大功率汽輪機調節閥流量特性的計算分析方法

摘 要：大規模新能源電力安全高效運行迫切需要大功率火電機組的深度變負荷運行，然而，噴嘴調節方式下的配汽特性曲線規律設計不合理將會導致出現影響機組經濟和安全性以及調節特性的問題。大功率汽輪機噴嘴調節方式下的調節閥特性計算方法就顯得尤為重要。該文在分析噴嘴配汽熱力特點的基礎上，進一步對調節閥特性的計算方法進行了探討分析。通過調節閥的流量特性分析，總結了噴嘴配汽規律的重疊度優化設計方法。這對噴嘴調節方式下的配汽規律優化設計具有重要的意義。

關鍵詞：大功率 汽輪機 調節閥 流量特性 計算分析

中圖分類號：TK26 文獻標識碼：A 文章編號：1674-098X（2015）10（b）-0106-03

汽輪機進汽量調節不僅用于維持電網的頻率的需要，也用于調整并列運行各機組間負荷分配[1]；當電網中德新能源電源增加時，大功率火電機組更不得不進行深度變負荷運行[2]。汽輪機的調節汽閥一般為4～8只，可順序開起，也可同時開起，以實現噴嘴配汽或節流配汽。噴嘴配汽是一種最常見的配汽方式，第一級為部分進汽度可變的調節級；調節閥采用多閥系統，各閥嚴格依次開啟，升程關系固定；在任何工況下，只有部分開啟的調節閥的那部分蒸汽才有節流作用，經濟性較高；任何工況下都很難實現全周進汽，熱應力較大，不適宜負荷的快速變化。先進的電調系統還具有閥門管理功能，即在低負荷時或投運初期用節流配汽方式運行，然后可切換到噴嘴配汽方式運行。因此，調節閥對汽輪機組的性能有很重要的影響。然而，機組參與調峰運行時，如果噴嘴調節方式的規律設計不合理，會導致出現瓦溫高或者軸振大的故障，直接影響機組的安全高效運行；涉及機組類型從200MW到660MW，機組參數包括超高壓、亞臨界以及超臨界[3-5]。甚至，對大功率高參數汽輪機還會出現閥體激振和閥門擺動等安全隱患。因此，大功率汽輪機噴嘴調節方式下的調節閥特性計算分析方法就顯得十分重要。

1 噴嘴配汽的熱力特點

噴嘴配汽是使用最廣泛的汽輪機配汽方式，其結構、強度、熱力設計及變工況計算都遠比其他配汽方式復雜，其熱力特點如下[8]。

（1）在配汽過程中，只有最后開啟的那組調節閥的汽流有可能受到明顯的節流；而節流越嚴重，閥后的壓力就越低，流過那個噴嘴組的流量也就越少，因此節流導致有效能的損失比例也就不會很大，這就是噴嘴配汽變工況經濟性遠高于節流配汽的根本原因。

（2）僅有第一組（或同步開啟的Ⅰ、Ⅱ組）閥門開啟的過程，原理上屬于節流配汽。調節級因通流面積不變，故事實上已成為壓力級。然而由于投入的面積很少，通過同樣流量，調節閥后壓力必然較高，因此比完全按節流配汽設計的級組在相同的流量工況下的節流損失也小得多?？梢妵娮炫淦诘拓摵呻A段轉入節流配汽時，其經濟性也比純節流配汽同流量工況高。

（3）由于調節閥依次開啟，使大部分工況下不同噴嘴組內存在進排汽參數、壓比、流量等各不相同的兩股或兩股以上的汽流。動葉出口處必須留出較大的空間供著幾股出口溫度、流量不等的汽流充分混合，因此調節級的余速動能不可能在下級被利用。另外，不同溫度的幾股汽流同時存在，造成調節級級后溫度場的不均勻，引起局部熱應力，不利于機組啟動與變負荷運行。

