300MW純凝機組供熱改造后低壓缸差脹大原因分析和處理

廖攀魏麗蓉

（1.廣西桂能科技發展有限公司 廣西南寧 530007 2.廣西電力職業技術學院 廣西南寧 530007）

300MW純凝機組供熱改造后低壓缸差脹大原因分析和處理

廖攀1魏麗蓉2

（1.廣西桂能科技發展有限公司 廣西南寧 530007 2.廣西電力職業技術學院 廣西南寧 530007）

某電廠300MW純凝機組供熱改造后在低負荷運行時供汽采用中壓缸排汽。運行中發現此工況下低壓缸差脹增大明顯，最高達8.7mm，接近機組跳機值，嚴重影響生產安全。本文從實際數據出發通過理論分析研究造成差脹增大的原因，提出相應解決方案，并比較各方案的優劣，供改造機組選取，為以后電源項目供熱改造提供相應的經驗。

供熱改造；低壓缸差脹；低負荷運行；純凝機組

1 簡介

由現役電廠供熱改造不僅能對工礦企業集中供熱、關停分散小熱電，同時也能充分利用電源企業的潛力，降低熱耗率提高企業利潤。但對于電源企業，供熱改造后可能引起一系列參數變化，造成機組某些運行情況的改變。某電廠兩臺東汽N300-16.7/538/538-9純凝機組在2013年供熱改造后，低負荷運行時均存在低壓缸差脹增大的情況。其機組基本情況如下：

機組的通流部分：高壓1個調節級，8個壓力級；中壓7個壓力級；低壓2×5個壓力級。

機組的汽缸結構情況：高中壓缸為合缸結構，高壓通流和中壓通流采用反向合缸布置。新蒸汽通過高壓9級做功后去鍋爐再熱器。再熱蒸汽通過中壓7級做功后的蒸汽經一根連通管進入雙分流5級的低壓缸，做功后的乏汽排入凝汽器。低壓缸為分流式三層缸焊接結構。

機組滑銷系統：機組有兩個絕對死點，分設在2#軸承中心線及低壓進汽中心附近；轉子相對死點設在中低壓軸承箱內推力軸承處。汽輪機運行時高中壓缸以中低壓軸承箱為死點向機頭方向膨脹；低壓缸以死點為基準沿軸線分別向機頭和機尾兩個方向膨脹，轉子以相對死點向前后膨脹。

2 設計試驗項目

以其中一臺機組為模型進行如下試驗，分析低壓缸差脹偏大的原因：

（1）原始差脹：調整并保持機組負荷不變，機組主汽壓力和溫度、再熱蒸汽壓力和溫度、排汽壓力為設計值，中低壓聯通管供汽蝶閥全開。

（2）在低負荷時采用中低壓聯通管供熱：保持機組負荷不變，機組主汽壓力和溫度、再熱蒸汽壓力和溫度、排汽壓力為設計值，調整供汽壓力0.8MPa左右，供汽流量50t/h左右，這時根據數據分析造成低壓缸差脹增大的可能原因。

（3）提高低壓缸排汽溫度：保持機組負荷W不變，機組主汽壓力和溫度、再熱蒸汽壓力和溫度為設計值，中低壓聯通管供汽蝶閥部分關閉調整供汽壓力0.8MPa左右，供汽流量50t/h左右，調整凝汽器真空使低壓缸排汽溫度升高。

（4）降低再熱蒸汽溫度：保持機組負荷不變，機組主汽壓力和溫度、再熱蒸汽壓力、排汽壓力為設計值，中低壓聯通管供汽蝶閥部分關閉調整供汽壓力0.8MPa左右，供汽流量50t/h左右，降低再熱蒸汽溫度。

（5）調整供汽壓力：保持機組負荷不變，機組主汽壓力和溫度、再熱蒸汽壓力和溫度，維持供汽流量50t/h左右，調整中低壓聯通管供汽蝶閥開度進而調整供汽壓力至熱用戶對供熱參數最低要求。

3 差脹原因分析及解決方案

（1）試驗機組在同負荷未投抽汽和投中壓缸排汽抽汽供熱的數據對比如表1。

表1

由表1可以看出在機組參數保持基本不變時，通過將中壓缸排汽壓力提高至0.8MPa，對外供汽51t/h。中壓缸排汽壓力的提升直接導致中壓缸絕熱焓降和有效焓降的減少，造成中壓缸排汽溫度由318℃上升至360℃。中排溫度的上升導致低壓缸進汽溫度的增加，使低壓轉子被加熱進而熱膨脹導致低壓缸差脹增加。

