300 MW汽輪機通流改造后進汽閥運行特性分析

胡遠濤，張 琰，張 聰

(1.上海電力股份有限公司，上海 200010；2.上海核工程研究設計院有限公司，上海 200233；3.山東電力工程咨詢院有限公司，山東 濟南 250013)

“十三五”期間，隨著經濟發展進入新常態，全社會用電增速明顯放緩，我國電力供應將進入持續寬松的新階段。目前，300 MW機組在火電中仍占一定比重，某廠國產引進型300 MW汽輪機投產于1996年，為改善機組安全運行條件并提高效率，該廠對汽輪機通流部分進行了升級改造，設計銘牌功率提高至320 MW。由于蒸汽流動中存在沿程阻力和局部阻力等原因，將在高壓進汽閥中產生壓力損失[1]。對于300 MW亞臨界及其以上汽輪機組，當汽輪機高壓進汽閥的蒸汽壓力損失上升1%，高壓缸效率則大約下降0.14%[2]。針對該機組的特點，根據汽輪機同流改造后的滑壓運行試驗和通類型機組統計數據，得出機組在調峰范圍內的滑壓運行參考曲線，選擇合適的閥門開啟順序，并對典型運行工況的閥門內部流場進行數值模擬分析，對閥門管理方式給出積極建議。

本文模擬所使用的高壓進汽閥為聯合進汽閥，由1個主汽閥和3個調節汽閥的蒸汽室組成，主汽閥是臥式布置，調節汽閥是立式布置[3-4]。

1 系統閥門管理

對于定壓運行的變負荷機組而言，汽輪機負荷或轉速的變化是通過改變調節閥的進汽量來實現，通過改變調節閥啟閉個數和開度即進汽面積來調節進汽量。根據進汽面積改變方式的不同，把調節閥的調節方式分為兩種：節流調節(或稱為單閥調節)和噴嘴調節(或稱為順序閥調節)，也就是全周進汽和部分進汽。

節流調節方式下，各調節閥同時啟閉來改變進汽的面積，在任何負荷下每個調節閥的開度均相同，調節級為全周進汽。噴嘴調節時，通過順序開啟各調節閥來改變進汽面積，部分負荷時只有一個(或多個)閥門有節流損失，其余閥門或全開，或全關，調節級為部分進汽。根據兩種調節的特性，在機組啟動、升速和變負荷過程中，希望采用節流調節均勻加熱；而當均勻加熱完成后，希望采用噴嘴調節提高機組的效率。閥門的切換就是這兩種調節方式的轉換，可以有效解決機組運行快速性和經濟性的矛盾。閥門管理可以實現多種配汽規律并能實現各種配汽規律的無擾切換，使汽輪機可最有效運行。

2 通流改造后的滑壓運行優化試驗

機組通流部分改造后，銘牌功率有了提高，但為了適應改造后機組功率的提高，對其進行滑壓運行優化試驗。以單元機組為研究對象，分別在250，190，130 MW負荷點下，測定汽輪機在不同進汽壓力下的機組熱效率和缸效率，通過分析比較確定各負荷點機組滑壓運行的最佳壓力參數，得出機組調峰運行范圍內的最佳滑壓曲線。試驗工況見表1。

為便于在同一負荷下對各工況的試驗結果在同一基礎上進行比較，根據汽輪機性能試驗規程及汽輪機制造廠提供的各項目修正曲線，對機組試驗熱耗進行修正。修正包括參數偏差和系統條件偏差對熱耗的影響，參數包括主蒸汽溫度、主蒸汽壓力、再熱蒸汽溫度和汽輪機排汽壓力；系統條件包括過熱器減溫水流量和再熱器減溫水流量。

修正后熱耗率[5]如下：

q=q0(1-ε1-ε2-ε3-ε4)-(q1+q2)

(1)

式中q，q0——修正后熱耗率、試驗熱耗率；q1，q2——過熱器減溫水、再熱器減溫水對熱耗率的修正量；ε1，ε2，ε3，ε4——主蒸汽溫度、主蒸汽壓力、再熱蒸汽溫度、汽輪機排氣壓力的熱耗修正率。

