300 MW濕冷汽輪機雙轉子互換高背壓供熱改造應用
2014-09-23 20:13:17邵建明陳鵬帥周勇
能源研究與信息 2014年2期
邵建明+陳鵬帥+周勇
文章編號： 1008-8857(2014)02-0100-05 DOI:10.13259/j.cnki.eri.2014.02.009
摘 要： 隨著用戶需求增加及國家節能減排政策要求,對亞臨界300 MW濕冷汽輪機組進行高背壓供熱改造成為火力發電廠滿足對外供熱需求和提高機組效率的重要措施之一,而汽輪機在供熱期和非供熱期雙低壓轉子互換是實現高背壓供熱改造一個行之有效的手段.以某電廠2號機300 MW機組采用雙低壓轉子互換技術進行高背壓循環水供熱改造為例,簡述了汽輪機在改造過程中需要考慮的主要問題及相應的改造方案.
關鍵詞：
雙轉子互換; 高背壓; 供熱改造; 汽輪機
中圖分類號： TK 264.1 文獻標志碼： A
An application of doublerotor interchange technology in the retrofit for a
high back pressure heat supply system with 300 MW condensing turbine
SHAO Jianming1, CHEN Pengshuai2, ZHOU Yong2
(1.Shanghai Electric Power Generation Group,Shanghai 201108,China;
2.Shanghai Electric Power Generation Service Company,Shanghai 201612,China)
Abstract： With the increasing demand of the clients and the request of national energysaving and emission reduction, retrofitting the high back pressure heat supply system with 300 MW condensing turbine has been one of the most important measures to meet the heat supply demand and improve the unit efficiency in thermal power plants. Double LP rotor interchange in heating period and nonheating period is an effective method to retrofit the high back pressure heat supply systems. The aim of this article is to elaborate the main problems and corresponding scheme base on the retrofit for high back pressure circulating water heat supply system of the No.2 300 MW unit in a power plant with double LP rotor interchange technology.
Key words：
doublerotor interchange; high back pressure; heat supply system retrofit; turbine
隨著國家能源政策的不斷調整,對電廠的二氧化碳排放量及循環效率的要求不斷提高,不但中小火電機組基本上失去了生存空間［1］,而且以前屬于大功率發電機組的亞臨界300 MW濕冷機組面臨越來越大的生存壓力.而熱電聯產集中供熱方式,不僅可以解決大中城市的供熱問題,還可以大幅提高機組的熱效率［2］.因此300 MW濕冷機組只有進行供熱改造,才能避免被越來越多的“上大壓小”發電項目所替代.
對于亞臨界300 MW火電汽輪機的供熱改造,近幾年來學者和工程技術人員對供熱改造的方法和存在的問題都進行了深入的研究.譚旭東［3］在理論上分析了典型亞臨界純冷凝300 MW汽輪機改造時可能采用的供熱方式,并提出在改造后可能遇到的通流問題、系統調節問題和循環水問題.對于供熱抽汽點的選擇,在不同的工程實例中有不同的選擇.許琦等［4］和林閩城［5］分別結合國電諫壁發電廠和溫州發電廠的工程實例,在技術層面上對從高壓排汽段進行供熱改造方式的前期論證及具體實施情況進行了詳細分析;胡萬利［6］則講述了通過加裝蝶閥在連通管上進行供熱改造的技術方案.而高背壓供熱改造,由于徹底改變了汽輪機的運行模式,技術難度大,一般150 MW以下機組采用得比較多［7］.
華電青島發電有限公司為青島市最大的熱源基地,現有4臺供熱機組,其中:1號、2號機組為N30016.7/538/538型純冷凝式汽輪機,分別于1995年12月和1996年10月投產;3號、4號機組為C30016.7/0.981/538/538抽汽凝汽式汽輪機,單臺機組額定抽汽量400 t?h-1,分別于2005年12月和2006年7月投產.雖然1號、2號機組曾進行抽汽供熱改造,但是由于青島市的供熱需求快速增長,抽汽供熱方式已經不能滿足需要.而高背壓改造可以大幅提高熱電聯產的供熱能力,節能效果也較為顯著,因此華電青島發電有限公司300 MW機組的高背壓循環水供熱改造應運而生.該公司300 MW機組高背壓改造后供熱系統如圖1所示.熱網循環水主要通過凝汽器的高背壓首次加熱和機組中低壓連通管抽汽二次加熱,成為供用戶使用的高溫熱水,熱網水釋放熱量后再回到機組凝汽器,構成一個完整的循環水路.
