噴嘴調節方式對機組調節級葉片強度的影響分析

孫建國　盧布　楊春宇　白存軍　李越男　劉金龍

摘 要：目前，大規模接入的新能源電源和日益增大的電網峰谷差導致越來越多的大功率汽輪機不得不在采用噴嘴調節方式下進行快速深度變負荷運行。然而，由于不同類型機組的高調門噴嘴布置是不同的，導致噴嘴調節方式對汽輪機調節級葉片強度的影響也是不同的。該文通過對典型600MW級別機組和典型300MW級別機組的噴嘴組布置圖進行調研，分析了噴嘴調節方式對機組調節級葉片強度的影響。指出了目前噴嘴調試方式下配汽規律設計存在的問題，并給出了相應的經濟性解決建議方案。這對保證我國占主流的300MW級別和600MW級別機組的安全高效運行具有一定的借鑒意義。

關鍵詞：300MW 600MW 汽輪機 噴嘴調節 葉片強度

中圖分類號：V23 文獻標識碼：A 文章編號：1674-098X（2015）09（c）-0103-03

目前，電網調峰存在的壓力越來越大，壓力不僅來自于不斷增大的電網峰谷差，而且也來自于越來越大比例接入電網的風電等新能源電力[1]。因此，為了滿足電網的安全高效運行，許多大功率機組（包括供熱機組）不得不在噴嘴調節方式下進行快速深度變負荷運行[2]。目前，對于噴嘴配汽規律的研究大多都集中于順序閥的安全投運方面，解決配汽規律設計不合理給機組低負荷運行帶來的經濟性及安全性問題。閥門組合開啟規律不合理是機組實際低荷運行時面臨的巨大挑戰之一，對機組會產生安全性隱患，如瓦溫高、振動大、閥體激振、閥門擺動、閥體脫落等[3-5]。同時，對機組的在經濟性問題也會有影響，如無法正常投入順序閥、重疊度不合理、開啟組合不合理等[6-8]。最后，還會對機組的控制特性產生影響，如流量特性線性度差會影響“電網兩個細則”考核[9-10]。實際研究表明，如果噴嘴調節方式設計不合理對機組調節級葉片強度的也會產生影響。文獻[11]指出首先對汽輪機在不同配汽方式下調節級后溫度變化情況進行了分析，然后計算了不同配汽方式下汽輪機調節級后轉子的溫度場和應力場。最后給出了汽輪機由節流配汽改為噴嘴配汽方式后的變負荷速度確定方法。由于汽輪機變工況計算是汽輪機問題研究的基礎，因此，許多研究者也將研究側重點轉移至變工況計算方面[12-13]。然而，由于高調門噴嘴組布置差異性所帶來的噴嘴配汽規律設計方法的調整等問題，目前還沒有相關文獻能夠給出詳細分析及計算。

然而，在我國北方運行著大量的調峰調頻機組，其中占主流的為300MW級別和600MW級別機組；這些機組往往需要進行大范圍的深度變負荷運行，此類機組在低負荷工況下運行的狀況較多。因此，該文通過對典型600MW級別機組和典型300MW級別機組的噴嘴組布置圖進行調研，分析了噴嘴調節方式對機組調節級葉片強度的影響。指出了目前噴嘴調試方式下配汽規律設計存在的問題，并給出了相應的經濟性解決建議方案。這對保證我國占主流的300MW級別和600MW級別機組的安全高效運行具有一定的借鑒意義。

1 汽輪機調節方式概述

汽輪機調節方式從結構上看包括噴嘴調節、節流調節，從運行方式上看包括定壓調節和滑壓調節。節流調節即所有進入汽輪機的蒸汽都經過一個或幾個同時啟閉的調節閥，然后進入第一級噴嘴。節流調節的特點：（1）節流調節的結構較簡單、制造成本低；（2）工況變動時，各級焓降（除最末級外）變化不大，故各級前的溫度變化很小，從而減小了由溫度變化而引起的熱變形與熱應力，提高了機組的運行可靠性和機動性；（3）在部分負荷下由于節流損失，機組經濟性下降。因此，節流調節一般用在小機組以及承擔基本負荷的大型機組上。然而，工況變動時，調節級汽室溫度變化大，從而增加了由溫度變化而引起的熱變形與熱應力，限制了機組的運行可靠性和機動性。對于調節級葉片來講，汽輪機在工作過程中，動葉片承受著最大的靜應力及交變應力，靜應力主要是轉子旋轉時作用在葉片上的離心力所引起的拉應力。此外，由于蒸汽流的壓力作用還產生彎曲應力和扭力，葉片受激振力的作用會產生強迫振動；當強迫振動的頻率與葉片自振頻率相同時即引起共振，振幅進一步加大，交變應力急劇增加，最終導至疲勞斷裂。因此，機組變工況運行需要進行強度校核。強度核算一般包括零件應力計算、零件材料及其許用應力的選取和零件應力安全性的校核。

