某350 MW超臨界機組A修后調節級壓力高及熱耗率升高分析

劉啟凡

（中國大唐集團科學技術研究院有限公司西北電力試驗研究院，西安 710016）

0 引言

在汽輪機組運行過程中，通常把調節級室及機組抽汽點（凝汽式機組除末兩級抽汽）的壓力稱為監視段壓力。監視段壓力與通流量近乎成正比，監視段壓力變化基本可以反映蒸汽流量的變化、負荷的高低，因此利用監視段壓力的變化可以判別汽輪機通流部分是否存在結構損壞、異物堵塞及汽輪機性能優劣變化等情況[1]。目前，針對汽輪機通流出現問題分析方法眾多：通過計算機組抽汽段級效率判斷各抽汽段是否存在效率下降；應用弗留格爾式對汽輪機變工況進行計算、性能分析診斷和汽輪機內部缺陷判斷[2-3]；徐大懋等[4]提出的“特征通流面積”等解決汽輪機性能偏離設計或原有工程運行值的問題。本文根據機組A修前后性能及監視段參數變化，應用“弗留格爾式”、“特征通流面積”等方法對機組調節級壓力、熱耗率升高原因進行分析。

1 問題概述

某電廠1號汽輪機組為350 MW，NJK350-24.2/566/566型、超臨界、兩缸兩排汽、一次中間再熱、表面凝汽式、間接空冷機組，于2015年9月28日投產。1號機組2020年11月22日至2021年1月18日進行A級檢修，共計58 d。某電力試驗研究院對該機組進行A修前、后性能試驗工作，分別于2020年6月和2021年4月完成性能試驗工作。試驗采用美國機械工程師學會ASME PTC6-2004《汽輪機性能試驗規程》，并參照GB 8117－2008《電站汽輪機熱力性能驗收試驗規程》有關部分執行，相關試驗儀器均在檢定有效期內。A修后試驗發現：1號機組同負荷、同初終參數情況下調節級壓力升高1.03 MPa，機組出力受限，機組A修后熱耗率明顯高于A修前熱耗率，各缸效率也同比下降。

2 相關理論

2.1 熱耗率與流量、熱量、功率、效率之間關系

汽輪機熱耗率是反映熱力性能的重要指標，對于汽輪機熱耗率，式（1）揭示了熱耗率與流量、熱量、功率、效率之間關系。經過推導，可以得到式（2）功率與熱耗率、流量的關系，或者式（3）流量與熱耗率、功率的關系：

式中：HR為熱耗率，kJ/（kW·h）；m為工質質量流量，kg/h；Δq為單位質量流量工質吸熱量，kJ/kg；P為汽輪發電機輸出功率，kW；ηt為工質動力循環熱效率，%；ηoi為汽輪機相對內效率，%；ηg為發電機效率，%；ηm為機械效率，%。

1）依據式（1）分析熱耗率與分母4個效率的關系，其中，發電機效率和機械效率已經很高，且變化不大，可以看做常數A。影響熱耗率的主要因素為：工質動力循環熱效率和汽輪機相對內效率，若這兩個效率發生變化，必然造成熱耗率變化。

2）依據式（2）分析功率與工質質量流量、單位質量流量工質吸熱量、熱耗率、效率之間的關系。在相同功率下，若工質質量流量增加，可以得出熱耗率是增加的基本結論。

3）依據式（3）分析流量與功率、單位質量流量工質吸熱量、熱耗率、效率之間的關系。在相同流量下，若功率減小，可以得出熱耗率是增加的基本結論。

2.2 汽輪機調節級和各監視段壓力

根據弗留格爾式，監視判斷汽輪機通流部分是否正常，如：應用調節級壓力變化，分析汽輪機主蒸汽流量的大小與變化，根據汽輪機各監視段壓力的大小與變化，分析汽輪機通流部分狀態，工質從一個狀態變化為另一個狀態的過程壓力變化，分析系統阻力變化情況。

弗留格爾式對于某一級組壓力計算的經典式有如下關系式[5]：

式中：G為變工況前級段流量，kg/s；T0為變工況前級段溫度，℃；p0為變工況前級段級前壓力，MPa；p2為變工況前級段級后壓力，MPa；G1為變工況后級段流量，kg/s；T01為變工后級段溫度，℃；p01為變工況后級段級前壓力，MPa；p21為變工況后級段級后壓力，MPa。

若變工況前后機組均為臨界狀態，機組的流量與機組前的蒸汽壓力成正比，即

2.3 汽輪機特征通流面積理論

徐大懋等[4]提出的特征通流面積計算模型是基于弗留格爾式基礎上的改進型式，具有較高的計算精度，其定義的特征通流面積F為

式中：ε為級段出口與進口壓力之比，ε=p2/p0。

級組變工況后，級組的特征通流面積變化率δF定義式為

式中：Fb為某一變工況特征通流面積，m2；Fj為基準工況特征通流面積，m2；ΔFi為變工況與基準工況特征通流面積變化值，%。

對于同一級組若性能不發生變化，其特征通流面積理論上是一固定常數，不隨級組參數變化而變化，因此利用特征通流面積理論可對級組變工況進行分析計算，若δF增大，表示通流能力增大；若δF減小，表示通流能力減弱。