圖1 高背壓供熱系統示意圖
Fig.1
The schematic diagram of high back pressure heat supply system
該公司300 MW機組高背壓供熱改造主要通過汽輪機雙低壓轉子互換實現.汽輪機在采暖供熱期使用葉片級數較少的低壓轉子實現高背壓和非采暖供熱期使用原純凝轉子低背壓運行,實現采暖期對外高背壓循環水供熱和非采暖供熱期常規純凝運行.
1 雙轉子互換高背壓改造需考慮的主要問題及改造措施
機組采用雙轉子互換技術進行高背壓改造,為實現采暖供熱期高背壓和非采暖供熱期常規純凝低背壓運行功能,在汽輪機的改造設計過程中,需綜合考慮汽輪機通流、本體、軸系、輔助及回熱系統、控制系統及其它方面存在的主要問題并進行相應的改造或改進.
1.1 通流部分
機組原低壓轉子葉片級數為2×7級,汽輪機常規純凝額定背壓為4.9 kPa.在采暖供熱期,背壓要求提高至54 kPa,由于原汽輪機低壓轉子按常規純凝背壓進行設計,葉片的級數和末級葉片強度不能滿足高背壓工況需求,否則將引起葉片的顫振及背壓不可控的提高,故需考慮重新設計通流,選擇合適的葉片級數及末級葉片長度.通過計算分析,新設計高背壓轉子為2×5級比較合適.同時,考慮到高背壓工況中低壓連通管位置需要進行大量抽汽對循環水進行二次加熱及機組運行的安全性和經濟性,新設計葉片及隔板需采用最新技術設計相對較小的通流.
1.2 本體部分
由于需要實現汽輪機采暖供熱期和非采暖供熱期的反復切換運行功能,且兩種工況下汽輪機的通流結構大小及形式差別較大,故考慮將采暖供熱期的五級隔板(共五級)和非采暖供熱期的前五級隔板(共七級)分別設置在現場可與低壓內缸(采暖供熱期和非采暖供熱期共用)裝配的對應的低壓靜葉持環中,為此,需重新設計采暖供熱期和非采暖供熱期的(前)五級的隔板和持環,同時非采暖供熱期后兩級隔板需要改造成現場可裝配的結構形式.新設計的共用低壓內缸也由雙層內缸更換為整體內缸結構,首次安裝時需要割除抽汽管道并重新焊接(今后無需對抽汽管道進行割除和焊接).高背壓供熱工況運行時,考慮到汽輪機排汽溫度的升高,低壓缸下機座向上的膨脹量增大,故在調整低壓缸汽封(包括葉頂、隔板汽封)時,要充分考慮下部預留間隙,避免汽封摩擦.
在首次采暖供熱期,采用新設計的低壓單層整體內缸替代原低壓內缸,配套裝配裝有五級供熱隔板的低壓持環,在低壓末兩級隔板槽處安裝帶有隔板槽保護功能的導流板,同時采用新設計的高背壓供熱轉子運行.之后再進入采暖供熱期時,僅需更換靜葉持環及隔板、導流板及轉子即可.此外,需進行控制策略和保護的修改和增加.
在非采暖供熱期,拆除采暖供熱期靜葉持環及隔板、導流板及轉子,采用新設計的裝有五級純凝隔板的靜葉持環、末兩級隔板及機組原純凝轉子即可,并恢復原純凝運行的控制策略和保護.
1.3 軸系部分
由于高背壓轉子重新設計及排汽溫度的升高,需考慮機組軸系的穩定性和標高變化的影響.
1.3.1 軸系的穩定性
改造后低壓轉子的結構與改造前相比,由于高背壓工況全新設計的小通流低壓轉子由2×7級改為2×5級(轉子的這一結構變化對轉子的剛度分布和質量分布都會產生較大的影響),從而使得整個軸系的動力學特性發生一定變化,需對改造前后軸承油膜特性、軸系臨界轉速、穩定性及扭振性能進行對比分析.
