汽輪機六段抽汽在低壓缸零出力改造中的應用探討

岳新宇 張國千 劉興璽

(中煤大同能源有限公司，山西 大同 037001)

1 概述

某發電廠汽輪機為哈汽CZK135-13.24/535/535型汽輪機，超高壓一次中間再熱，雙缸，雙排汽直接空冷抽凝汽式汽輪機。高壓缸由1級單列調節級和8級壓力級組成，8級隔板均安裝在高壓內缸上。中壓部分由9個壓力級組成。低壓部分由2×5級壓力級組成，蒸汽從低壓缸中部分別流向兩端排汽口進入下部排汽裝置。由于采用雙分流對稱結構，低壓轉子幾乎不承受軸向推力。低壓部分所有隔板均安裝在低壓內缸上。高壓缸7級后抽汽通往1號高加，高壓排汽引出抽汽通往2號高加。中壓缸13級后抽汽通往除氧器，16級后抽汽通往4號低加，18級后抽汽通往5號低加，在低壓部分第21級和第26級后分別設有完全對稱的抽汽口，抽汽至6號低壓加熱器。

電廠現有135 MW發電機組2臺，供熱工程熱網首站及1號機組高背壓改造于2018年10月建設完成。熱網首站熱力系統是在滿足總供熱面積900萬m2，總供熱量456.51萬GJ，總熱負荷477 MW的前提下進行設計的，已充分考慮了供熱抽汽管道、熱網加熱器及其他主要設備的選型裕量，為后期2號機組實施供熱能力增容改造做好了鋪墊。

為響應國家火電靈活性改造政策要求，提高機組供熱期供熱及深度調峰能力，增強機組在電力輔助服務調峰市場的競爭力和盈利能力。經綜合對比多種靈活性改造方案后，2019年檢修期電廠確定采用“提升供熱機組靈活性的低壓缸零出力改造技術”開展2號機組低壓缸零出力改造。

2 低壓缸零功率改造原理

低壓缸零功率改造技術是在凝汽抽汽式供熱機組的基礎上，本著增加機組供熱能力同時減少機組冷源損失，提高電廠熱效率的目的而開發的新技術，其總體特點是抽汽量大、效率高，背壓運行時幾乎無冷源損失。該技術方案具備凝汽、抽汽、背壓3種運行功能，根據供熱負荷的變化進行切換，在供熱負荷超過抽汽模式的供出量時，可以切除低壓缸，高中壓缸按背壓方式單獨運行。

該技術是在原抽凝/純凝運行機組的基礎上，新增或更換中低壓連通管處閥門為可關到零位并全密封的調節蝶閥，實現了低壓缸可不進汽的要求，使低壓轉子在高真空條件下“空轉”運行，將全部中壓排汽引出供熱的新型供熱改造技術。同時為縮短微量漏氣在低壓缸內的滯留時間，防止鼓風超溫的危險發生，需將極小流量的冷卻蒸汽引入低壓缸，并開啟低壓缸噴水降溫系統。此方案改造工程量小，改造后的機組具備凝汽抽汽背壓式機型的優點，機組供熱量大且機組調峰能力強。

3 改造后的試驗分析

2019年9月，電廠利用2號機組A修，對機組進行了低壓缸零出力的靈活性改造。并于2020年3月19日開展了低壓缸零功率改造系統性能調試工作，調試過程分析如下。

3.1 低壓缸降出力階段

2號機組鍋爐負荷基本調整到位，鍋爐穩定燃燒，試驗期間維持鍋爐負荷保持穩定，即主蒸汽流量波動范圍保持在±5%以內，并開始逐漸關小液動蝶閥開度至17%，過程期間保持機組排汽壓力不變，隨著連通管液動蝶閥的逐漸關小，中壓缸排汽壓力有一定程度上升(從表壓0.06 MPa至表壓0.14 MPa)，同時機組負荷也逐漸下降，如圖1所示，從圖1中可以看出，隨著連通管液動蝶閥的開度逐漸減小，機組電負荷也隨之減小，在鍋爐負荷為50%時，主蒸汽流量約為220 t/h，機組排汽壓力約19 kPa，連通管液動蝶閥開度從100%減小至17%時，機組電負荷從68 MW降低至58 MW，減少約20 MW。

3.2 低壓缸零功率工況投入前調整階段

保持液動蝶閥開度(17%)維持不變，通過提高空冷島運行風機的頻率和多起真空泵的措施來降低機組運行背壓。從圖2可以看出，鍋爐負荷為50%，主蒸汽流量保持不變約為220 t/h，連通管液動蝶閥開度維持約17%時，此時低壓缸排汽量基本不變，通過降低機組排汽壓力使得機組電負荷升高約4 MW，從58 MW升至62 MW并基本穩定。此外，空冷島所有風機頻率從22 Hz左右逐漸升高至52 Hz，運行真空泵數量從2臺增加至3臺。機組運行背壓從19 kPa降低至約9 kPa，基本達到機組運行背壓所能降低到的極限值。

在上述試驗期間，保持液動蝶閥開度(17%)維持不變，且穩定約20 min時，中壓缸排汽壓力0.13 MPa(表壓)，低壓缸末級測點溫度平均約為44 ℃，低壓缸次末級測點溫度平均約為112 ℃。

3.3 低壓缸零功率工況投入階段

開始逐漸關閉連通管液動蝶閥，直至連通管液動蝶閥完全關閉。連通管液動蝶閥關閉過程期間保持機組排汽壓力不變，隨著閥位的關小，機組電負荷從62 MW逐漸降低至約55 MW，降低約7 MW，如圖3所示。

