1 000 MW二次再熱機組調試常見問題及預防措施

楊 樂，張 磊

(中國能源建設集團西北電力試驗研究院有限公司，陜西 西安 710054)

0 引言

相比一次再熱機組，1 000 M W二次再熱機組將主蒸汽壓力提高，并增加了超高壓缸和高—中—低壓三級串聯旁路系統。由于系統更復雜、啟動參數更高，三缸聯合啟動時更容易出現鼓風超溫等問題，三級串聯旁路與汽輪機和鍋爐的配合也更為復雜且關鍵，而汽輪機軸封參數的需求也與一次再熱機組有所不同。在目前投產的二次再熱機組運行過程中，還出現了超高壓缸軸封漏汽管蒸汽倒流、低速暖機效率低等問題。

本文針對國內某二次再熱機組出現的相關問題進行分析，并提出相應的解決方案。

1 機組簡介

某電廠二次再熱機組采用國產超超臨界、二次中間再熱、單軸、雙背壓、五缸四排汽1 000 MW凝汽式汽輪機，運行方式為全程滑壓；設計機前主蒸汽壓力31.8 MPa，主蒸汽溫度600 ℃，再熱汽溫度610 ℃；旁路采用100%鍋爐最大連續出力(boiler maximum continuous rating，BMCR)高—中—低壓三級串聯旁路系統，以滿足各種啟動工況要求。

該二次再熱機組沿用了很多一次再熱機組的技術特點，如：超高壓缸采用圓筒形汽缸，溫度梯度小、安全性更高；采用單軸承支撐，軸承比壓大、軸承穩定性更高[1]；所有汽缸內缸支撐落地，不受背壓變化影響；滑銷系統同向膨脹，汽缸之間設有推拉裝置進行膨脹傳遞，汽輪機動靜差脹小；閥門與汽缸直接連接、無導汽管，降低進汽壓損；第一級采用低反動度、斜置靜葉，增加動靜軸向距離，緩解固體顆粒物侵蝕；從暖管、沖轉、升速、定速再到并網帶初負荷，采用自動控制和一鍵啟動。

除此之外，該二次再熱機組在調整、控制方面又有以下不同之處：

1)采用三級串聯旁路，對于機、爐的配合要求更為復雜，尤其在防止超高壓缸及高壓缸鼓風方面增大了控制難度，必須通過三級串聯旁路對一次再熱、二次再熱壓力進行調整，以配合超高壓缸和高壓缸的鼓風控制；

2)機組參數更高，且超高壓缸、高壓缸排汽溫度更高，對軸封系統參數提出更高要求；

3)增加了超高壓缸，相應在控制組態中增加了超高壓缸排汽溫度控制器，以應對機組低負荷期間超高壓缸鼓風超溫風險；

4)在控制組態中，還增加了超高壓缸葉片級壓力控制器，從而在冷態啟動、低速暖機期間，對超高壓缸應力進行控制，保障超高壓缸及轉子安全。

2 機組相關問題分析及解決方案

2.1 超高壓缸和高壓缸鼓風效應預防控制邏輯問題及對策

二次再熱機組采用三缸聯合啟動，通過調整三級串聯旁路，需要同時維持超高壓缸和高壓缸的壓比在合理范圍，控制難度更大[2]。

基于緩解超高壓缸和高壓缸鼓風效應的目的，保護超高壓缸和高壓缸安全運行，在控制組態中同時設計了“超高壓缸排汽溫度控制器”和“高壓缸排汽溫度控制器”，并且設置有“超溫切缸”保護。

