660 MW超臨界直接空冷汽輪機整套啟動中的問題及處理措施

唐廣通，南偉亮，李暉，張偉江，李澤敏

（河北省電力研究院，石家莊市，050021）

0 引言

國華定洲發電有限公司二期工程2×660MW汽輪機發電機組，汽輪機為哈爾濱汽輪機廠生產的CLNZK660-24.2/566/566型超臨界、一次中間再熱、二缸二排汽、直接空冷凝汽式汽輪機，空冷島為西北電力設計院設計、江蘇雙良集團供貨。本文針對此類型汽輪機在整套啟動調試中遇到的問題進行分析，并提出處理方法。

1 冷態啟動參數優化

1.1 冷態啟動存在的問題

根據哈爾濱汽輪機廠推薦的機組啟動曲線，汽機冷態啟動的沖轉參數為：主蒸汽8.92MPa/360℃，再熱蒸汽1.0MPa/320℃。而現場的調試實踐證明，直流鍋爐難以滿足這樣的沖轉參數。因為直流鍋爐啟動時有最小流量限制，吸收同樣熱量下，直流鍋爐產生的蒸汽量要小于汽包爐。而超臨界直流鍋爐為了保證啟動時水冷壁和過熱器的冷卻，需要較高的啟動壓力。若要將主蒸汽力提高到8.9MPa，就必須增加燃料量以增加產汽量，而加大了燃料量后，爐內的煙氣流量增加，煙氣溫度增高，從而提升了蒸汽溫度。在這樣的蒸汽壓力下，主、再熱汽溫在汽機沖轉前就接近500℃，可能引起汽輪機脹差超限、應力過大等問題。

1.2 解決方案

與汽輪機廠家、鍋爐廠家共同協商后，兼顧鍋爐和汽輪機啟動要求，將冷態啟動參數修改為主汽壓力不低于5MPa，主汽溫度380～410℃，再熱蒸汽壓力0.4～1.0MPa，再熱蒸汽溫度不高于430℃。同時為了更好地控制汽溫不超溫，采取了提高輔汽壓力以提高給水溫度、降低鍋爐最小流量（從30％BMCR降至21％ BMCR，BMCR為鍋爐最大連續蒸發量）等方法。實踐證明采取上述措施能夠保證機組冷態啟動時各參數在規定范圍內，從而保證了機組冷態啟動的順利進行。

2 機組沖車中轉速飛升

2.1 事件發生過程

機組采取高、中壓聯合啟動方式首次沖車，轉速600 r/min以下由中調門控制機組轉速。機組升速至200 r/m in左右時，中調門突然開展，機組轉速也飛升至600 r/min以上，運行人員立即手動打閘。

2.2 原因分析

通過轉速歷史曲線發現沖車至200 r/m in時，3個數字電液控制系統（digital electro-hydraulic control system，DEH）轉速有2個發生故障，存在較大的擺動。查DEH邏輯為當3個DEH轉速中2個轉速的偏差大于一定值后，DEH就判斷為轉速故障，將實際轉速直接輸出為零。當時2個發生故障的轉速偏差超過限值，因此DEH將實際轉速置為零，此時給定轉速為200 r/min，由此DEH判定實際轉速跟不上給定轉速，所以開大調門，從而造成了轉速飛升。

2.3 處理措施

發生問題的直接原因是轉速測量發生故障，2個有問題的轉速測量通過更換轉換器消除了轉速擺動的問題；但邏輯設計有不合理之處，存在安全隱患。轉速測量發生問題不應將實際轉速置為零，這樣會造成機組轉速飛升，可能導致嚴重后果。將邏輯修改為當任意2個轉速測量偏差大時，通過電超速的通道使機組跳閘，以保證機組安全。

