純凝機組高排抽汽供熱安全性分析及對策

陳海鑫

（浙江浙能鎮海發電有限責任公司，浙江寧波315208）

純凝機組高排抽汽供熱安全性分析及對策

陳海鑫

（浙江浙能鎮海發電有限責任公司，浙江寧波315208）

為了滿足供熱用戶的需要，某發電公司3—6號純凝機組進行供熱改造，在高壓缸排汽處抽汽供熱。分析了改造中可能出現的問題，如低壓末級鼓風摩擦導致排汽溫度上升，軸向推力由正變負，抽汽點前隔板、動葉片應力超限等。針對這些問題，進行認真分析，提出相應對策，以確保機組的安全運行。

純凝機組；抽汽供熱；軸向推力；應力超限

0 引言

隨著高參數、大容量機組在火電機組中所占比例越來越大，低功率、高煤耗的凝汽機組有被淘汰的趨勢。在熱用戶比較集中的地區，將中小型凝汽機組改造成供熱機組，既能提高能源利用率又能保護環境，是發電企業節能減排的一項重要手段[1]。

某發電公司3—6號機由北京北重電機廠生產，型號為N200-12.75/535/535，超高壓一次中間再熱、單軸、三缸三排汽凝汽式汽輪發電機組，后經過高、低壓缸通流部分改造，增容至215 MW。對4臺機組進行供熱改造，改造后可實現400 t/h的供熱能力，為了滿足不同用戶對于蒸汽參數的要求，采用集汽集箱集中供汽方案，由A與B集汽集箱分別對外供汽，A集汽集箱對外供汽壓力為1.7～2.0 MPa，溫度280～300℃，供汽量250 t/h；B集汽集箱對外供汽壓力為1.8～2.2 MPa，溫度300～320℃，供汽量150 t/h。

純凝機組高排抽汽供熱后會對機組的正常運行產生一定安全影響，比如抽汽導致中、低壓缸進汽量減少，低壓末級鼓風摩擦有可能會導致排汽溫度急劇上升；抽汽后會使機組的軸向推力往負方向變化，影響機組的穩定運行；抽汽點前隔板、動葉片因為前后壓差的變化，對其強度需重新分析[2]。

1 低壓末級鼓風問題

高排抽汽后，減少了中、低壓缸進汽流量，應防止中、低壓缸流量小于最小冷卻流量，即對應一個抽汽量有一個容許的最小運行負荷，小于這個負荷再抽走一定量的蒸汽供熱，中、低壓缸蒸汽流量將小于最小冷卻流量，進入中、低壓缸的蒸汽不足以帶走鼓風摩擦產生的熱量。低壓缸末級葉片長度較長，這個現象尤其明顯，可能會導致排汽溫度急劇上升，嚴重影響機組的安全穩定運行。

由制造廠提供的熱平衡圖可知，中、低壓缸最小排汽流量能保證在220～230 t/h，就能帶走鼓風摩擦產生的熱量，不會引起排汽溫度的上升。查詢歷史運行數據，抽汽100 t/h時，進汽量為390 t/h，對應的最小負荷為98 MW；抽汽150 t/h時，進汽量為440 t/h，對應的最小負荷為102 MW，只要運行負荷大于最小負荷就是安全的。

2 機組軸向推力問題

2.1 軸向推力的計算方法

汽輪機的軸向推力是由蒸汽的壓力差作用在葉片、葉輪、平衡活塞和軸封套等處而產生的，所以當汽輪機的蒸汽流量改變時，前后的壓差都有所變化，從而引起軸向推力的變化。高排抽汽供熱后，會減少汽輪機的正軸向推力，總的軸向推力有負向增大的趨勢。為保持機組動靜之間相對位置的穩定運行，正常運行時，應在正推力瓦工作，并承受一定的正軸向推力，按高壓缸排汽（簡稱高排）抽汽最大至150 t/h蒸汽考慮，對機組軸向推力進行分析。

在機組按三維氣動設計通流部分現代化改造前，按較為保守的方法計算，得到的動葉根部反動度與實際流動偏差較大。由此計算，200 MW汽輪機在進汽670 t/h蒸汽，高排不抽汽工況下，最大軸向推力為13.5 t。汽輪機通流部分現代化改造后，在215 MW負荷實際運行時出現推力比計算值有較大幅度下降的現象，運行時推力瓦溫度明顯下降，因此有的機組為了防止軸向推力偏小而采取堵中壓平衡孔的措施[3]。分析認為，在機組按三維氣動設計通流部分現代化改造后，軸向推力計算時，它的動葉根部反動度按三維氣動計算給定值進行計算更為合理，如此，汽輪機在215 MW負荷下運行，同樣進汽670 t/h蒸汽，高排不抽汽工況下，最大軸向推力僅為7 t左右。