2.1.1 超高壓排汽溫度控制

1)當超高壓缸排汽溫度達到一高時(390 ℃)，降低中壓調閥開度，增大超高壓缸進汽量，如圖1所示。

圖1 超高壓缸排汽溫度一高控制示意圖

2)當超高壓缸排汽溫度達到二高時(460 ℃)，切除超高壓缸，由高、中壓缸控制汽輪機轉速/負荷，如圖2所示。

圖2 超高壓缸排汽溫度二高控制示意圖

2.1.2 高壓缸排汽溫度控制

1)當高壓排汽溫度達到一高時，降低中壓調閥開度，增大高壓缸進汽量，如圖3所示。

圖3 高壓缸排汽溫度一高控制示意圖

2)當高壓排汽溫度達到二高時，切除超高壓缸，增大高壓缸進汽量，如圖4所示。

圖4 高壓缸排汽溫度二高控制示意圖

3)當高壓排汽溫度達到三高時(530 ℃)，則切除高壓缸，由中壓缸控制汽輪機轉速/負荷，如圖5所示。

圖5 高壓缸排汽溫度三高控制示意圖

2.1.3 超高壓和高壓缸鼓風效應對策

但由于三級串聯旁路的調節控制并沒有納入上述控制器組態，使得在超高壓缸及高壓缸鼓風效應的預防控制方面欠缺周全。如對旁路不加控制，上述“排汽溫度控制器”的調節可能對汽缸超溫形成反作用。比如超高壓調閥開大時，高、中壓旁路不配合降低一次再熱壓力，反而可能使超高壓缸鼓風加劇、排汽溫度快速升高，危及超高壓缸安全。

因此，在超高壓缸和高壓缸鼓風效應控制方面，還應做到以下三點：

1)機組啟動過程中，控制好主蒸汽壓力、一次再熱壓力、二次再熱壓力，即高旁、中旁、低旁的三級串聯旁路的壓力控制要充分保證超高壓缸、高壓缸的壓比，必要時根據汽輪機各汽缸鼓風情況對三級串聯旁路的壓力設定值進行調整。

2)當超高壓排汽溫度控制器、高壓排汽溫度控制器觸發動作時，應根據具體情況對相應的旁路閥進行調整。

譬如，當超高壓排汽溫度控制器動作、超高壓旁閥開大時，應注意適當調整高、中旁閥，降低一次再熱壓力，使超高壓缸的壓力切實降低。同時，由于中壓旁閥關小，高壓缸排汽壓力增大，可能誘發高壓缸鼓風加劇。因此，在中壓旁閥關小時，也必須檢查低壓旁閥應適度開大、降低二次再熱壓力，避免高壓缸排汽不暢而導致鼓風加劇[3]。

3)熱態、極熱態啟動時，由于超高壓缸、高壓缸排汽溫度已經較高，超溫的安全裕量較小、控制難度更大。因此，定速3 000 r/min后應盡快并網。

2.2 超高壓缸軸封漏汽管道蒸汽倒流問題及對策

與一次再熱機組的高壓缸第一級軸封漏汽接入中壓缸排汽管類似，二次再熱機組也有相應的設計：高壓缸第一級軸封漏汽接入中壓缸排汽管，超高壓缸第一級軸封漏汽接入高壓缸排汽管(即二次再熱冷段管道)。需要注意的是，無論高壓缸軸封漏汽管道，還是超高壓缸軸封漏汽管道，都沒有設計逆止閥。

對于超高壓缸軸封漏汽來說，由于超高壓缸軸封漏汽接至二次再熱冷段管道，在沖轉前、已經有大量的高溫高壓蒸汽經超高壓缸軸封漏汽管道倒流入超高壓缸第一級軸封腔室，并進入超高壓缸。這使得汽輪機沖轉前，超高壓缸排汽溫度已經大幅度升高，給沖轉期間的超高壓排汽溫度控制造成較大難度。

以本文中1 000 MW二次再熱機組某次啟動過程為例。在汽輪機沖轉前，超高壓缸排汽溫度距離其“切缸保護”溫度限值僅剩8℃裕量，大大增加了超高壓缸鼓風超溫風險，稍有不慎將造成超高壓缸切除，為后續的機組定速、并網帶負荷造成不便，甚至可能需要被迫停機、待超高壓缸排汽溫度下降后重新沖轉。

因此，為避免超高壓缸軸封漏汽管道蒸汽反流，造成超高壓缸排汽溫度被動升高導致鼓風超溫，應在機組調試前期就在超高壓缸第一級軸封漏汽管道上裝設逆止閥，從而避免上述問題的發生。

