汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓異常分析

劉軍龍，黃 潛，張福海，胡冬清，姜劍峰，郭光宗

（江蘇核電有限公司，江蘇 連云港222042）

田灣核電站一期工程為兩臺俄羅斯列寧格勒金屬工廠制造的K-1000-60/3000型汽輪機，額定功率為1060 MW，單軸、五缸八排汽。配有由4個高壓主蒸汽閥和調(diào)節(jié)閥組成的高壓閥組，4個由低壓蒸汽閥和調(diào)節(jié)閥組成的低壓閥組，1個再熱蒸汽調(diào)節(jié)閥，4個高壓缸排汽旁排閥。夏季運行時，循環(huán)冷卻水溫度在23～32 ℃之間，1號汽輪發(fā)電機組功率在1036～1074 MW范圍內(nèi)運行，均值為1058 MW，二次脈動油壓均值為3.14 MPa，波動范圍為3.07～3.20 MPa。2號汽輪發(fā)電機組功率在1020～1077 MW范圍內(nèi)運行，均值為1055 MW，二次脈動油壓均值為3.18 MPa，波動范圍為3.06～3.65 MPa。

兩臺機組汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓出現(xiàn)達(dá)到或超過報警值3.2 MPa的現(xiàn)象。尤其是2號汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓高、波動大且引起機組電功率波動大。

1 汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)及設(shè)備簡介

田灣核電站汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)為機械液壓與電液并存，實施電調(diào)功能的電液轉(zhuǎn)換器主要用于快速響應(yīng)工況，且伺服機構(gòu)為純機械液壓機構(gòu)，調(diào)節(jié)系統(tǒng)本質(zhì)上屬于機械液壓調(diào)節(jié)。機械液壓控制部分通過同步器－調(diào)速器滑閥－中間滑閥－油動機滑閥的逐級放大產(chǎn)生穩(wěn)定的液壓信號去控制油動機的行程，從而控制調(diào)節(jié)閥的行程。

1）調(diào)速器采用高速機械離心彈性調(diào)速器，感受機組的轉(zhuǎn)速信號，調(diào)速塊的位移是調(diào)速器的輸出信號。

2）調(diào)速器滑閥是調(diào)節(jié)系統(tǒng)的第一級放大機構(gòu)，它的主要作用是將調(diào)速器產(chǎn)生的位移信號放大并傳遞給中間滑閥。建立控制油壓開啟高低壓主汽門，建立一次脈動油壓。主要由隨動滑閥、控制滑閥等組成。

3）中間滑閥是將調(diào)速器滑閥傳遞來的液壓信號（一次脈動油壓）加以放大并轉(zhuǎn)換為二次脈動油壓的中間放大環(huán)節(jié)。主要由控制滑閥、連桿等組成。

汽輪機運行期間調(diào)節(jié)系統(tǒng)采用“PD”(功率控制，即堆跟機）或“PM”(主蒸汽壓力控制，即機跟堆）控制模式，通過功率或壓力偏差產(chǎn)生脈沖信號作用到同步器電機，從而控制同步器控制滑閥行程，改變一次脈動油壓。一次脈動油壓經(jīng)中間滑閥放大，轉(zhuǎn)變?yōu)槎蚊}動油壓，并由油動機控制高壓調(diào)節(jié)閥、再熱蒸汽調(diào)節(jié)閥，調(diào)整機組的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷。

2 汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓高原因分析

2.1 汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓高趨勢分析

對于蒸汽參數(shù)確定的汽輪機，機組功率取決于主蒸汽流量，而主蒸汽流量取決于高壓調(diào)節(jié)閥開度。田灣核電機組汽輪機功率通過帶有預(yù)啟閥的高壓調(diào)節(jié)閥節(jié)流控制主蒸汽流量，而高壓調(diào)節(jié)閥開度依靠二次脈動油壓控制的油動機行程實現(xiàn)開度控制。即二次脈動油壓與高壓調(diào)節(jié)閥開度、主蒸汽流量、機組功率成正比。

由于夏季循環(huán)冷卻水溫度較高，造成汽輪機真空降低。高壓調(diào)節(jié)閥入口飽和蒸汽參數(shù)可認(rèn)為不變，1 kg新蒸汽的入口焓值也不變。由于凝汽器真空下降，排汽焓值升高，1 kg新蒸汽的焓降減小，做功量減小。機組功率控制模式運行時需要較高的二次脈動油壓，增大高壓調(diào)節(jié)閥開度增加進汽量，才能維持一定的功率。因此，循環(huán)冷卻水溫度升高，機組凝汽器真空降低是導(dǎo)致汽輪機二次脈動油壓升高的促成因素。