1.3.2 標高變化
該機組低壓轉子采用的是座缸式軸承座,高背壓改造后,低壓軸承的標高將隨著排汽溫度的變化而變化,使得軸系中各軸承的負荷重新分配,從而影響整個軸系的穩定性,嚴重時可能導致軸承燒瓦或振動問題而不能穩定運行.為此,需對改造后溫度對軸系標高的影響進行分析,確認低壓轉子合理的冷態標高預抬量,以使機組軸系在熱態時有更為優良的、平滑的揚度曲線,利于機組安全運行.同時,需在標高變化區域對軸系穩定運行的影響進行分析及改造前、后軸系靜態特性進行對比分析,進而在最小調整高中壓標高和發電機標高的前提下確定改造后軸系標高的找中指導數據.
通過對改造前、后轉子軸系性能的變化以及現場的基礎沉降情況等因素的綜合考慮和分析,保證機組改造后的低壓轉子通流結構、軸系安裝數據等調整方案合適和可實施,以確保機組的穩定運行.
1.4 輔助及回熱系統
由于機組在采暖供熱期和非采暖供熱期反復切換,需對軸封系統、油系統及噴水系統的的適用性進行分析.
1.4.1 軸封系統
對于高背壓工況,需重新核算汽封減溫裝置噴水量及軸封加熱器面積.對于軸封加熱器,由于換熱效果發生變化,原設備不能滿足高背壓工況需求.軸封加熱器采用一用一備形式:夏季工況采用原有配置,冬季工況將原有冷卻器旁路的同時,啟用備用冷卻器.備用軸封加熱器的冷卻介質采用35 ℃左右的工業除鹽水,此方案在不考慮熱量回收前提下,能夠大大改觀風機排汽環境,保證風機安全可靠運行.
1.4.2 油系統
當低壓缸排汽溫度上升后,由于軸承座與低壓缸連為一體,潤滑油的溫度也將受到影響而升高,導致軸承承載能力下降、軸瓦溫度過高等問題,故對軸承座增加噴油冷卻設計,達到降低軸瓦溫度的目的.
1.4.3 噴水系統
相比純凝工況,高背壓工況下的排汽溫度升高,設定噴水溫度后對低壓缸噴水量進行核算,需要設置2組低壓缸排汽噴水調節閥.
1.4.4 回熱系統
由于機組高背壓工況下排汽壓力為54 kPa,需切除末兩級回熱抽汽,僅需投入前兩級低壓加熱器即可.
1.5 控制系統
為實現機組采暖供熱期高背壓供熱及中低壓連通管調整抽汽功能,需對控制策略和保護進行修改和增加.高背壓工況需對機組部分保護定值進行修改或增加,主要為低壓排汽壓力、排汽溫度的限制、及中壓調整抽汽壓力與溫度的保護.
此外,由于機組每年均需經歷由供熱采暖期到非采暖供熱期和由非采暖供熱期到采暖供熱期的轉換,故在機組的改造和重新設計中,除考慮機組安全性、經濟性因素外,還需考慮機組低壓缸相關部套拆卸的可重復性、方便性及部套的存放和防護.
2 改造效果
青島電廠是國內首臺300 MW機組高背壓循環水供熱改造項目,于2013年11月順利完成啟動后試驗,供熱參數、軸振、回油溫度、熱耗值均達到設計要求,機組運行穩定良好.機組進行高背壓供熱改造后,汽輪機供熱能力增加巨大,熱經濟性大幅提升,機組熱耗水平大幅降低.機組的發電煤耗降至140 g?(kWh)-1左右,冷源損失為零,理論熱耗可以達到3 600 kJ?(kWh)-1,實際熱耗可以達到3 750 kJ?(kWh)-1以下,機組節能降耗效果顯著.
圖2給出了300 MW機組軸系示意圖.在功率220 MW、背壓48 kPa、中低壓連通管抽汽流量123.8 t?h-1、循環水流量8 000～8 100 t?h-1、循環水回水溫度46～48 ℃,循環水出水溫度74 ℃工況下,機組采暖供熱期軸系振動及瓦溫情況分別如表1、表2所示.由表1可見,機組在該工況下振動情況優秀,X向軸振振幅值最大在2號軸承處,其值為0.055 mm;Y向軸振振幅值最大在5號軸承處,其值為0.072 mm,均小于機組正常運行允許值0.076 mm,遠小于機組的振動報警值0.127 mm.由表2可見,機組推力軸承金屬溫度(前、后側共四個測點)最大值為44.4 ℃,小于機組正常運行允許值90 ℃,遠小于報警值99 ℃;徑向推力軸承金屬溫度最大值在2號軸承處,最大值為75.6 ℃,小于機組正常允許值90.5 ℃,遠小于報警值107 ℃.