3 停運高壓啟動油泵后機組跳閘

3.1 事件發生經過

機組首次定速3 000 r/m in，按程序停運高壓啟動油泵時，隔膜閥上油壓降至零，機組跳閘。

3.2 原因分析

機組啟動前，隔膜閥上油壓由高壓啟動油泵直接提供。機組轉速升高后，隔膜閥上油壓由主油泵出口的潤滑油通過1節流孔減壓后提供，在這2個油路間用1個逆止門進行隔離和轉換。機組轉速低時，主油泵出力不夠，逆止門被高壓啟動油泵出口油關死；當轉速升高后，主油泵出口油將逆止門頂開，高壓啟動油泵不再出力。機組跳閘后重新升速至3 000 r/m in，檢查主油泵出口壓力正常，但高壓啟動油泵電流和隔膜閥上油壓在機組啟動前后沒有明顯變化，因此判斷主油泵未能向隔膜閥提供油壓。因主油泵的這條管路上只有1個節流孔和逆止門（如圖1），而節流孔完全堵塞的可能性很小，因此認為應是主油泵至低壓安全油的逆止門裝反。

3.3 處理方法及教訓

因機組已經啟動，而逆止門在主油箱內，因此處理這個缺陷需要很長時間。機組停機后等缸溫降至150℃以下，停運潤滑油系統，將主油箱的油導入凈油箱后，進入主油箱進行檢查，發現該逆止門確實裝反。將逆止門處理后機組重新啟動，升速至3 000 r/m in后停運高壓啟動油泵正常。

主機潤滑油系統的消缺處理，一般均要停運整個潤滑油系統才能得以進行，而主機潤滑油系統的停運受多方面因素限制，最主要的是受主機缸溫的限制，因而在機組試運階段，如果主機潤滑油系統出現問題，耽誤工期一般較長。本類型機組的潤滑油系統較為復雜，在以往的調試中曾遇到過因射油器出口可調逆止門開度過小導致的斷油燒瓦、2個射油器裝反導致的停運交流油泵后主機潤滑油壓低等問題。因此在潤滑油系統設備安裝與初次投用前，應對相關設備與管道進行徹底地檢查與清理，及時發現設備的缺陷，做到防患于未然。

4 切換順序閥后瓦溫過高

4.1 事件經過

雖然廠家規定機組運行半年以上才能采取順序閥方式運行，但為了保證機組投產后能順利完成單、順序閥切換，因此在調試期間就進行了該項試驗。機組負荷530MW，投入功率回路，檢查機組各項參數正常。首先采用廠家提供的上缸先進汽的切換方式，高調門開啟順序為1、3→2→4，如圖2所示。切換后機組1、3號閥門全開，2號閥門開啟一部分，4號閥門關閉。切換過程中機組負荷波動8MW左右，切換后1號瓦溫度從66℃降至57℃，2號瓦溫度從84℃升至100℃，振動無明顯變化。因2號瓦溫度較高且持續上漲，機組切回單閥方式。

圖2 高壓調節閥門的編號（從汽輪機向發電機方向看）Fig.2 TheNo.ofGV(view from the turbine to the generator))

4.2 原因分析及處理方法

這種情況下解決瓦溫過高的方法有2個，一是改變高調閥的開啟順序，因調節汽閥開啟順序直接影響到轉子所受的合力會有所改變，或使轉子上飄，或使轉子下壓，從而影響軸承的平穩運行，造成軸振和瓦溫的增大；二是根據實際運行數據優化閥門特性曲線，因加工誤差、線性可變差動變壓器（linear variable differential transformer，LVDT）等有所變動、主機廠提供不準等原因，可能引起閥門重疊度與理論設計值有偏差，實際運行中就會帶來某一點的負荷擾動量大，進而引起瓦溫、軸振的變化。

首先是改變高調門開啟順序，采用對角進汽方式進行順序閥切換，高調門開啟順序為1、2→3→4，切換過程中負荷波動在8MW左右，切換前后機組主要參數如表1所示。由表1可知，切換后1、2號瓦振動略有上漲，1、2號瓦軸承溫度與切換前溫度基本一致，上下缸溫差、軸向位移等參數也都正常。采用對角進汽方式已經解決了2號瓦溫過高的問題，但為了進一步提高機組運行的穩定性，調試期間實際測取了閥門開度與蒸汽流量的關系曲線，并應用到DEH系統中。機組在性能試驗中一直采取順序閥運行，負荷變動穩定，瓦溫、振動等參數一直保持在優良水平。