2.3 超高壓葉片級壓力控制器邏輯不合理問題及對策

為了在汽輪機啟動、低速暖機過程中，將超高壓缸及超高壓轉子的熱應力控制在合理水平，該二次再熱機組除“高壓缸葉片級壓力控制器”外，還設計有“超高壓缸葉片級壓力控制器”。

其原理是：在啟動、低速暖機期間，若超高壓缸葉片級壓力升高，對應飽和溫度隨之升高，將使得超高壓缸內蒸汽在與汽缸和轉子換熱過程中極容易降溫至飽和溫度以下，從而產生凝結換熱，使汽缸和轉子承受過大熱應力。為降低凝結換熱對汽缸、轉子熱應力的加劇，組態內設計有“超高壓葉片級壓力控制器”，如圖6所示。該控制器根據實時汽缸、轉子溫度，計算出適宜的超高壓缸葉片級壓力。并將該計算壓力與實時的超高壓缸葉片級壓力比較，經一系列計算后作為“超高壓缸葉片級壓力控制器”輸出，使超高壓調閥關小至安全閥位，從而降低凝結換熱對汽缸和轉子的熱應力影響。

圖6 超高壓缸葉片級壓力控制器邏輯圖

根據“超高壓缸葉片級壓力控制器”作用原理，在整個低速暖機過程中，該控制器應該始終是投入狀態，而后在汽輪機低速暖機結束、升速至3 000 r/min過程中再退出該控制器。

然而在組態中，超高壓葉片級壓力控制器的切除轉速設置為402 r/min，低于其低速暖機轉速。這意味著整個低速暖機期間，超高壓缸葉片級壓力控制器將處于退出狀態。這將使汽輪機超高壓缸、超高壓轉子在低速暖機期間的熱應力控制變得薄弱，長此以往可能使超高壓缸及超高壓轉子頻繁處于熱應力超限狀態，最終出現疲勞裂紋、壽命縮短。

因此，應當對相關組態進行優化，提高“超高壓葉片級壓力控制器”的自動切除轉速至低速暖機轉速以上，以便在整個低速暖機期間對超高壓缸提供必要的熱應力保護。

2.4 機組啟動暖機效率低問題及對策

該二次再熱機組由于軸系臨界區轉速跨度大，未設置“中速暖機”程序，即汽輪機經過低速暖機后將直接定速3 000 r/min。因此在低速暖機期間，汽輪機必須充分預暖，一方面使汽缸、轉子得到充分預熱，從而降低升速過程汽輪機各部件的熱應力，使汽輪機沖轉更為安全，另一方面使升速前汽輪機各部件溫度裕度更為充裕，避免在汽輪機沖過臨界轉速區時轉速升速率受限，從而使汽輪機以最快的速率邁過臨界轉速區，降低汽輪機軸系振動過大甚至超限的風險。

但由于低速暖機期間汽輪機進汽量較小，導致低速暖機時間過長、暖機效率較低。

針對該問題，建議可采取以下措施：

1)適當降低汽輪機沖轉參數，但應注意保證超高壓缸、高壓缸的壓比。在將超高壓缸、高壓缸鼓風效應控制在可承受范圍內的同時，通過鍋爐側調整及三級串聯旁路的調整，適當降低主蒸汽壓力、一次和二次再熱蒸汽壓力；

2)通過提高循環水溫度使機組背壓提高，減少汽輪機蒸汽比焓降，從而增大汽輪機進汽量、縮短低速暖機時間、提高低速暖機效率。

3)在汽輪機低速暖機期間投入各低壓加熱器，利用各低壓加熱器少量抽汽，使低速暖機期間的汽耗量增大，從而縮短低速暖機時間、提高低速暖機效率。

4)根據汽輪機低速暖機階段各汽缸的缸溫狀態，對進汽流量更大、缸溫上升更快的汽缸，通過人為降低該汽缸進汽調閥的閥限，使其他暖缸更慢的汽缸進汽量增大，提高整體暖機效率。

綜上所述，采取有效措施增大汽輪機蒸汽流量是縮短暖機時間、提高暖機效率的主要方向。汽輪機蒸汽流量增大，不僅能夠縮短暖機時間，還能使相應的調速汽閥閥位增大，從而避免個別調速汽閥因汽流激振力而產生強烈振動，達到保護汽閥的效果。