圖2 300 MW機組軸系示意圖
Fig.2
Schematic of 300 MW unit shafting system
表1 機組采暖供熱期軸系振動情況
Tab.1
Shafting system vibration in heating period
軸承7號6號5號4號3號2號1號
X向振幅/mm0.0210.0400.0390.0490.0340.0550.042
Y向振幅/mm0.0280.0350.0720.0480.0630.0490.045
表2 機組采暖供熱期瓦溫情況
Tab.2
Bearing temperature in heating period
軸承7號6號5號4號3號2號1號推力軸承后側推力軸承前側
測點1溫度/℃62.665.668.273.455.075.555.244.442.3
測點2溫度/℃62.665.668.273.449.075.662.242.942.1
3 結 論
華電青島發電有限公司2號機組雙轉子互換高背壓供熱改造項目的成功實施及投運后的安全穩定經濟運行,證實了汽輪機改造方案的可行性、全面性和正確性.鑒于該方案巨大的社會和經濟效益,改造技術具有較強的市場復制性和通用性,勢必會引領電廠高背壓供熱改造市場進一步發展,可以在更大功率機組、空冷機組、更高背壓及新建機組中推廣應用.
參考文獻:
［1］ 潘永岳,羅松.中小火電機組的生存問題探討［J］.熱力透平,2008,37(1):42-45.
［2］ 翟幾中,蔡覺先,遲毅超.熱電聯產集中供熱的經濟性分析［J］.中國高新技術企業,2008(10):52-53.
［3］ 譚旭東.火力發電廠大型純凝汽式機組進行供熱改造存在的問題與對策［C］∥山東電機工程學會第七屆發電專業學術交流會論文集,濟南2008:130-132.
［4］ 許琦,馬駿馳,王小偉,等.國產300 MW機組高再抽汽供熱改造［J］.華東電力,2008,36(6):101-103.
［5］ 林閩城.300 MW純凝機組供熱改造技術可行性分析［J］.浙江電力,2010(3):40-43.
［6］ 胡萬利.300 MW凝汽式汽輪機供熱改造［J］.機械工程師,2010(6):175-176.
［7］ 常立宏.300 MW亞臨界供熱機組高背壓供熱改造的研究［J］.黑龍江電力,2012,34(6):421-423.
1.2 本體部分
由于需要實現汽輪機采暖供熱期和非采暖供熱期的反復切換運行功能,且兩種工況下汽輪機的通流結構大小及形式差別較大,故考慮將采暖供熱期的五級隔板(共五級)和非采暖供熱期的前五級隔板(共七級)分別設置在現場可與低壓內缸(采暖供熱期和非采暖供熱期共用)裝配的對應的低壓靜葉持環中,為此,需重新設計采暖供熱期和非采暖供熱期的(前)五級的隔板和持環,同時非采暖供熱期后兩級隔板需要改造成現場可裝配的結構形式.新設計的共用低壓內缸也由雙層內缸更換為整體內缸結構,首次安裝時需要割除抽汽管道并重新焊接(今后無需對抽汽管道進行割除和焊接).高背壓供熱工況運行時,考慮到汽輪機排汽溫度的升高,低壓缸下機座向上的膨脹量增大,故在調整低壓缸汽封(包括葉頂、隔板汽封)時,要充分考慮下部預留間隙,避免汽封摩擦.
在首次采暖供熱期,采用新設計的低壓單層整體內缸替代原低壓內缸,配套裝配裝有五級供熱隔板的低壓持環,在低壓末兩級隔板槽處安裝帶有隔板槽保護功能的導流板,同時采用新設計的高背壓供熱轉子運行.之后再進入采暖供熱期時,僅需更換靜葉持環及隔板、導流板及轉子即可.此外,需進行控制策略和保護的修改和增加.