2.2 汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)靜態(tài)試驗分析

1）同步器控制滑閥行程與一次脈動油壓、中間控制滑閥行程以及二次脈動油壓曲線如圖1～圖4所示。在相同的同步器控制滑閥行程，1號機組汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)的一次脈動油壓與中間控制滑閥行程均小于2號機組汽輪機，但二次脈動油壓大于2號機組。1號機組汽輪機二次脈動油壓曲線拐點出現(xiàn)在同步器控制滑閥行程約為16.4 mm處，此時二次脈動油壓約為3.38 MPa。2號機組汽輪機二次脈動油壓曲線拐點出現(xiàn)在同步器控制滑閥行程約為16.3 mm處，此時二次脈動油壓約為3.13 MPa。

圖1 同步器控制滑閥行程與一次脈動油壓Fig.1 Travel and pressure controlled by the speed regulator slide valve

圖2 同步器控制滑閥行程與中間控制滑閥行程Fig.2 Travel of speed regulator and intermediate slide valve

圖3 同步器控制滑閥行程與二次脈動油壓Fig.3 Travel of speed regulator slide valve and pressure-control regulation valve servo

圖4 二次脈動油壓與高壓調(diào)節(jié)閥油動機行程Fig.4 Travel of high pressure regulating servo and pressure-control regulating valve servo

2）二次脈動油壓與高壓調(diào)節(jié)閥油動機行程曲線（見圖4）。

在相同的高壓調(diào)節(jié)閥油動機行程，1號機組汽輪機二次脈動油壓大于2號機組汽輪機二次脈動油壓，即在相同的二次脈動油壓條件下，1號機組汽輪機高壓調(diào)節(jié)閥油動機行程小于2號機組汽輪機高壓調(diào)節(jié)閥油動機行程。

綜合上述汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)靜態(tài)試驗分析認(rèn)為：

1）由于2號機組汽輪機中間滑閥的中間控制滑閥下部凸肩與套筒的軸向距離較大，盡管中間控制滑閥有較大向上的位移量，但中間控制滑閥與套筒的相對位移小，從而中間控制滑閥下部凸肩與套筒的過封油口較大，高壓油進入中間控制滑閥底部較多。進油量高于同步器隨動滑閥排油口的排油量，從而使一次脈動油壓較大。中間控制滑閥與反饋活塞錯油門的過封油口小，從而使二次脈動油壓相對1號機組小。

2）由于二次脈動油壓曲線在拐點之后的斜率陡然增加，2號機組汽輪機二次脈動油壓曲線拐點油壓低于1號機組，從而使其二次脈動油壓在較低的情況下，容易產(chǎn)生較大的波動現(xiàn)象。

2.3 1號、2號機組汽輪機熱力系統(tǒng)運行參數(shù)分析

根據(jù)表1兩臺機組汽輪機熱力系統(tǒng)運行參數(shù)進行如下定性分析：

（1）汽輪機效率定性分析

核電機組汽輪機高壓缸進汽為濕飽和蒸汽，低壓缸排汽為濕蒸汽，目前機組在線運行不容易確定蒸汽濕度，所以難以精確地確定機組的效率。兩臺機組汽輪機高壓缸進汽參數(shù)是相同的，由于2號機組汽輪機凝汽器實際運行中真空略高，1 kg新蒸汽做功相對1號機組略大，因此，2號機組汽輪機效率相對較高。當(dāng)2號機組汽輪機功率大于1號機組，凝汽器真空接近或略高時，其給水流量仍小于1號機組，給水流量可近似等于主蒸汽流量，也證明2號機組汽輪機效率大于1號機組汽輪機。

表1 汽輪機熱力系統(tǒng)運行參數(shù)Table1 Operation parameters of steam turbine thermal system

（2）主蒸汽流量定性分析

當(dāng)兩臺機組功率以及當(dāng)凝汽器真空看做基本相等時，2號機組汽輪機給水流量則小于1號機組汽輪機給水流量，即2號機組汽輪機主蒸汽流量小于1號機組。

當(dāng)兩臺機組功率基本相等，2號機組汽輪機實際運行中凝汽器真空略高于1號機組汽輪機，在不考慮機組效率或2號機組汽輪機效率高時，2號機組汽輪機主蒸汽流量應(yīng)該小于1號機組。因此，主給水流量正確反映了兩臺機組主蒸汽流量的變化趨勢。

（3）二次脈動油壓分析

兩臺機組汽輪機在相同的功率下，2號機組汽輪機二次脈動油壓均值略高于1號機組汽輪機二次脈動油壓且波動較大。

2.4 汽輪機高壓調(diào)節(jié)閥及油動機綜合分析

根據(jù)章節(jié)2.2結(jié)論：在相同的高壓調(diào)節(jié)閥油動機行程，2號機組汽輪機二次脈動油壓小于1號機組汽輪機二次脈動油壓，即在相同的二次脈動油壓條件下，2號機組大于1號機組汽輪機高壓調(diào)節(jié)閥油動機行程。