表1 不同進汽方式下單閥切換順序閥前后機組主要參數對比Tab.1 Comparison ofunitmain parametersbeforeand afterss ingle valves witch sequence valve in differentadmissionway

5 機組振動

5.1 發生過程

為了提高機組的經濟性，本機組在安裝時汽封間隙都取標準值的下限。因汽封間隙較小且空冷機組背壓變化大，機組啟動過程中容易發生動靜碰摩。

機組首次啟動后，電氣并網試驗要進行24 h左右，機組在這期間一直空負荷運轉，背壓保持在10 kPa左右。按照邏輯低壓缸噴水第1路始終全開，低壓缸末級葉片排汽溫度一直保持在80℃左右。機組首次啟動空負荷運行20 h左右后，運行人員調整旁路開度時忽略了對背壓的調整，致使背壓升到21 kPa，低壓缸末級葉片排汽溫度最高升到115℃，低壓缸2個軸承振動突漲，險些造成機組跳閘。發現這種情況后迅速調整空冷風機轉速，將背壓控制在10 kPa，同時打開第2路噴水閥降低低壓缸末級葉片排汽溫度。因發現較早且調整及時，機組避免了1次跳閘。

5.2 原因分析及教訓

對于空冷機組而言，容易引起動靜碰摩的因素有2個：一是排汽參數變化大，造成低壓缸上抬或下沉，可能會引起動靜碰摩；二是空冷機組低負荷或空載運行時，低壓缸排汽溫度較高，從而造成低壓缸過熱，可能會導致動靜碰摩。本次振動就屬于第2種情況。為了避免動靜碰摩，在設計時對低壓缸軸承、低壓缸軸封、低壓缸噴水系統采取了與濕冷機組不同的方式。

（1）低壓缸軸承不與汽缸相連，而采取單獨落地式，以保證軸承的穩定性。

（2）低壓缸軸封下半與軸承箱剛性連接，以保證軸封與轉子同心。

（3）低壓缸軸封與低壓缸采用彈性膨脹節連接，既可以密封，又能吸收低壓缸和軸承箱之間的脹差，軸封供汽管、泄汽管在低壓缸外布置。

（4）低壓缸噴水系統設計成2路，第1路布置在排汽裝置內，低壓排汽出口處，在轉子的轉速達到600 r/m in且機組負荷低于15％額定負荷前連續運行，同時當排汽缸溫度超過90℃自動投入；第2路布置在低壓外缸上半部，面向低壓排汽出口，在背壓達到報警值60 kPa（a）自動投入，排汽缸溫度降到85℃時切除。

機組空負荷運行時，一定要注意對背壓的調整，因低壓缸排汽有噴水系統，即使低壓缸末級葉片排汽溫度沒有超限，如果背壓過高也會造成低壓缸通流部分溫度過高，影響機組的振動。因此機組空負荷及低負荷運行時，控制的關鍵是背壓，而不是以噴水系統來保持低壓缸末級葉片排汽溫度不超限。

另外需注意的是與常規設計不同，本機組設計了3路通風閥，第1路為常規的高排通風閥，第2路為一段抽汽逆止門前的第2通風閥，第3路為高導管上的通風閥。這3路通風閥皆為減壓閥，配有減溫裝置，都接到疏水擴容器。通風管路的管徑較大且沒有節流孔，一旦開啟其蒸汽流量較大，因此決不能將其當作疏水管道來使用，在機組掛閘后應將第2、3路通風閥關閉嚴密，防止其通汽量過大引起疏擴超壓超溫和排擠汽輪機疏水，以避免汽輪機上下缸溫差大而導致機組振動。

6 中主門卡澀

6.1 中主門打不開

汽輪機右側中主門在開啟時時常出現打不開的情況，需要人為降低中主門前的壓力后才能開啟。中主門為搖板式主汽閥，主汽閥閥軸通過4只襯套支撐來實現旋轉功能。中主門外接有油控跳閘閥和旁通閥，起到密封和輔助閥門開關的作用。經分析中主門打不開的原因可能有以下幾項：