2.5 機組啟停階段汽輪機抱死問題及對策

為追求經濟性、減少軸封泄漏損失，各汽輪機生產廠商都將汽輪機軸封間隙設計得較小，在提高機組效率的同時，也增大了軸封徑向動靜碰磨的風險。為降低軸封碰磨、汽輪機抱死風險，廠家對軸封供汽溫度做了嚴格限制，如圖7所示。

圖7 軸封供汽溫度限值曲線

通過對比主機廠提供的熱力特性數據，以及二次再熱機組和一次再熱機組的實際運行數據，其相關參數的對比關系如表1所示。熱態/極熱態下，二次再熱機組的超高壓缸排汽溫度、高壓缸排汽溫度在420～450 ℃，而一次再熱機組的高壓缸排汽溫度僅為360～380 ℃左右。兩種機組的超高壓缸排汽溫度和高壓缸排汽溫度相差約60～70 ℃[4]。

表1 二次再熱機組與一次再熱機組相關參數對比關系表

若沿用一次再熱機組對于汽輪機熱態/極熱態時“軸封供汽溫度280～320 ℃”的要求，對于二次再熱機組偏低。當機組啟、停階段，尤其是機組停機/跳閘后，280～320 ℃的軸封蒸汽進入超高壓缸、高壓缸軸封腔室，將可能造成端部汽封處收縮變形、動靜碰磨，甚至導致汽輪機惰走期間振動超限、盤車狀態大軸抱死等事故。

為此，建議采取如下措施：

1)對軸封供汽參數進行調整，提高高壓段(超高壓缸、高壓缸、中壓缸)軸封供汽溫度至320～360 ℃。采用減溫水控制低壓缸軸封供汽溫度不高于320 ℃。如表2所示。

表2 二次再熱機組與一次再熱機組軸封供汽溫度對照表

2)考慮到二次再熱機組的軸封供汽溫度要求比一次再熱機組更高(最高可能達到360 ℃左右)，建議增配“軸封電加熱器”，以便在輔汽汽源溫度不符合要求時，能輔助提高軸封供汽溫度；

3)機組正常運行期間，軸封系統進入自密封狀態。注意維持輔汽供軸封在正常備用狀態，“正常備用狀態”主要是指：①輔汽供軸封調節閥前的節流孔疏水管通流正常，輔汽供軸封調節閥前應無疏水積存；②軸封電機熱器應處于備用狀態，功率輸出降至較低水平，但隨時可以在遠方控制、提高功率輸出；

4)當機組降負荷至自密封狀態退出或機組停機/跳閘，需要輔汽汽源供給軸封時，注意提高高壓段軸封供汽溫度至340 ℃左右，同時采用減溫水控制低壓缸軸封供汽溫度不高于320 ℃；

5)在機組停機/跳閘后，惰走期間應注意保證軸封供汽溫度和壓力，注意惰走振動是否異常增大、惰走速度是否異常加快、各軸封處是否吸入涼氣等；

6)每次投入軸封減溫水時，均需要注意噴水量，切忌噴水過多致使軸封供汽帶水；

7)在汽輪機盤車投運后，應密切注意盤車轉速是否下降。若盤車轉速異常下降，大多是軸封供汽參數異常或汽缸進冷氣導致上下缸溫差增大產生碰磨所致。因此，在盤車轉速異常下降時，建議第一時間檢查上下缸溫差是否異常、軸封供汽溫度或壓力是否偏低。及時查明原因，并進行相應處理；

8)若確認盤車轉速異常下降是因軸封供汽參數不足所致，且軸封供汽參數短時間內提高困難，可在必要時破壞真空，真空到零后退出軸封供汽。

3 結語

本文結合某1 000 MW二次再熱機組的調試過程，分析了同類型二次再熱機組在啟動調試過程中經常出現的超高壓缸及高壓缸鼓風效應預防控制邏輯欠缺周全、超高壓缸軸封漏汽管蒸汽倒流、超高壓葉片級壓力控制器邏輯不合理、機組啟動暖機效率低、汽輪機防抱死等問題。同時，針對相應問題提出了對應的解決方案。