215 MW負荷，汽輪機高排處不抽汽，純凝工況運行時，潤滑油溫在40℃左右時，推力軸承的情況是：6號機，主蒸汽流量650 t/h，負荷215 MW，軸向位移0.315 mm（取A、B 2點平均值），正推力瓦平均溫度61.32℃，副推力瓦平均溫度51.04℃。5號機，主蒸汽流量635 t/h，負荷216 MW，軸向位移0.24 mm，正推力瓦平均溫度63.76℃，副推力瓦平均溫度49.92℃。

從以上數據可以看出，軸向位移很小，正推力瓦平均溫度都高于副推力瓦平均溫度，但差值不大。說明都處于正推力瓦工作，但推力不大，說明上述第二種方法的計算結果是比較符合實際情況的。

用第二種方法對汽輪機在不同進汽量下對應不同抽汽工況進行推力計算，計算結果見表1。

表1 幾種進汽抽汽工況下的軸向推力

2.2 機組最大供熱能力試驗

對機組進行最大供熱能力試驗，分別在200 MW供熱、180 MW供熱、140 MW供熱、215 MW純凝4種工況下進行，供熱最大流量達到150 t/h，試驗數據如表2所示。

表2 不同工況下最大供熱能力試驗

由試驗結果可知，負荷從215 MW純凝工況到140 MW供熱抽汽150 t/h工況時，機組的軸向推力明顯減少，軸向位移從0.27 mm到0.06 mm（變化量為0.21 mm），工作面推力瓦溫度從58.5℃降至50.1℃，非工作面推力瓦溫度從46.1℃升至54℃（潤滑油溫略有不同），從推力瓦溫度和軸向位移的變化看，轉子向非工作面移動。根據廠家提供的資料，軸向位移最大的變化量不應超過0.15 mm，在140 MW供熱抽汽150 t/h工況時軸向位移的變化量已經超出廠家的規定。

2.3 保證有正軸向推力的方法

由計算所得的軸向推力可知，在最大進汽量670 t/h情況下，高排抽汽100 t/h時的推力為1.381 t，隨著進汽量的減少，正方向的軸向推力相應減少，當進汽量小于520 t/h時就變成負的軸向推力。當高排抽汽120 t/h或更多時，不管進汽量多少，都是負軸向推力工況，而當高排抽150 t/h時，即使在最大進汽量670 t/h情況下，軸向推力都已達到-1.758 t。因此，為滿足150 t/h的最大抽汽量，一定要加大機組的正軸向推力，保證既在抽汽供熱工況下不出現負軸向推力，又保證在純凝工況下，不超出推力軸承的承受能力。

為了保證有一個合適的正軸向推力，經過分析比較后采取在中壓葉輪上堵平衡孔的辦法，對第14-18級進行堵平衡孔，堵平衡孔后，在進汽量670 t/h情況下，純凝工況運行能增加5.5 t正向推力，即總推力為12.5 t左右，根據資料機組在純凝工況下運行是安全的。

表1中的數值是在不堵平衡孔情況下計算的，在最大進汽量670 t/h，高排抽汽150 t/h時，推力降為-1.758 t，也就是說高排抽150 t/h蒸汽后，軸向推力向負方向變化了8.758 t。堵平衡孔后，從進汽量670 t/h純凝工況到供熱抽汽150 t/h，軸向推力同樣向負方向變化8.758 t，根據以上分析，堵平衡孔后高排抽汽150 t/h，正軸向推力約為3.742 t，機組能在制造廠規定的安全范圍內運行。

由于機組進汽量減少會導致正軸向推力下降，按堵中壓缸第14-18級平衡孔計算一個正軸向推力最小的極端工況，其條件是：高排按最大抽汽量150 t/h；該抽汽量對應的最小安全負荷102 MW機組進汽量440 t/h；高排壓力為1.9 MPa（滿足熱用戶對抽汽壓力的要求）。該工況軸向推力的計算結果是0.866 t，這是正軸向推力最小的極端工況，其他所有高排抽汽工況的正軸向推力都要大于0.866 t。