（1）旁通閥未開啟，造成中主閥前后壓差過大。

（2）主閥及調閥之間有降壓點，導致主閥前后壓差過大。

（3）右側再熱調速汽閥不嚴密，旁通閥流通過來的再熱蒸汽不能保壓，前后壓差過大。

（4）油控跳閘閥未開啟，增大再熱主閥的開啟力。

（5）油動機液壓部分故障，油壓達不到額定值，無法開啟主汽閥。

（6）再熱汽閥機械部分卡澀。

對上述原因逐一進行排查，排除了前5項原因。后對中主門進行解體檢查，發現油控跳閘閥側襯套處有摩擦痕跡，因此判斷閥門機械部分確存在卡澀，將此處的徑向間隙和軸向間隙適當加大后，中主門開啟正常。

6.2 中主門關不到位

機組超速試驗過程中，汽輪機跳閘后發現右側中主門未關閉到位。檢查油動機和油控跳閘閥動作正常，敲擊閥門也未見效果。準備將閥門解體檢查，把閥門上的1個螺栓松開后，閥門突然自行關閉到位。向廠家詢問此螺栓的用途得知，此為鍋爐再熱器打水壓時為防止中主門密封面泄漏而安裝的。在再熱器水壓試驗前，擰緊這個螺栓，將中主門的密封面間隙拉小，防止中主門泄漏。中主門卡澀前因進行超速試驗，中主門多次開關，帶動這個螺栓向擰緊的方向轉動，最終使中主門密封面過緊，造成中主門關閉不到位。將此螺栓去除，消除此隱患。

7 電動盤車轉子不動

7.1 事件經過及原因分析

因需要調整飛錘彈簧緊力，汽輪機在熱態下停機，機組轉速到零時因需要打開前箱觀察蓋觀看飛錘位置，因此未馬上投入盤車。當觀察好飛錘位置，準備投入盤車時，發現盤車電機啟動電流超限，電氣保護動作使盤車電機跳閘。檢查盤車裝置電氣保護、熱工保護皆正常，采取手動方式盤車，感覺異常沉重。架百分表檢查各瓦頂起高度，發現有2個瓦頂起高度不夠。重新調整這2個瓦的頂起油壓，盤車仍然不動。查停機惰走曲線發現，機組此次惰走時間明顯偏短，比正常惰走時間少了約15m in。因此判斷汽輪機在熱態停機時動靜存在摩擦是造成電動盤車時轉子不動的主要原因。另外此次投盤車時耽誤時間過長，轉子啟動力矩增大和2瓦頂起高度不夠也可能是導致此次事件的次要原因。

7.2 采取的措施

已確定盤車已無法在短時間內投入，因此立即采取措施悶缸，關閉本體所有疏水閥、通風閥，嚴密監視上下缸溫差。在悶缸期間嘗試手動盤車，如手動可盤動就將轉子定時盤180°，如盤不動就繼續悶缸，必要時可破壞真空停汽封。經過約3 h的悶缸，已可較輕松手動盤車。重新試投電動盤車，轉子轉動正常，盤車電流與之前基本相同，偏心雖超過顯示限值，但下降很快。連續盤車約3 h后，偏心回到規定值范圍內，機組重新沖車，各項振動值正常。

另外需要提及的是，根據“防止電力生產重大事故的二十五項重點要求”，在任何情況下都絕對不允許采用吊車強行盤車，以免造成通流部分進一步損壞。在此次電動盤車盤不動轉子后，工程單位人員要求采取措施強行盤車，被調試單位制止。以往的經驗證明，轉子盤不動時，只要上下缸溫差不超標，采取悶缸措施完全能夠避免轉子發生永久彎曲，強行盤車只會將汽輪機通流部分發生摩擦的地方損壞。

8 結語

經過對該汽輪機在整套啟動調試中遇到的問題進行分析并處理，確保了汽輪機安全、穩定運行，為機組盡早完成168 h試運投入商業運行起到了關鍵作用。

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