（4）調節級后溫度及其他各級級后溫度（不包括濕區及再熱后各級）隨負荷降低而降低，且在各種配汽方式中，調節級及其他各級后溫度變化以噴嘴配汽最大，約為節流配汽的兩倍，在壽命消耗相同的情況下，噴嘴配汽的變負荷速率只及節流配汽的一半左右，這也是它的缺點之一。

（5）噴嘴配汽調節級動葉的強度校核工況，一般不是發生在最大流量工況下，而是發生在第二組調節閥將開未開時。噴嘴配汽調節級強度工況（折合全周進汽實際的輪周功率）約為節流配汽第一壓力級的6～10倍，加上部分進汽不利因素，使動葉強度條件極為惡劣。

（6）調節級變工況效率低，變化幅度大，設計工況下仍比第一壓力級低。由于各股汽流壓比變化幅度大，偏離最佳速比的機會多；動葉前空間無法向噴嘴組那樣進行分組隔離，難免在此空間產生橫向汽流竄動，造成對主汽的干擾，引起額外的部分進汽損失，這也是調節級只能采用沖動級而不采用反動級的原因，如果采用反動級，因全開閥門噴嘴組后壓力明顯高于半開閥門噴嘴組后壓力，橫向竄流就更明顯；任何工況下都不可能做到全周進汽，從而增加了相應的部分進汽損失。

（7）閥門依次開啟，不僅開啟力小，而且單位升程流量變化小，有利于微調，有利于起動時的定速與并網。

2 調節閥門計算方法分析

噴嘴配汽變工況熱力計算主要由4部分構成：調節閥門計算；調節級一股汽流計算；調節級各股汽流的合算；調節級背壓的計算。其中的一些公共接口參數需要進行反復迭代才能湊準[9]。其中，調節閥門計算是基礎，其計算是在給定閥門前后壓力和閥門開度的情況下，確定閥門的流量。

2.1 調節閥門流量計算

在設計調節閥時，為了減小閥門全開時的壓力損失，調節閥后均設計有擴壓管。在計算通過閥門的蒸汽流量時，由于閥門在不同的開啟位置時，閥門的最小通流面積不是常數，同時因擴壓管的存在，使閥門喉部壓力與閥門后（擴壓管后）壓力不相等，并且擴壓管的擴壓效率隨工況的變化而變化，使得蒸汽壓力沿擴壓管流程的變化規律也跟隨變化。這樣，通過閥門的流量就不能簡單地看成和噴嘴流動一樣是閥門前后壓力比的函數，這給理論計算帶來了困難。所以在閥門流量計算時，通常借助試驗曲線[3]。在利用實驗曲線進行計算時，首先應注意繪制曲線時各參變數的定義。圖1為多用于中壓機組的球形閥的原理圖，其公稱直徑為擴壓管的喉部直徑，相對流量系數是真實流量和按閥門公稱面積和閥前參數計算的理論臨界流量之比：

（1）

（2）

式中，、分別為調節閥前的蒸汽壓力和比容；為按閥門公稱直徑計算出的公稱面積，。

圖2為球形閥的相對流量系數與、的關系曲線（其中由調節級變工況計算決定）。從圖中可以看出，在同一壓力降的條件下，相對流量系數降隨著升程的增大而增大。但當閥門基本開足（～）后，閥門升程雖繼續增大，但通流面積已基本上不再增大，故流量的增加趨于緩慢，值接近為一水平線。另外，在同一升程下，壓力降越大，越大，通過閥門的流量也越大，但當增達到某一范圍后，流量的增加變慢，這表示閥門喉部已接近臨界壓力，當，后，流量的增加已很少，這時雖然上高于臨界壓力，實際上由于擴壓管的存在，高于閥芯后的最低壓力，在最小通流截面處已達或者近于臨界，故流量不再增加，或者增加很小了。