在非采暖供熱期,拆除采暖供熱期靜葉持環及隔板、導流板及轉子,采用新設計的裝有五級純凝隔板的靜葉持環、末兩級隔板及機組原純凝轉子即可,并恢復原純凝運行的控制策略和保護.
1.3 軸系部分
由于高背壓轉子重新設計及排汽溫度的升高,需考慮機組軸系的穩定性和標高變化的影響.
1.3.1 軸系的穩定性
改造后低壓轉子的結構與改造前相比,由于高背壓工況全新設計的小通流低壓轉子由2×7級改為2×5級(轉子的這一結構變化對轉子的剛度分布和質量分布都會產生較大的影響),從而使得整個軸系的動力學特性發生一定變化,需對改造前后軸承油膜特性、軸系臨界轉速、穩定性及扭振性能進行對比分析.
1.3.2 標高變化
該機組低壓轉子采用的是座缸式軸承座,高背壓改造后,低壓軸承的標高將隨著排汽溫度的變化而變化,使得軸系中各軸承的負荷重新分配,從而影響整個軸系的穩定性,嚴重時可能導致軸承燒瓦或振動問題而不能穩定運行.為此,需對改造后溫度對軸系標高的影響進行分析,確認低壓轉子合理的冷態標高預抬量,以使機組軸系在熱態時有更為優良的、平滑的揚度曲線,利于機組安全運行.同時,需在標高變化區域對軸系穩定運行的影響進行分析及改造前、后軸系靜態特性進行對比分析,進而在最小調整高中壓標高和發電機標高的前提下確定改造后軸系標高的找中指導數據.
通過對改造前、后轉子軸系性能的變化以及現場的基礎沉降情況等因素的綜合考慮和分析,保證機組改造后的低壓轉子通流結構、軸系安裝數據等調整方案合適和可實施,以確保機組的穩定運行.
1.4 輔助及回熱系統
由于機組在采暖供熱期和非采暖供熱期反復切換,需對軸封系統、油系統及噴水系統的的適用性進行分析.
1.4.1 軸封系統
對于高背壓工況,需重新核算汽封減溫裝置噴水量及軸封加熱器面積.對于軸封加熱器,由于換熱效果發生變化,原設備不能滿足高背壓工況需求.軸封加熱器采用一用一備形式:夏季工況采用原有配置,冬季工況將原有冷卻器旁路的同時,啟用備用冷卻器.備用軸封加熱器的冷卻介質采用35 ℃左右的工業除鹽水,此方案在不考慮熱量回收前提下,能夠大大改觀風機排汽環境,保證風機安全可靠運行.
1.4.2 油系統
當低壓缸排汽溫度上升后,由于軸承座與低壓缸連為一體,潤滑油的溫度也將受到影響而升高,導致軸承承載能力下降、軸瓦溫度過高等問題,故對軸承座增加噴油冷卻設計,達到降低軸瓦溫度的目的.
1.4.3 噴水系統
相比純凝工況,高背壓工況下的排汽溫度升高,設定噴水溫度后對低壓缸噴水量進行核算,需要設置2組低壓缸排汽噴水調節閥.
1.4.4 回熱系統
由于機組高背壓工況下排汽壓力為54 kPa,需切除末兩級回熱抽汽,僅需投入前兩級低壓加熱器即可.
1.5 控制系統
為實現機組采暖供熱期高背壓供熱及中低壓連通管調整抽汽功能,需對控制策略和保護進行修改和增加.高背壓工況需對機組部分保護定值進行修改或增加,主要為低壓排汽壓力、排汽溫度的限制、及中壓調整抽汽壓力與溫度的保護.
此外,由于機組每年均需經歷由供熱采暖期到非采暖供熱期和由非采暖供熱期到采暖供熱期的轉換,故在機組的改造和重新設計中,除考慮機組安全性、經濟性因素外,還需考慮機組低壓缸相關部套拆卸的可重復性、方便性及部套的存放和防護.
2 改造效果
青島電廠是國內首臺300 MW機組高背壓循環水供熱改造項目,于2013年11月順利完成啟動后試驗,供熱參數、軸振、回油溫度、熱耗值均達到設計要求,機組運行穩定良好.機組進行高背壓供熱改造后,汽輪機供熱能力增加巨大,熱經濟性大幅提升,機組熱耗水平大幅降低.機組的發電煤耗降至140 g?(kWh)-1左右,冷源損失為零,理論熱耗可以達到3 600 kJ?(kWh)-1,實際熱耗可以達到3 750 kJ?(kWh)-1以下,機組節能降耗效果顯著.