2 典型600MW級別機組噴嘴配汽分析

由于噴嘴調節在部分負荷下的效率高于節流調節，因此，噴嘴調節的應用在大容量機組和背壓機組。相對節流配汽來講，汽輪機在噴嘴配汽方式下進行變負荷過程中，汽輪機調節級后的溫度變化量增大，導致調節級后轉子的溫度梯度及熱應力最大，成為整個轉子的最危險部位，這極大影響機組運行的安全性和負荷變化速度。對于600MW級別機組來講，高調門一般都配置4組噴嘴組。因此，同參數600MW機組的調節后焓降差異性主要來自于高調門對應噴嘴組數目的差異性。以目前參數較高的典型600MW級別超臨界機組為例，上汽廠的超臨界NK600-24.2/566/566型和NK660-24.2/566/566型汽輪機雖然都配備4高調門噴嘴組；如圖1-圖3所示，機組高壓部分有4個調節閥，但所對應4組噴嘴組數目是不同的。如圖4所示，而哈汽廠超臨界N660型汽輪機4高調門噴嘴組布置圖差異性更大。因此，在機組部分進汽時，尤其是兩閥點和三閥點，調節級葉片后的溫度變化差異性也更大。當機組以對應較小數目噴嘴組的兩個調門最先開啟時，機組部分進汽面積小、調節級后焓降大，這與最先開啟的兩個高調門是對應噴嘴組數目最大的進汽策略對調節級葉片強度的影響是不同的。

3 典型300MW級別機組噴嘴配汽分析

在我國北方運行著大量的供熱機組，其中占主流的為亞臨界300MW級別機組，然而，這些機組往往在非供熱期甚至是供熱期也需要進行大范圍的深度變負荷運行。因此，噴嘴配汽方式下的調節級葉片強度的安全性也極為重要。對于典型亞臨界300 MW機組來講，不僅高調門噴嘴組布置圖的噴嘴數目具有差異性，而且在高調門數目上也具備差異性。如圖5和圖6所示，為上汽廠和哈汽廠都常用的2種典型亞臨界300 MW機組。如圖5所示，機組高壓部分有4個調節閥，對應4組噴嘴；一般，機組的高調門對應噴嘴組的數目是有差異性的。如圖5所示，機組高壓部分有6個調節閥，對應6組噴嘴，其中，6組噴嘴對應的汽道數目是相同的。由于機組采用噴嘴配汽（部分進汽）時的進汽順序原設計方案為#1+#2→#4→#5→#6→#3。因此，當機組改變進汽策略時，就需要考慮機組噴嘴配汽規律隊調節級葉片強度的影響。以目前典型對角進汽方式為例，直接將機組的配汽方式改為#1+#6→#2→#3→#4→#5，對然局部進汽時的調節級配汽不平衡氣流力會變小，機組軸系穩定性會得到明顯改善；但是，調節后的焓降程度是不同的，對葉片強度的影響也是不同的。但如果改成將將機組的配汽方式改為#1+#6→#2+#3→#4+#5，雖然降低了機組的部分進汽時的經濟性，但對機組的軸系安全性和葉片強度安全性是極為有利的。

4 針對葉片強度的噴嘴配汽優化設計建議

汽輪機葉片尤其是調節級葉片所處的工況條件及環境極為惡劣，主要表現在應力狀態、工作溫度、環境介質等方面。針對上述典型600 MW級別機組和典型300MW級別機組由于噴嘴組布置差異性帶來的噴嘴配汽規律設計問題，可以從以下兩方面做進一步的完善，防止由此給汽輪機的安全穩定運行帶來隱患。第一，針對噴嘴組數目差異性較大的機組，機組噴嘴配汽規律的設計應該首先，考慮開啟噴嘴數目較多的調節閥，這樣不但可以增大進汽面積，還可以提高機組在第三個調節閥開啟時的運行內效率；第二，對于六調門噴嘴組機組，在考慮機組軸系穩定性的同時，也要考慮對角進汽方式對葉片產生的二次沖刷問題，通過三對角進汽方式來增大低負荷區域的調節級部分進汽弧度，提高機組調節葉片強度的安全問題。

5 結論及展望

目前，越來越多的大功率汽輪機不得不在采用噴嘴調節方式下進行快速深度變負荷運行。然而，由于不同類型機組的高調門噴嘴布置是不同的，導致噴嘴調節方式對汽輪機調節級葉片強度的影響也是不同的。該文通過對典型600MW級別機組和典型300MW級別機組的噴嘴組布置圖進行調研，分析了噴嘴調節方式對機組調節級葉片強度的影響。指出了目前噴嘴調試方式下配汽規律設計存在的問題，并給出了相應的經濟性解決建議方案。這對保證我國占主流的300 MW級別和600 MW級別機組的安全高效運行具有一定的借鑒意義。

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