抽汽供熱改造安全性分析及控制策略研究

周林君

（馬鞍山當涂發電有限公司，安徽馬鞍山 243102）

0 引言

近年來，隨著國家能源政策變化，新能源機組不斷投產發電，傳統燃煤火電機組擔負起越來越重的調峰責任[1]，利用小時數和負荷率不斷下降，低負荷下的燃煤效率與國家節能減排政策的矛盾日顯突出，低功率、高煤耗的凝汽機組有被淘汰的趨勢[2]，燃煤發電企業結合周邊熱用戶需求，對機組進行供熱改造，已成為企業節能減排的重要手段和發展方向。

純凝機組進行抽汽供熱改造，對原機組工況安全運行存在一定影響，供熱量的確定需結合對機組安全性進行研究，對機組抽汽供熱改造中安全性進行簡析，并根據安全分析情況提出中調門控制策略，為同類型機組改造提供參考。

1 機組改造概況

某發電公司1、2 號機組汽輪機由哈爾濱汽輪機廠生產，型號為CLN660－24.2/566/566，超臨界、一次中間再熱、三缸四排汽、單軸、雙背壓、凝汽式汽輪機。

為滿足周邊熱用戶工業用汽需求，2 臺機組再熱蒸汽冷段抽汽供熱改造，與四級抽汽混合采用壓力匹配器和減溫器方式對外提供參數為1.5 MPa，230 ℃工業蒸汽，因供熱需求量增加，再熱蒸汽熱段進行抽汽供熱改造，通過減溫減壓器對外提供參數為1.5 MPa，230 ℃的工業蒸汽，一級抽汽供熱改造，通過減溫、減壓器對外提供參數為2.5 MPa，230 ℃的工業蒸汽。

2 抽汽供熱改造安全性

2.1 鍋爐再熱器安全性

再熱蒸汽冷段抽汽供熱改造必須考慮再熱器超溫安全問題，對比純凝工況，主蒸汽進汽流量一定時，高排抽汽后進入再熱器管排的工質流量相應減小，在蒸汽參數不變的情況下，管排壁溫會大幅度提高，壁溫安全裕度降低。通過調節燃燒器擺角及再熱器減溫水還可適當增加高排抽汽量，但在再熱器壁溫安全裕度范圍內，高排抽汽量存在一個最大值，研究機組經過再熱蒸汽冷段抽汽改造后，鍋爐廠計算高排最大量不能超過90 t/h，研究表明高排抽汽供熱后，對高溫再熱器受熱面影響最大[3]。

2.2 汽輪機軸向推力安全性

機組在正常運行發電時，蒸汽進入汽輪機做功時會在葉片、葉輪、平衡活塞、軸封套等位置產生前后壓差，對轉子形成軸向推力。當抽汽供熱時，相當于增加了抽汽位置后的過流面積，對比純凝工況時，發電做功流量的減小使作用在通流部件的壓降增大，壓差的變化造成軸向推力產生變化。為保證軸向推力在抽汽供熱時不超出純凝工況時的設計推力范圍，汽輪機廠一般需通過校核計算，可給出一定進汽量下再熱蒸汽系統最大抽汽量。研究機組在經過供熱增容改造后，為保證軸向推力安全要求（－10～10 t），主蒸汽流量不大于1700 t/h 時，機組冷熱總抽汽量最大值為250 t/h。

軸向推力分析計算一般為如下過程，低壓缸對稱雙流布置，軸向推力相互抵消，高中壓合缸，分析原設計軸向推力在高中壓各部件推力方向（正或負），選取多組供熱抽汽典型工況通過建模計算各抽汽量下軸向總推力，結合推力軸承面積計算軸承壓比，與設計壓比對比是否超限，得出最大抽汽量，但在運行中依然要對推力軸承溫度加強監視。

2.3 葉片安全性

再熱系統抽汽后，高排壓力隨之降低，相比純凝工況，高壓末幾級葉片壓差增大，蒸汽彎應力增大，在供熱抽汽量達到一定值時，必須考慮高壓末幾級葉片強度安全性問題。同時還應考慮最大抽汽量情況下低壓末級葉片安全性問題，抽汽后中壓缸進汽流量是否滿足低壓缸最小冷卻流量，防止進入中、低壓缸的蒸汽不足以帶走鼓風摩擦產生的熱量[4]，另外低壓末級葉片本身強度在抽汽工況下是否滿足。

