350 MW機組低壓缸零出力運行應用研究

曲大雷，回世成 ，李 贏，朱春燕

（1.遼寧東方發電有限公司，遼寧 撫順 113007；2.國家電投東北電力有限公司，遼寧 沈陽 110000；3.國網遼寧電力有限公司撫順供電公司，遼寧 撫順 113007）

0 引言

近年來，我國風電和光伏裝機規模迅猛增長，電力系統調節能力難以完全適應新能源大規模發展和消納的要求，部分地區出現了較為嚴重的棄風、棄光和棄水問題。2015 年，全年棄風電量高達 339 億 kWh[1]，“三北”部分地區棄風和棄光率超過20%。2016年11月國家能源局東北能源監管局下發 《東北電力輔助服務市場運營規則（試行）》后[2]，因機組不能實現熱電解耦運行，在保證供熱參數的情況下，無法滿足電網深度調峰的要求，2016—2017年供暖期承擔了近千萬元深度調峰補償費用的分攤。如果參與深度調峰，將根據調峰深度不同，獲取一定的補償收益[3]。因此，經多方考察、論證，最終選擇可滿足發電和供熱效益最大化、投資最少、靈活性最明顯的低壓缸零出力運行靈活性改造。

1 機組概況

某發電公司共有2臺350 MW燃煤機組，均采用亞臨界、一次中間再熱、自然循環、燃煤汽包鍋爐，汽輪機為以300 MW汽輪機機組為基礎改進生產的350MW亞臨界、凝汽式汽輪機，主要設備參數見表1。2臺機組于2013年改為中低壓聯通管打孔抽汽供熱機組，1號機組最大抽汽量為375t／h，2號機組最大抽汽量為350t／h。設計可供采暖面積為1005萬m2，現有供熱面積為700萬m2左右，2016～2017年的實際供熱數據見表2。

表1 主要設計參數

為響應國家火電靈活性改造政策要求，提高機組供熱期深度調峰能力，增強機組在電力輔助服務調峰市場的競爭力和盈利能力，對1號機組進行低壓缸零出力供熱改造[4]。

2 低壓缸零出力供熱改造方案

提升供熱機組靈活性的低壓缸零出力技術在低壓缸高真空運行條件下，采用可完全密封的液壓蝶閥切除低壓缸原進汽管道進汽，通過新增旁路管道通入少量的冷卻蒸汽，用于帶走低壓缸零出力后低壓轉子轉動產生的鼓風熱量，此時機組處于高背壓供熱狀態。

2.1 低壓末級和次末級葉片校核

汽輪機運行過程中，隨著級內容積流量的減小，低壓缸末兩級葉片構成的級內流動狀態會發生較大變化，主要表現為產生進汽負功角，在葉片壓力面上形成流動分離，在葉根處的脫流、葉片動應力增加、鼓風、水蝕加劇等現象。這些變化不僅直接影響機組的運行效率，還可能誘發葉片顫振，并導致水蝕加劇，威脅機組安全運行。低壓缸末兩級葉片內渦流發展隨容積流量減小的變化趨勢見圖1。

圖1 低壓缸末級葉片內流動狀態變化

表2 2016～2017年實際供熱數據（雙機運行）

一般把動葉根部開始出現脫流及其后容積流量更小的工況稱為級的小容積流量工況。汽輪機級的容積流量大幅度減小時，動葉進口相對速度減小，甚至為負值，造成動葉做負功，產生鼓風現象，引起低壓缸過熱，排汽缸變形等危及汽輪機安全的問題出現。鼓風熱量可由低壓缸冷卻蒸汽和噴水減溫解決，水蝕問題可通過業內成熟的葉片噴涂技術得到預控。

當相對容積流量達到一定值時，葉片振動應力開始迅速增加，之后達到最大值，進一步減小容積流量，振動應力逐漸減小，振動應力與相對容積流量呈非單調變化關系。某葉片動應力與相對容積流量的關系見圖2。

從圖2可以看出，容積流量只是在一定值時，才會引起振動應力產生，因此通過核算，葉片實際動強度是否大于低壓缸容積流量變化至某一定值時產生的應力，并在低壓缸零出力運行操作時迅速避開此區域，即低壓缸零出力供熱運行時可能存在的葉片鼓風、顫振、水蝕加劇等問題是可控的[5]。