此時，主汽流量為224 t/h，A，B低壓缸進汽蝶閥開度反饋均為0%(就地查看確認已經完全關閉)，中壓缸排汽壓力為0.21 MPa(表壓)，機組背壓9.11 kPa，此時中壓缸排汽溫度升高至311 ℃，低壓缸末級測點溫度不同排汽側分別為45 ℃和60 ℃，低壓缸次末級測點溫度不同排汽側分別約為110 ℃和131 ℃。分析這種低壓缸不同排汽側的溫度存在差異的情況主要是由于低壓缸進汽分流不均勻或六段抽汽口反向進汽的不均衡引起的，控制單側的平均溫度處于正常運行的安全范圍即可，機組本體軸系及各輔助設備參數在低壓缸零出力工況下均在正常范圍內。

試驗過程各參數對比見表1。

表1 試驗過程各參數對比

3.4 試驗收獲

試驗期間，在排汽壓力為9 kPa～10 kPa水平下，低壓缸末級和次末級測點溫度本應遠高于當前值，但未出現超溫現象的原因，通過分析推斷是由六段抽汽反向進低溫飽和蒸汽引起的。為確認該結論，之后關閉六段抽汽閥后，原本溫度較為穩定的末級測點溫度和次末級測點溫度開始逐漸升高，溫升速率相對平緩，如圖4所示，推測是由于六段抽汽閥閥門在關閉狀態下，有一定可能還保留一定漏流量。

由于低壓缸零功率工況下對機組背壓即真空度要求較高(5 kPa～10 kPa)，這勢必增加空冷凝汽器額外的廠用電耗，同時中煤大同電廠深處華北地區北部，冬季最低氣溫可達-20 ℃以下，機組低背壓運行將大大增加空冷凝汽器散熱片結凍的風險。因此，如何在高背壓工況下實現低壓缸零功率運行，同時又確保高背壓運行下低壓缸次末級葉片不超溫，是空冷機組探討的新課題。

經過探究，有必要在低壓缸零出力工況下，對六段抽汽反向進入汽輪機的飽和蒸汽加以利用，從而保持低壓缸次末級、末級葉片的溫度處在安全范圍，從而實現高背壓工況的低壓缸零出力運行。

4 汽輪機六段抽汽改造應用探討

4.1 應用條件

電廠汽輪機低壓缸為2×5壓力級對稱布置，左側為19級～23級，右側為24級～28級，在21級和26級后設有完全對稱的抽汽口抽汽至6號低壓加熱器，作為回熱系統的一部分。而這兩抽汽口正好位于兩側次末級動葉前；同時在六段抽汽管道上只設有抽汽電動門，沒有設計抽汽逆止門，為六段抽汽的反向應用提供了有利條件。正常運行時，六段抽汽正向抽汽至6號低壓加熱器，抽汽疏水隨4號、5號低加逐級自流來疏水經氣液兩相流疏水器進入排氣凝汽裝置。此次調試中發現，低壓缸靈活性改造后，4號、5號低加來疏水經6號低加后，由于六段抽汽電動門關閉后內漏，疏水閃蒸直接反向進入低壓缸(低壓缸為負壓狀態)，對次末級和末級的動葉形成冷卻效應，從而在高背壓條件下仍能確保末級、次末級葉片在正常范圍內。但考慮到六段抽汽反向進入的為飽和蒸汽，有一定可能存在濕蒸汽進入低壓缸第三級動葉片前，特別是在低壓加熱器水側泄漏的極端情況下，將造成汽輪機水沖擊的風險。因此需要對該部分蒸汽管道進行適當改造，從而保證反向進入汽輪的蒸汽干度大于0.99以上，降低反向進汽對葉片的水蝕影響，確保高背壓低壓缸零功率工況下汽輪機葉片的安全運行。

4.2 應用方案

1)為保證進入汽輪機的蒸汽干度大于0.99以上，在低壓缸現有抽汽管道即六段抽汽管道上增加旁路，旁路上設置汽水分離裝置，在非零功率工況運行時，低壓缸原抽汽管道運行，抽汽進入回熱系統參與6號低壓加熱器凝結水加熱；當機組低壓缸零功率工況運行時，關閉六段抽汽閥，打開抽汽旁路閥門，6號低加中的汽水混合物(疏水)通過汽水分離汽后，分離出的蒸汽反向進入低壓缸作為零功率工況時的冷卻蒸汽，從而降低次末級葉片溫度，實現高背壓工況下的零功率運行，并通過汽水分離裝置確保了汽輪機組的安全，如圖5所示。

正常運行時，閥門1開啟，蒸汽由低壓缸抽至6號低加，抽汽系統運行；當低壓缸零出力運行時，閥門1關閉，打開閥門2和3，汽水分離裝置投入運行，5號低加來的疏水在6號低加內閃蒸后經汽水分離裝置進入低壓缸，對次末級和末級動葉進行冷卻。

2)修改(降低)號6號低壓加熱器水位高原保護定值，同時設置汽水分離器水位高保護，在低加及汽水分離裝置水位升高時，及時關閉抽汽閥門并打開事故放水閥門進行放水，防止低壓缸進水，有效保護汽輪機安全。

5 結語

通過低壓缸六段抽汽反向冷卻蒸汽改造的應用，使機組低壓缸零功率工況下的運行方式更為靈活，同時機組末級、次末級葉片超溫及空冷防凍問題也得到了有效解決，特別是對北方地區直接空冷機組低壓缸零功率改造后的拓展性技術研究提供了更加豐富的經驗與借鑒。