3 抽汽點前隔板、動葉片強度問題

高排抽汽后，對抽汽口前附近的隔板和葉片增加壓差，使隔板撓度和應力增加、動葉片彎應力增加，所以要考慮抽汽后隔板和動葉片的強度問題[4]。

高排抽汽后，汽輪機高、中、低壓通流部分強度最薄弱的是高壓缸末級葉片，此處的彎曲應力最易超限。根據廠家計算，高排抽汽100 t/h是安全的，在不采取任何措施、機組最大進汽670 t/h的情況下，高排抽汽150 t/h。查熱平衡圖可知，高排抽汽壓力為1.975 MPa，高排末級葉片彎曲應力已超限，不能保證其安全運行。如此必須在抽汽口下游的高排管道上加裝蝶閥，通過關小蝶閥開度來提高高排末級后壓力，縮小前后壓差，降低高排末級葉片的彎曲應力。

對不同進汽量情況下，不同抽汽工況進行強度指標計算，見表3—6。

表3 抽汽100 t/h時高壓末級強度校核用數據

表4 抽汽120 t/h時高壓末級強度校核用數據

表5 抽汽140 t/h時高壓末級強度校核用數據

強度表格中各工況都是允許的，但不都是強度允許的極限工況。因為在570 t/h進汽量下，抽汽150 t/h以內的工況都不需要蝶閥憋壓；在670t/h進汽量工況下，當抽汽量大于100 t/h時需要憋壓，小于等于100 t/h時不需要憋壓；在620 t/h進汽量工況下，當抽汽量大于120 t/h時需要憋壓，小于等于120 t/h時不需要憋壓。

按強度表格中各工況對應不同進汽量下的最低高排壓力繪制高排末級葉片保護曲線，如圖1所示。以后抽汽運行時，不管抽汽量多少，只要保持高排壓力不低于從曲線上按不同進汽量下查出的高排壓力就是安全的。

表6 抽汽150 t/h時高壓末級強度校核用數據

4 結論

純凝機組高排抽汽供熱會對機組的安全運行產生一定的影響，改造后的機組實際生產運行時要注意以下幾點：

（1）為了防止低壓末級鼓風摩擦導致排汽溫度急劇上升，對應某一抽汽量時，機組運行不能低于該抽汽量對應的最小負荷。

（2）機組高排抽汽供熱后機組正軸向推力減少，甚至會形成負軸向推力，而制造廠規定必須在正軸向推力情況下才能正常運行。可以采用中壓葉輪堵平衡孔的辦法來保證機組在抽汽供熱后軸向推力維持在安全范圍內。

圖1 高排末級葉片保護曲線

（3）高排抽汽后高壓缸末級葉片處的彎曲應力容易超限，為此繪制高排末級葉片保護曲線。運行時只要按照曲線要求保持高排壓力不低于允許最小值就是安全的。

[1]胡劍琛.恒運電廠5號機組抽汽供熱改造[J].廣東電力，2002，15（4）∶66-75.

[2]張正軍，成建國.準電純凝汽式機組改造為冷凝、抽汽兩用式汽輪機組的可行性探討[J].電力學報，2009，24（4）∶311-318.

[3]楊圣春.凝汽發電機組的供熱改造方法研究[J].電力學報，2011，26（4）∶357-360.

[4]翦天聰.汽輪機原理[M].北京：水利水電出版社，1992.

[5]陳小慶，孫永平.600 MW機組抽汽供熱的影響評估與方案選取[J].浙江電力，2009，28（4）∶1-8.

（本文編輯：陸瑩）

Analysis and Countermeasure for Safety of Extraction Heating from HP Cylinder Exhaust of Condensing Power Units

CHEN Haixin
（Zhejiang Zheneng Zhenhai Power Generation Co.，Ltd.，Ningbo Zhejiang 315208，China）

To meet the demands of heat consumers，the 3-6 condensing power units of a power generation company implements heating transformation.The steam used for heating is drawn from HP cylinder exhaust. Potential problems in the transformation such as temperature rise due to windage in the last stage of low-pressure cylinder，axial thrust change from positive to negative and the overstressing of exhaust front plate and moving blades.The paper analyzes these problems and puts forward countermeasures to ensure the safe operation of the units.

condensing power unit；extraction heating；axial thrust；overstressing

TK267

B

1007-1881（2017）01-0035-04

2016-09-29

陳海鑫（1964），男，工程師，從事汽輪機檢修及管理工作。