圖2給出了300 MW機組軸系示意圖.在功率220 MW、背壓48 kPa、中低壓連通管抽汽流量123.8 t?h-1、循環水流量8 000～8 100 t?h-1、循環水回水溫度46～48 ℃,循環水出水溫度74 ℃工況下,機組采暖供熱期軸系振動及瓦溫情況分別如表1、表2所示.由表1可見,機組在該工況下振動情況優秀,X向軸振振幅值最大在2號軸承處,其值為0.055 mm;Y向軸振振幅值最大在5號軸承處,其值為0.072 mm,均小于機組正常運行允許值0.076 mm,遠小于機組的振動報警值0.127 mm.由表2可見,機組推力軸承金屬溫度(前、后側共四個測點)最大值為44.4 ℃,小于機組正常運行允許值90 ℃,遠小于報警值99 ℃;徑向推力軸承金屬溫度最大值在2號軸承處,最大值為75.6 ℃,小于機組正常允許值90.5 ℃,遠小于報警值107 ℃.
圖2 300 MW機組軸系示意圖
Fig.2
Schematic of 300 MW unit shafting system
表1 機組采暖供熱期軸系振動情況
Tab.1
Shafting system vibration in heating period
軸承7號6號5號4號3號2號1號
X向振幅/mm0.0210.0400.0390.0490.0340.0550.042
Y向振幅/mm0.0280.0350.0720.0480.0630.0490.045
表2 機組采暖供熱期瓦溫情況
Tab.2
Bearing temperature in heating period
軸承7號6號5號4號3號2號1號推力軸承后側推力軸承前側
測點1溫度/℃62.665.668.273.455.075.555.244.442.3
測點2溫度/℃62.665.668.273.449.075.662.242.942.1
3 結 論
華電青島發電有限公司2號機組雙轉子互換高背壓供熱改造項目的成功實施及投運后的安全穩定經濟運行,證實了汽輪機改造方案的可行性、全面性和正確性.鑒于該方案巨大的社會和經濟效益,改造技術具有較強的市場復制性和通用性,勢必會引領電廠高背壓供熱改造市場進一步發展,可以在更大功率機組、空冷機組、更高背壓及新建機組中推廣應用.
參考文獻:
［1］ 潘永岳,羅松.中小火電機組的生存問題探討［J］.熱力透平,2008,37(1):42-45.
［2］ 翟幾中,蔡覺先,遲毅超.熱電聯產集中供熱的經濟性分析［J］.中國高新技術企業,2008(10):52-53.
［3］ 譚旭東.火力發電廠大型純凝汽式機組進行供熱改造存在的問題與對策［C］∥山東電機工程學會第七屆發電專業學術交流會論文集,濟南2008:130-132.
［4］ 許琦,馬駿馳,王小偉,等.國產300 MW機組高再抽汽供熱改造［J］.華東電力,2008,36(6):101-103.
［5］ 林閩城.300 MW純凝機組供熱改造技術可行性分析［J］.浙江電力,2010(3):40-43.
［6］ 胡萬利.300 MW凝汽式汽輪機供熱改造［J］.機械工程師,2010(6):175-176.
［7］ 常立宏.300 MW亞臨界供熱機組高背壓供熱改造的研究［J］.黑龍江電力,2012,34(6):421-423.
1.2 本體部分
由于需要實現汽輪機采暖供熱期和非采暖供熱期的反復切換運行功能,且兩種工況下汽輪機的通流結構大小及形式差別較大,故考慮將采暖供熱期的五級隔板(共五級)和非采暖供熱期的前五級隔板(共七級)分別設置在現場可與低壓內缸(采暖供熱期和非采暖供熱期共用)裝配的對應的低壓靜葉持環中,為此,需重新設計采暖供熱期和非采暖供熱期的(前)五級的隔板和持環,同時非采暖供熱期后兩級隔板需要改造成現場可裝配的結構形式.新設計的共用低壓內缸也由雙層內缸更換為整體內缸結構,首次安裝時需要割除抽汽管道并重新焊接(今后無需對抽汽管道進行割除和焊接).高背壓供熱工況運行時,考慮到汽輪機排汽溫度的升高,低壓缸下機座向上的膨脹量增大,故在調整低壓缸汽封(包括葉頂、隔板汽封)時,要充分考慮下部預留間隙,避免汽封摩擦.