因此，機組在相同的功率及真空條件下，1號機組汽輪機二次脈動油壓高于2號機組才符合邏輯。但實際運行中2號機組汽輪機二次脈動油壓高于1號機組汽輪機二次脈動油壓。可能的原因如下：

（1）機組在相同的功率及真空條件下，2號機組汽輪機需要較大的主蒸汽流量

機組在相同的功率及真空條件下，2號機組汽輪機實際運行中二次脈動油壓高于1號機組汽輪機二次脈動油壓，根據(jù)上述邏輯分析，2號機組汽輪機高壓調(diào)節(jié)閥油動機行程應(yīng)該大于1號機組，高壓調(diào)節(jié)閥開度、主蒸汽流量也應(yīng)該大于1號機組。

但實際1號機組汽輪機主蒸汽流量大于2號機組，說明盡管2號機組汽輪機二次脈動油壓高，高壓調(diào)節(jié)閥油動機開度大，可能其高壓調(diào)節(jié)閥開度較小，從而主蒸汽流量較小（在相同的功率、真空情況下，2號機組主蒸汽流量小于1號機組原因為2號機組汽輪機效率較高）。

2號機組主蒸汽流量較小可能的原因為：雖然高壓調(diào)節(jié)閥油動機有較大的行程，但高壓調(diào)節(jié)閥油動機的空行程較大，高壓調(diào)節(jié)閥開啟行程小。即高壓調(diào)節(jié)閥油動機需要更高的行程，才能使高壓調(diào)節(jié)閥開度達(dá)到所需的蒸汽通流面積，從而在機組真空相同，保證所需的主蒸汽流量與1號機組汽輪機達(dá)到相同的功率。而高壓調(diào)節(jié)閥油動機需要更高的行程，意味著需要更大的二次脈動油壓，從而使2號機組汽輪機二次脈動油壓均值略高于1號機組。

根據(jù)設(shè)備安裝圖紙要求，高壓調(diào)節(jié)閥預(yù)啟閥預(yù)啟行程6 mm，高壓調(diào)節(jié)閥閥桿上端部與油動機連接裝置間隙0.05～0.1 mm；因此，高壓調(diào)節(jié)閥與油動機維修后回裝過程中，有可能造成上述間隙過大，從而高壓調(diào)節(jié)閥油動機空行程增加。

（2）二次脈動油壓不穩(wěn)定且波動較大

根據(jù)章節(jié)2.2結(jié)論：二次脈動油壓曲線在拐點之后的斜率陡然增加，2號機組汽輪機二次脈動油壓曲線拐點油壓低于1號機組，此時一次脈動油壓稍有變化，會引起二次脈動油壓很大的變化。由于2號機組汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓在3.13 MPa左右是拐點，當(dāng)二次脈動油壓超過3.1 MPa以上時，容易產(chǎn)生二次脈動油壓波動并呈現(xiàn)峰值比1號機組二次脈動油壓大的現(xiàn)象。

3 糾正措施

針對2號汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓高、波動現(xiàn)象，T206大修期間采取以下糾正措施：

1） 檢查測量高壓調(diào)節(jié)閥預(yù)啟閥行程及高壓調(diào)節(jié)閥閥桿與油動機連接部件間隙，消除高壓調(diào)節(jié)閥的上述超標(biāo)間隙，重新標(biāo)定油動機行程“0”位，減小其空行程。

2） 調(diào)整同步器一次脈動油壓排油口與中間滑閥一次脈動油壓進油口大小的一致性，使一次脈動油壓曲線呈平緩趨勢。調(diào)整汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)靜態(tài)特性曲線，提高汽輪機二次脈動油壓值并使其拐點上升至3.25 MPa。

4 結(jié)論

通過對兩臺機組汽輪機夏季工況運行時調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓高問題進行了趨勢分析，結(jié)論為循環(huán)冷卻水溫度高促成調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓升高。經(jīng)過兩臺機組汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)靜態(tài)試驗以及熱力系統(tǒng)運行參數(shù)進行對比分析，2號機組汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)二次脈動油壓拐點低以及高壓調(diào)節(jié)閥油動機空行程是導(dǎo)致二次脈動油壓高、波動的主要因素。

基于原因分析，提出了相應(yīng)的糾正措施。經(jīng)大修處理后，2號汽輪機夏季運行二次脈動油壓均值為3.15 MPa，范圍一般在3.06～3.2 MPa，滿足機組的安全可靠運行。

[1]M.Datsko. Oil Supply System of Turbine Hydraulic Control System[R].Moscow: Ministry of Atomic Energy of Russian Federation ZAO “Atomstroyexport”，2003.

[2]A.Tumanov. K1000-60/3000 STEAM TURBINE R E G U L AT I O N S Y S T E M T E C H N I C A L DESCRIPTION[R].St.Petersburg:JOINTS T O C K C O M PA N Y“L E N I N G R A D S K I Y METALLICHESKIY ZAVOD”，2001.