2.1 250 MW工況試驗結果與分析

機組在250 MW負荷下，汽輪機不同進汽壓力下的熱耗率試驗結果見表2。

由表1得出，機組在250 MW負荷下，工況1的汽輪機進汽壓力為16.50 MPa時，經過修正的熱耗率比工況2低。由此得出，機組負荷高于250 MW以上時，汽輪機定壓運行經濟性較好，即額定進汽壓力16.70 MPa。

表2 250 MW負荷下各試驗工況試驗結果

依據同類型汽輪機統計數據，機組負荷約220 MW以上，汽輪機定壓運行經濟性比滑壓運行好。因此，機組負荷在220～320 MW區間，推薦汽輪機定壓運行，即汽輪機進汽壓力為額定值16.70 MPa。

2.2 190 MW工況試驗結果與分析

機組在190 MW負荷下，汽輪機不同進汽壓力下的熱耗率試驗結果見表3。

表3 190 MW負荷下各試驗工況試驗結果

由表3得出，在機組190 MW負荷下，工況3的汽輪機進汽壓力為12.6 MPa時，其熱耗率比工況1、工況2低(修正后熱耗率)。由此得出，機組負荷約190 MW時，汽輪機調門閥位接近3閥全開(即2+45%，第4閥尚未開啟)，此時汽輪機運行經濟性相對較好。

2.3 130 MW工況試驗結果與分析

機組在130 MW負荷下，汽輪機不同進汽壓力下的熱耗率試驗結果見表4。

由表4得出，在機組130 MW負荷下，工況3的汽輪機進汽壓力為10.22 MPa時，其熱耗率比工況1、工況2低。由此得出，機組負荷約130 MW時，汽輪機調門閥位接近3閥全開(即2+45%，第4閥尚未開啟)，此時汽輪機運行經濟性相對較好。

表4 130 MW負荷下各試驗工況試驗結果

2.4 滑壓運行試驗結果與分析

機組在調峰范圍內的汽輪機滑壓運行試驗結果見表5。

表5 機組在調峰范圍內的汽輪機滑壓運行試驗結果

依據同類型汽輪機滑壓運行特性，推薦機組在調峰范圍內的汽輪機滑壓運行參數見表6。季節不同有所變化。

表6 機組在調峰范圍內的汽輪機滑壓運行參考參數

機組在調峰范圍內的汽輪機滑壓運行參考曲線見圖1。

圖1 機組在調峰范圍內的汽輪機滑壓運行參考曲線

機組負荷在220～320 MW區間，推薦汽輪機定壓運行，進汽壓力為額定值16.7 MPa。機組負荷在130～220 MW區間，推薦汽輪機調門閥位調整在接近3閥全開[2+(40%～45%)，第4閥將開未開啟]，汽輪機滑壓運行，壓力隨汽輪機調門閥位而變化。

3 數值模擬

根據滑壓運行試驗情況探討調節閥實際的運行管理模式。對于噴嘴調節來說，一般有兩種進汽方式：對角進汽和順序進汽。這兩種進汽方式具有各自的優缺點[6]。

(1) 采用順序進汽時，調節閥上產生的蒸汽推力對軸產生的附加作用力較大；采用對角進汽由于是上下缸一起進汽，調節閥上下產生的蒸汽推力方向相反，對軸產生的附加作用力小。

(2) 對于順序進汽，汽流對動葉片的激振為2次/圈；對于對角進汽，汽流對動葉片的激振為3～4次/圈。

(3) 對于順序進汽，在正常負荷時汽缸是半邊受熱，所以致使汽缸的溫差較大；但是對于對角進汽，汽流對稱進入汽缸，可以避免汽缸溫差較大。

由于目前使用的配汽機構不適用于對角進汽，所以仍使用順序進汽。在此前提下，如何優化進汽順序，使得蒸汽對軸的附加推力最小、汽缸上下溫差最小、熱應力最小等問題則必須考慮到。