在首次采暖供熱期,采用新設計的低壓單層整體內缸替代原低壓內缸,配套裝配裝有五級供熱隔板的低壓持環,在低壓末兩級隔板槽處安裝帶有隔板槽保護功能的導流板,同時采用新設計的高背壓供熱轉子運行.之后再進入采暖供熱期時,僅需更換靜葉持環及隔板、導流板及轉子即可.此外,需進行控制策略和保護的修改和增加.
在非采暖供熱期,拆除采暖供熱期靜葉持環及隔板、導流板及轉子,采用新設計的裝有五級純凝隔板的靜葉持環、末兩級隔板及機組原純凝轉子即可,并恢復原純凝運行的控制策略和保護.
1.3 軸系部分
由于高背壓轉子重新設計及排汽溫度的升高,需考慮機組軸系的穩定性和標高變化的影響.
1.3.1 軸系的穩定性
改造后低壓轉子的結構與改造前相比,由于高背壓工況全新設計的小通流低壓轉子由2×7級改為2×5級(轉子的這一結構變化對轉子的剛度分布和質量分布都會產生較大的影響),從而使得整個軸系的動力學特性發生一定變化,需對改造前后軸承油膜特性、軸系臨界轉速、穩定性及扭振性能進行對比分析.
1.3.2 標高變化
該機組低壓轉子采用的是座缸式軸承座,高背壓改造后,低壓軸承的標高將隨著排汽溫度的變化而變化,使得軸系中各軸承的負荷重新分配,從而影響整個軸系的穩定性,嚴重時可能導致軸承燒瓦或振動問題而不能穩定運行.為此,需對改造后溫度對軸系標高的影響進行分析,確認低壓轉子合理的冷態標高預抬量,以使機組軸系在熱態時有更為優良的、平滑的揚度曲線,利于機組安全運行.同時,需在標高變化區域對軸系穩定運行的影響進行分析及改造前、后軸系靜態特性進行對比分析,進而在最小調整高中壓標高和發電機標高的前提下確定改造后軸系標高的找中指導數據.
通過對改造前、后轉子軸系性能的變化以及現場的基礎沉降情況等因素的綜合考慮和分析,保證機組改造后的低壓轉子通流結構、軸系安裝數據等調整方案合適和可實施,以確保機組的穩定運行.
1.4 輔助及回熱系統
由于機組在采暖供熱期和非采暖供熱期反復切換,需對軸封系統、油系統及噴水系統的的適用性進行分析.
1.4.1 軸封系統
對于高背壓工況,需重新核算汽封減溫裝置噴水量及軸封加熱器面積.對于軸封加熱器,由于換熱效果發生變化,原設備不能滿足高背壓工況需求.軸封加熱器采用一用一備形式:夏季工況采用原有配置,冬季工況將原有冷卻器旁路的同時,啟用備用冷卻器.備用軸封加熱器的冷卻介質采用35 ℃左右的工業除鹽水,此方案在不考慮熱量回收前提下,能夠大大改觀風機排汽環境,保證風機安全可靠運行.
1.4.2 油系統
當低壓缸排汽溫度上升后,由于軸承座與低壓缸連為一體,潤滑油的溫度也將受到影響而升高,導致軸承承載能力下降、軸瓦溫度過高等問題,故對軸承座增加噴油冷卻設計,達到降低軸瓦溫度的目的.
1.4.3 噴水系統
相比純凝工況,高背壓工況下的排汽溫度升高,設定噴水溫度后對低壓缸噴水量進行核算,需要設置2組低壓缸排汽噴水調節閥.
1.4.4 回熱系統
由于機組高背壓工況下排汽壓力為54 kPa,需切除末兩級回熱抽汽,僅需投入前兩級低壓加熱器即可.
1.5 控制系統
為實現機組采暖供熱期高背壓供熱及中低壓連通管調整抽汽功能,需對控制策略和保護進行修改和增加.高背壓工況需對機組部分保護定值進行修改或增加,主要為低壓排汽壓力、排汽溫度的限制、及中壓調整抽汽壓力與溫度的保護.