2.2 改造施工

低壓缸零出力運行的主要操作就是導管蝶閥的關閉和開啟過程，因此選擇安全可靠、動作靈活、響應迅速、密封嚴密的蝶閥為本次改造施工階段的重中之重。

由于隨著級內容積流量逐漸減小，葉片將產生鼓風現象，新增冷卻蒸汽系統用于導管蝶閥關閉后帶走鼓風熱量。冷卻蒸汽系統應設計調節閥，調節蒸汽流量既能滿足帶走鼓風熱量又能避開危險容積流量。

低壓缸內部新增監視測點是為了監視低壓缸產生鼓風等影響機組安全運行的狀況，以便采取有效措施，保證機組安全運行。

低壓缸零出力運行時，導管蝶閥關閉對應的所有閉鎖控制邏輯、供熱低負荷投入保護邏輯等將在機組低壓缸零出力運行時發生改變。因此梳理與低壓缸零出力相沖突的熱工邏輯，做出相應的修改或者取消，保證低壓缸退出或投入運行時，各項參數正常可控。

為防止電網調度考核，根據低壓缸零出力運行后機組電—熱負荷特性，優化調整機組AGC負荷響應控制邏輯，確保改造后機組能夠適應電網調度要求[6]。

3 改造后機組靈活性分析

根據機組的熱平衡設計圖，對汽輪機純凝工況最小發電功率、不同鍋爐負荷下汽輪機最大供熱抽汽能力進行了核算，汽輪機設計廠家規定低壓缸最小進汽流量為180 t／h。低壓缸零出力運行改造后，由中壓缸排汽引入低壓缸約20 t／h蒸汽，用于防止低壓缸末兩級葉片出現鼓風損失從而引起葉片超溫以及應力超限等問題。通過核算，同等鍋爐負荷下，改造前后采暖抽汽流量可增加185 t／h，發電煤耗率降低60 g／kWh以上，供熱量可增加144 MW，發電熱耗率降低3 310 kJ／kWh以上，如表3所示。

根據低壓缸零出力運行試驗結果，當對外供熱負荷為288 MW時，鍋爐最小出力工況對應的發電功率為200.32 MW；鍋爐額定出力工況對應的發電功率為248.77 MW；低壓缸零出力工況對應的發電功率為110.81 MW。即對外供熱負荷不變的前提下，低壓缸零出力運行可降低發電功率約90 MW，大大提高了調峰能力，如表4所示。

表3 對機組供熱能力和供熱經濟性的影響

表4 對機組調峰能力的影響

4 改造對機組安全影響

低壓缸零出力運行成功后，提出了國內機組深度調峰和熱電解耦的新思路。在投資少，施工量小，節能降耗明顯，提升供熱能力大，深度調峰能力強，增減負荷響應迅速等優點的吸引下，更為關注低壓缸零出力運行對低壓末級葉片和其他設備的安全影響。

機組低壓缸零出力運行時，某一工況，主蒸汽流量保持在500 t／h左右，電負荷為80 MW，供熱流量為320 t／h左右，首站加熱器出口水溫為100℃左右。低壓缸冷卻蒸汽流量為20 t／h。中壓缸排氣壓力為0.45MPa，排汽溫度為38℃。低壓缸差賬上漲2mm左右，串軸正方向串動0.1mm。低壓缸零出力運行前后軸瓦溫度變化如表5所示，軸瓦振動變化如表6所示。

表5 低壓缸零出力運行前后軸瓦溫度變化 ℃

該機組2017—2018年供暖期低壓缸零出力運行約450 h，解體后，發現低壓缸內部無異常，末級葉片較低壓缸零出力運行前無明顯變化，如圖3所示。

表6 低壓缸零出力運行前后軸瓦振動變化 μm

圖3 低壓缸末級葉片

4 結語

在當前火電機組靈活性改造的大背景下，作為供熱機組靈活性運行手段之一，低壓缸零出力供熱技術能夠一定程度弱化供熱機組熱電耦合特性，在保證供熱的基礎上，降低機組發電功率。經過調試和各個工況運行試驗后，按操作規程低壓缸投切操作簡便，可滿足供暖期間電網深度調峰和頂尖峰的靈活性要求。項目施工工期經過優化調整可降低至18 d以內，投資小，見效快。該機組改造前最大抽汽量為462 t／h，改造后機組最大抽汽流量為648 t／h，2017—2018年供暖期450 h的低壓缸零出力運行，獲得調峰輔助服務利益約1 600萬元。但目前零出力運行時間較短，低壓缸零出力運行對設備的影響程度仍需繼續觀察。低壓缸零出力運行從低負荷到頂尖峰靈活切換是滿足電網調度要求的最佳運行方式。