3 汽輪機熱力性能變化

3.1 熱耗率變化

機組熱耗率是衡量熱電廠經濟性的重要指標，也用來評價機組檢修效果。1號汽輪機組經過A級檢修，經對A修后試驗結果進行分析并與A級檢修前同等工況試驗結果對比發現：三閥全開工況（3VWO）和熱耗率驗收工況（THA、75%THA、50%THA） 熱耗率升高149.68～346.43 kJ/（kW·h），具體數據如表1所示。A修后機組熱耗率的升高，表明機組經過A修性能不僅沒有提升，反而降低，應用理論基礎分析，機組在同樣的出力情況下需要的新蒸汽流量增大，機組通流效率下降，A修后機組能耗升高。

表1 A修前后試驗工況下熱耗率kJ/(kW·h)

3.2 缸效率變化

汽輪機缸效率反映汽輪機性能的優劣，通過A修前后THA工況汽輪機各缸效率分析汽輪機性能的變化，具體數據如表2所示。THA工況機組高壓缸效率為82.59%，比A修前高壓缸效率低1.41%。THA工況機組中壓缸效率為91.82%，比A修前中壓缸效率高1.50%。THA工況機組低壓缸效率為83.44%，比A修前低壓缸效率低1.35%。名義中壓缸效率上升，根據高中壓缸合缸汽輪機特點，結合A修后試驗測算出機組高中壓缸合缸處漏汽量占再熱蒸汽流量份額的2.74%，相對于A修前高中壓合缸處漏汽量占再熱蒸汽流量份額偏大1.09%，實際中壓缸效率是下降的。A級檢修后缸效率下降是機組熱耗率增大的最主要原因，影響缸效率下降的原因在于汽輪機設計結構已經確定的前提下有通流部分汽封間隙增大，動、靜葉片表面粗糙度增加等。

表2 機組缸效率

3.3 端部汽封漏汽情況

通過軸封加熱器溫升可以判斷高、中壓缸端部汽封漏汽量變化情況，對比A修前后THA工況軸封加熱器溫升數據（如表3），A修前THA工況軸封加熱器平均溫升為1.34 ℃，A修后THA工況軸封加熱器平均溫升為3.01 ℃，A修后軸封加熱器溫升增大間接說明高、中壓缸端部汽封漏汽量增大，影響機組熱耗率升高。

表3 軸封加熱器溫升

4 調節級壓力升高

4.1 監視段壓力

現代汽輪機設計監視段壓力，就是按照通流部分蒸汽流量與監視段壓力近似線性關系分析機組通流問題。表4中給出1號機組A修前后在同負荷、同初終參數情況下機組發電機功率和各監視段壓力值，機組A修后調節級壓力升高1.03 MPa，其它監視段壓力變化不大，對比A修前后調節級壓力至一抽壓力差值，A修前為9.95 MPa，A修后為11.19 MPa，升高1.24 MPa，說明機組通流問題發生在調節級至一抽通流段。表5中給出1號機組在同調節級壓力、同初終參數情況下機組發電機功率和各監視段壓力值，機組A修后出力減少21 MW，進一步驗證機組通流出現問題。

表4 A修前后同功率、同初終參數監視段壓力對比

表5 A修前后同調節級壓力、同初終參數機組功率對比

4.2 高壓缸特征通流面積

通過監視段壓力分析，機組通流問題主要發生在調節級至一抽通流段。應用特征通流面積理論計算分析數據見表6，A修后350 MW工況調節級到一抽特征通流面積比A修前調節級到一抽特征通流面積減少量為11.75%，一抽到二抽特征通流面積變化不大，再次說明機組通流部分發生問題的部位在調節級至一抽通流段。

表6 A修前后試驗工況機組特征通流面積變化

4.3 調節級壓力升高原因分析

A修后發現機組調節級壓力異常升高，其原因有：1）葉片結垢，由于機組調節級壓力異常升高是發生在機組A修后，可以排除葉片結垢導致的通流面積減少；2）汽輪機水沖擊導致葉片變形造成通流面積變小，這種情況發生機組抽汽段參數都會成比例升高，但從一抽至五抽抽汽段壓力變化不大，可以排除汽輪機水沖擊導致葉片變形；3）通流部分有異物堵塞，調節級后通流級靜葉葉片有異物卡塞導致通流面積減少；4）調節級壓力取壓管來自調節級后內缸疏水管，該疏水管存在損壞，造成蒸汽旁通至高壓缸內外缸夾層。

通過以上分析，結合該廠曾發生2號機組投產后調節級壓力明顯高出1號機組約1 MPa現象，2號機組揭缸發現高壓內缸疏水管安裝時未插入外缸疏水孔，具體如圖1所示，經檢修恢復后，2號機組啟動后調節級壓力恢復正常，1號機組此次調節級壓力升高不排除是由于高壓內缸疏水管安裝時發生類似現象導致。

圖1 高壓內缸疏水管

5 結論

通過機組級效率理論、弗留格爾式和特征通流面積理論等相關知識，結合對機組A修后經濟性下降和調節級壓力升高問題進行理論分析顯得更加準確，得出機組A修后經濟性下降原因是汽輪機缸效率下降造成，造成汽輪機缸效率下降的原因是通流部分各級葉柵表面粗糙，蒸汽流動“摩阻”增大；汽封間隙調整不當或機組啟動過程中發生碰磨現象導致汽封漏汽量增大等，機組缸效率下降進而導致熱耗率增大；機組A級檢修后汽輪機調節級壓力升高發生故障的位置在機組調節級至一抽通流段。

針對汽輪機經過A修后出現經濟性下降等問題，建議各電廠在汽輪機A修過程中應嚴格把控檢修工藝工序及流程，按照相關檢修技術要求執行和把關，避免出現類似檢修事故。