低旁供熱方案的數據進行比較，基準如下：

（1）2種方案的主汽流量相等，均是額定主汽流量；

（2）2種方案通過高低旁的供熱量相等，新型綜合系統多了中排供熱量。

由表6可知，采用綜合方案后，熱電比大幅提升至7.10，熱耗值由高低旁供熱的7 712.20 kJ/kWh降低到5 415.90 kJ/kWh，供熱能力與經濟性均得到提升。因此，在條件允許情況下，建議采用新型綜合系統進行供熱。

表6 2種方案對比表

3 總結

在當前電力新形勢下，深入挖掘汽輪機系統的潛力，提高機組的熱電比和運行靈活性是提升火力發電企業的必由發展之路。

常規供熱方式已經無法滿足電廠當前形勢下的供熱需求和調峰需求，低壓缸切缸運行以及NCB-SSS離合器運行可以一定程度上提升供熱能力且經濟性較好，但低負荷供熱能力不夠樂觀。

高低旁供熱可以大幅提升供熱能力且能滿足深度調峰要求，但供熱經濟性較差。

提出1種新型綜合供熱系統，耦合NCB-SSS離合器運行與高低旁供熱2種方式，既保證機組全負荷下供熱能力，又保證機組整體供熱經濟性。