當低壓缸進汽溫度上升時，低壓缸進汽導流環段對應轉子部分將被直接加熱；進入低壓缸的動靜葉片后蒸汽由于內能轉化為動能對外做功，蒸汽溫度下降對轉子加熱作用減少。低壓缸進汽導流環段對應轉子長度約為400mm；單側第一級動葉至末級動葉對應轉子長度約1400mm；低壓轉子材料在此溫度下的線膨脹系數約為11.3×10-6/℃；由于中壓缸進汽溫度提升42℃，根據經驗取其對應轉子溫升為40℃，在第一級動葉至末級動葉對應轉子的平均溫升為15℃，因此根據文獻[2]可以估計算得轉子膨脹量為：

低壓缸內缸的膨脹量主要取決于低壓缸排汽溫度，因此低壓缸膨脹量基本不變。

當低壓轉子受熱膨脹時其將以中低壓軸承箱內推力軸承處的相對死點向低壓缸側膨脹，而低壓缸以低壓進汽中心附近基準沿軸線分別向機頭和機尾兩個方向膨脹。由計算可以看出低壓缸進汽的溫度增加42℃對低壓缸差脹量影響約為0.66mm，而顯示實測低壓缸差脹增加了0.7mm，計算與實測數據基本相同。同時由文獻[3]可查在50%THA工況時低壓缸進汽壓力為0.38MPa，低壓缸進汽流量338.9t/h，低壓缸的進汽壓力小于實際運行供熱抽汽工況時的低壓缸進汽壓力（0.49MPa），可排除低壓缸末級葉片鼓風造成差脹增加的可能。低壓缸差脹的增加主要原因是低壓缸進汽溫度的提高造成的。

（2）針對低壓缸差脹增加的主要原因可采取以下方法緩解：

①降低真空提高低壓缸排汽溫度，使低壓缸的缸脹增加從而減少低壓缸差脹。

②降低再熱蒸汽溫度，進而降低低壓轉子膨脹增加量。

③降低中低壓連通管的供汽壓力至熱用戶要求的下限0.7MPa，增加中壓缸絕熱焓降和有效焓降從而達到緩解低壓缸差脹偏大的目的。

④在低負荷進行供熱時，汽源由中低壓聯通管供汽改為高排汽供汽。

（3）降低低壓缸排汽溫度方法試驗記錄如表2。

由數據可知通過增加低壓缸排汽溫度的方法能有效的緩解低壓缸差脹大的影響，當排汽溫度增加4.9℃時，差脹下降0.23mm。由于低壓內缸壁厚相對較薄、與蒸汽接觸換熱面積大，當改變低壓缸排汽溫度時低壓缸受熱膨脹反應迅速，差脹偏大的現象緩解迅速。但通過這種方法緩解低壓缸差脹也會造成以下影響：

①隨著時間的推移，在低壓缸末級葉片出口后的轉子也會由于排汽溫度的上升而被加熱膨脹，這時差脹減小的效果會被減弱。

表2

②低壓缸排汽溫度升高會直接導致機組熱耗率增加。

③機組振動增加。

（4）降低3號機組的再熱蒸汽溫度方法試驗記錄如表3。

表3

通過降低再熱蒸汽溫度能直接降低中壓缸排汽溫度從而緩解低壓缸差脹。低壓轉子相對較大換熱較慢，因此在降低再熱蒸汽溫度時對低壓缸差脹的影響不如提高排汽溫度反應快，但是這種方法基本不會對低壓轉子的振動產生影響。但同樣導致機組實際運行的熱耗率增加。

（5）降低中低壓連通管的供汽壓力至熱用戶要求的下限0.7MPa，通過降低中排壓力，增加中壓缸絕熱焓降和有效焓降從而達到緩解低壓缸差脹增加的目的。但是由于熱用戶對供汽壓力的要求調整程度有限。

（6）可在低負荷進行供熱時由中低壓聯通管供汽改為高壓缸排汽供汽。在低負荷時將汽源改為高排供汽，通過減壓后滿足熱用戶0.8MPa的壓力要求。但供汽其經濟性比較暫時沒有結論。

4 結論

經過以上計算和分析可以看出此發電機組低壓缸差脹的增加主要原因是由低壓缸進汽溫度提高造成的。

根據現在的設備和現場條件可行的緩解方法有：

（1）提高凝汽器壓力。

（2）降低再熱蒸汽。

（3）將供汽壓力降低至熱用戶要求的下限值。

（4）在低負荷進行供熱時汽源改為高壓缸排汽供汽。

上述方法中第1條和第2條對機組的經濟性有一定影響，第3條方法調整范圍有限，第4條需要進行進一步的研究以確定在不同負荷、不同供汽流量下的兩種供汽方式的經濟性。

[1]《東汽N300-16.7/538/538型汽輪機結構設計說明書》.

[2]徐鴻，張保衡.汽輪機轉子軸向膨脹計算方法的探究[J].中國機電工程學報，1989，4.

[3]《東汽N300-16.7/538/538-9型汽輪機熱力特性書》.

TK267

A

1004-7344（2016）14-0082-02

2016-5-3

廖攀（1985-），男，工程師，本科，從事電力工程工作。

魏麗蓉（1977-），女，高級工程師，本科，從事教師工作。