此外,由于機組每年均需經歷由供熱采暖期到非采暖供熱期和由非采暖供熱期到采暖供熱期的轉換,故在機組的改造和重新設計中,除考慮機組安全性、經濟性因素外,還需考慮機組低壓缸相關部套拆卸的可重復性、方便性及部套的存放和防護.
2 改造效果
青島電廠是國內首臺300 MW機組高背壓循環水供熱改造項目,于2013年11月順利完成啟動后試驗,供熱參數、軸振、回油溫度、熱耗值均達到設計要求,機組運行穩定良好.機組進行高背壓供熱改造后,汽輪機供熱能力增加巨大,熱經濟性大幅提升,機組熱耗水平大幅降低.機組的發電煤耗降至140 g?(kWh)-1左右,冷源損失為零,理論熱耗可以達到3 600 kJ?(kWh)-1,實際熱耗可以達到3 750 kJ?(kWh)-1以下,機組節能降耗效果顯著.
圖2給出了300 MW機組軸系示意圖.在功率220 MW、背壓48 kPa、中低壓連通管抽汽流量123.8 t?h-1、循環水流量8 000～8 100 t?h-1、循環水回水溫度46～48 ℃,循環水出水溫度74 ℃工況下,機組采暖供熱期軸系振動及瓦溫情況分別如表1、表2所示.由表1可見,機組在該工況下振動情況優秀,X向軸振振幅值最大在2號軸承處,其值為0.055 mm;Y向軸振振幅值最大在5號軸承處,其值為0.072 mm,均小于機組正常運行允許值0.076 mm,遠小于機組的振動報警值0.127 mm.由表2可見,機組推力軸承金屬溫度(前、后側共四個測點)最大值為44.4 ℃,小于機組正常運行允許值90 ℃,遠小于報警值99 ℃;徑向推力軸承金屬溫度最大值在2號軸承處,最大值為75.6 ℃,小于機組正常允許值90.5 ℃,遠小于報警值107 ℃.
圖2 300 MW機組軸系示意圖
Fig.2
Schematic of 300 MW unit shafting system
表1 機組采暖供熱期軸系振動情況
Tab.1
Shafting system vibration in heating period
軸承7號6號5號4號3號2號1號
X向振幅/mm0.0210.0400.0390.0490.0340.0550.042
Y向振幅/mm0.0280.0350.0720.0480.0630.0490.045
表2 機組采暖供熱期瓦溫情況
Tab.2
Bearing temperature in heating period
軸承7號6號5號4號3號2號1號推力軸承后側推力軸承前側
測點1溫度/℃62.665.668.273.455.075.555.244.442.3
測點2溫度/℃62.665.668.273.449.075.662.242.942.1
3 結 論
華電青島發電有限公司2號機組雙轉子互換高背壓供熱改造項目的成功實施及投運后的安全穩定經濟運行,證實了汽輪機改造方案的可行性、全面性和正確性.鑒于該方案巨大的社會和經濟效益,改造技術具有較強的市場復制性和通用性,勢必會引領電廠高背壓供熱改造市場進一步發展,可以在更大功率機組、空冷機組、更高背壓及新建機組中推廣應用.
參考文獻:
［1］ 潘永岳,羅松.中小火電機組的生存問題探討［J］.熱力透平,2008,37(1):42-45.
［2］ 翟幾中,蔡覺先,遲毅超.熱電聯產集中供熱的經濟性分析［J］.中國高新技術企業,2008(10):52-53.
［3］ 譚旭東.火力發電廠大型純凝汽式機組進行供熱改造存在的問題與對策［C］∥山東電機工程學會第七屆發電專業學術交流會論文集,濟南2008:130-132.
［4］ 許琦,馬駿馳,王小偉,等.國產300 MW機組高再抽汽供熱改造［J］.華東電力,2008,36(6):101-103.
［5］ 林閩城.300 MW純凝機組供熱改造技術可行性分析［J］.浙江電力,2010(3):40-43.
［6］ 胡萬利.300 MW凝汽式汽輪機供熱改造［J］.機械工程師,2010(6):175-176.
［7］ 常立宏.300 MW亞臨界供熱機組高背壓供熱改造的研究［J］.黑龍江電力,2012,34(6):421-423.