2.2 調節閥組的升程流量特性

在一只調節閥開啟過程中，當閥的升程時，；當閥門的升程很小時，閥后壓力很低，閥門內為超臨界流動，當閥門前壓力不變使，流量和面積成正比，即隨著的增大而增大，當閥門繼續開大時，通流面積雖還在變大，但閥后壓力也不斷增大，使變小，故的增大隨著的增大就趨于緩慢。隨后，雖閥門開度繼續增大，但由于受到閥門后部直徑的限制，將漸趨飽和。先線性增大后慢慢過渡到飽和區。汽輪機采用噴嘴調節時，調節閥是依次啟閉的，如果后一個閥門是在前一個閥門全開后在開啟，那么閥門總的升程和流量特性曲線就將是一根曲折很大的線，這是不希望的。因此，通常是在前一閥尚未完全開啟，后一閥便提前打開，這個提前開啟的量，稱為閥門的重疊度。重疊度的選取一般以前一閥門開至閥門前、后蒸汽壓力比～時，后一閥便開始開啟為合適。那樣閥門的流量特性就趨于一跟較為光滑的直線。但由于閥門同時部分開啟節流損失增大，經濟性稍有下降。因此，重疊度的選擇應適合。

閥門開度和流量特性曲線設計時應考慮重疊度的問題，應該設置合理的重疊度，盡量使曲線的平滑。有些機組，為了避免由于第一組噴嘴的部分進汽度過小，引起調節級的動葉片應力過大，將第一組噴嘴的進汽度增大，即讓兩個閥門同時向一組噴嘴供汽，一般仍讓第一個閥門先開啟，待第一閥門的前后壓差剛減小至15%～20%或者更大些時，便開始開啟第二個閥門，具體數據應根據葉片強度計算決定[10]。

3 結語

汽輪機必須經常調整其功率，以便與外界變動的負荷保持平衡。決定汽輪機功率的最主要的也是最容易控制的因素是汽輪機的進汽量，配汽就是專指改變汽輪機進汽量來改變汽輪機功率的方式。大功率火電機組的深度變負荷運行在當前大規模新能源電力安全高效運行的現實需求下顯得更加有必要，因此，噴嘴調節方式下的配汽特性曲線規律設計需要更加嚴謹。這需要大功率汽輪機噴嘴調節方式下的調節閥特性計算方法來實現。文章在分析噴嘴配汽熱力特點的基礎上，進一步對調節閥特性的計算方法進行了探討分析。通過調節閥的流量特性分析，總結了噴嘴配汽規律的重疊度優化設計方法。這對噴嘴調節配汽規律優化設計具有重要的意義。

參考文獻

[1]于達仁，劉占生，李強，等.汽輪機配汽設計的優化[J].動力工程學報，2007（27）：1-5.

[2]劉吉臻.大規模新能源電力安全高效利用基礎問題[J].中國電機工程學報，2013，33（16）：1-8.

[3]江飛，孫建國，劉錦川，等.國產亞臨界600MW空冷機組單閥-順序閥切換試驗研究[J].節能技術，2011（29）：437-441.

[4]關海平，焦曉亮，喬增熙，等.600MW汽輪發電機組運行狀況的調研分析[J].節能技術，2011（29）：57-60.

[5]劉賢東，劉建東，喬增熙，等.超臨界機組順序閥優化改造研究[J].節能技術，2011（29）：153-158.

[6]萬杰，唐海峰，邢閣玉，等.高參數汽輪機高調門內流動失穩故障的一種經濟性解決方法[J].節能技術，2015（ 33）：159-164.

[7]宋崇明，劉嬌，馬世喜，等.亞臨界330MW供熱機組汽輪機高調門大幅高頻擺動問題的分析及解決[J].節能技術， 2012（30）：527-531.

[8]中國動力工程學會.火力發電設備技術手冊（二）[M].北京：機械工業出版社，1999.

[9]翦天聰.汽輪機原理[M].北京：水利電力出版社，1985.

[10]吳厚鈺.透平零件結構和強度計算[M].北京：機械工業出版社，1980.