研究機組低壓末級葉片為哈汽新型設計1040 mm 動葉，為了保證1040 mm 葉片的安全性，在最大抽汽供熱工況下對1040 mm 葉片靜強度和振動特性進行了分析。靜強度和振動特性的分析結果如圖1 和圖2 所示。

由分析結果可見，該葉片的應力和頻率都符合安全準則，表明該葉片在最大抽汽工況下安全可靠。

3 抽汽供熱中壓調門控制策略研究

在考慮滿足軸向推力要求下再熱系統抽汽供熱時，為保證高壓末幾級葉片安全性，需中壓調門參與調節，維持抽汽后高排壓力與純凝工況一致，保證高壓后幾級的壓差不大于強度工況。

圖1 新型1040 mm 長葉片應力分布

在中調門參與調節過程中，首先要分析中調門最小開度限制，為保證低壓缸冷卻流量，中調門不允許全關，且開度小到一定時，調門振動趨勢加劇，運行風險劇增。研究機組中調門總行程13.5 cm，預啟閥行程2 cm，預啟閥行程占調節閥結構總行程的12.9%，即當閥門行程關至12.9%時，主閥全關，僅預啟閥開啟，此時無法滿足中壓缸流量控制要求，且無法完成壓力調節功能，考慮低壓缸末級葉片最小冷卻流量，中壓缸進汽量必須大于500 t/h，經配汽計算對應的中調門行程13.5%，即為了保證機組低壓末級葉片安全性，理論上調門最低開度不能小于13.5%。

圖2 新型1040 mm 長葉片坎貝爾圖

中調門參與調節控制高排壓力時，宜采用4 閥同時動作，即單閥運行方式參與壓力調節。因中調門口徑較大，順序閥調節方式時惰性大，整個調節過程中敏感性差別大，且不同機組調節特性差別明顯。

圖3 調節級后壓力與高排壓力關系曲線

由于抽汽工況為變工況，相同進汽量下不同抽汽量對應不同電負荷，負荷僅為中間變量，在電負荷與供熱抽汽量均在變化時高排壓力與中調門開度不是一一對應關系，綜合抽汽量、抽汽壓力、推力變化、中調門調節特性、高壓缸通流葉片強度等各方面影響因素，采用調節級后壓力與高排壓力關系曲線（圖3）作為中調門參與調節控制依據，保證高壓缸末級葉片強度安全。

研究機組最大抽汽量按250 t/h 進行供熱，圖3 中給定調節級后壓力（10.35～16.1）MPa 運行區間為考慮各種影響因素后的安全運行區域，在調節級后壓力低于10.35 MPa 進行再熱系統抽汽供熱，隨著抽汽量增加，負荷降低（將會遠低于10.35 MPa 對應的冷凝工況400 MW 負荷），推力增大超出推力軸承允許的安全范圍，隨著抽汽量增大，再熱蒸汽壓力降低較多，無法靠調門憋壓對外提供相應壓力等級的蒸汽，調門幾近全關，各種風險劇增；在調節級后壓力高于16.1 MPa 時，可通過現場試驗抽汽運行，但除高壓缸通流葉片強度上要求滿足圖3 中調節級壓力與高排壓力關系限制線外，為保證機組安全性，還需密切監視推力瓦溫、中調門振動等數據，如出現異常，恢復調整前狀態。

4 結束語

①抽汽供熱改造后，高排抽汽要考慮鍋爐側再熱器超溫問題；②汽機側各段抽汽量均需要考慮核算軸向推力的影響、低壓缸最小冷卻流量的限制、高壓末幾級葉片強度安全問題；③中調門控制策略原則上是使高排壓力不能偏離純凝工況一定范圍，但需綜合考慮軸向推力、抽汽量、葉片強度、調門特性及調門開度限制等；④抽汽供熱為復雜的變工況，且同時存在電負荷變化的影響，調門控制在理論給定范圍基礎上需進行大量試驗明確各電負荷下抽汽量的大小。