改造后汽輪機組的調節閥開啟順序為1-2-4-3-6-5，如圖2所示。主蒸汽進汽時，1號和2號調節閥同時開啟，隨著負荷的增加依次順序開啟4，3，6，5號調節閥。

圖2 改進后調節閥開啟順序示意圖

按照調節閥開啟順序，選取該機組的320，300，270，230，200，160，140，120 MW等典型工況進行聯合進汽閥A，B內部流場的數值模擬，如圖3至9所示。機組典型運行工況下的調節閥壓損情況如表7所示。

表7 機組典型運行工況下的調節閥壓損情況 %

圖3 聯合進汽閥A，B截面X=0的速度云圖(機組負荷為320 MW)

圖4 聯合進汽閥A，B截面X=0的速度云圖(機組負荷為300 MW)

圖5 聯合進汽閥A，B截面X=0的速度云圖(機組負荷為270 MW)

圖6 聯合進汽閥A，B截面X=0的速度云圖(機組負荷為230 MW)

圖7 聯合進汽閥A，B截面X=0的速度云圖(機組負荷為200 MW)

圖8 聯合進汽閥A，B截面X=0的速度云圖(機組負荷為160 MW)

圖9 聯合進汽閥A，B截面X=0的速度云圖(機組負荷為140 MW)

結合圖3至圖9，分析表7中的數據可得到。

(1)負荷降低時，隨著開度的減小，流量降低，單個調節閥壓損的大小不僅受開度和流量的影響，還受同一個聯合進汽閥中其他調節閥的影響。

(2) 同一負荷時，1號和2號、3號和4號調節閥開度相同，流量相同的條件下，1號調節閥和3號調節閥的壓損分別比2號調節閥和4號調節閥的壓損要大。1號和2號、3號和4號調節閥在聯合進汽閥中具有相同的位置，主蒸汽通過主汽閥喉部后，在主汽閥軸線的上方交匯，主蒸汽不能順利進入1號和2號調節閥，在主汽閥喉部和1號和2號調節閥之間的上部形成了漩渦，下部形成了流動死區，造成了流動不均勻，產生了較大的壓力損失。通過主汽閥喉部能量較低的蒸汽大部分進入了1號和2號調節閥，其他蒸汽繞過1號和2號調節閥閥桿分別流向3號和4號調節閥，此時的蒸汽已經充分混合，速度方向相差不大，可以相對平緩的分別進入5號和4號調節閥喉部。同樣的原理，如果5號和6號調節閥也同時開啟，蒸汽經過3號和4號調節閥閥桿，更平緩地進入5號和6號調節閥喉部。因此，雖然5號閥中蒸汽的流程比3號閥的長，更比1號閥的長，5號閥和3號閥的壓力損失相差不多，小于1號閥，同理，6號閥和4號閥的壓力損失相差不多，小于2號閥；聯合進汽閥A，B中1號和2號、3號和4號位置相對應，由于受到5號和6號調節閥開度的影響，1號和3號調節閥的壓力損失分別比2號和4號調節閥的大。

(3) 滑壓試驗與數值模擬的結果大體一致。但是機組負荷在200，160，140 MW時，數值模擬采用的調節閥開度分別為2+50%+80%、2+20%+40%、2+25%，根據分析所得，這種調節閥閥位優于試驗結論2中的調節閥閥位，產生的壓損較小。

4 結語

通過對滑壓運行優化試驗及數值模擬可以得到如下結論。

(1) 通過滑壓運行試驗可得：機組負荷在220～320 MW區間，汽輪機定壓運行，進汽壓力為額定值16.7 MPa；機組負荷在130～220 MW區間，汽輪機滑壓運行，壓力隨汽輪機調門閥位而變化。

(2) 負荷減小時，流量隨開度的減小而減小，單個調節閥壓損的大小不僅受開度和流量的影響，還受同一個聯合進汽閥中另外兩個調節閥開度和流量的影響。

(3) 同一負荷時，同一聯合進汽閥中的調節閥內的蒸汽相互影響。

(4) 滑壓試驗與數值模擬的結果大體一致。