節流配汽機組補汽閥的應用

宋傳教

（江蘇省國信集團有限公司，江蘇 南京 210005）

引言

隨著我國經濟高速發展，能源的構架不斷改變，“高效率、環保、清潔”的發電技術成為我國火力發電技術的主要方向[1]，為了響應國家環保政策的實施，火電機組的建設采用超超臨界參數和單機容量提高到1 000 MW等級是機組發電效率的的主要措施。超超臨界火電機組的運行參數可達300 bar和600℃的超超臨界蒸汽條件，除了運行參數和單機容量的提高，如何提升機組的一次調頻性能，維持電網頻率的穩定也是考驗機組性能的一項重要指標。西門子公司通過使用過載補汽技術[2]來提升機組在面對電網一次調頻考核時的負荷響應能力，即通過增設補汽閥的方式來增加進入汽輪機高壓缸的主蒸汽質量流量，從而實現機組的力的提升。

國內某電廠2號機組的汽輪機采用上汽引進西門子公司技術制造的帶補汽閥的節流配汽機型，其額定功率為1 000 MW，汽輪發電機機組的型號為N1000-26.25/600/600（TC4F），型式為超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、凝汽式、八級回熱抽汽。該機組的汽輪機才用了過載補汽技術，用于機組的經濟性、安全性、可靠性和運行靈活性。2號機組自投產以來，補汽閥開啟所造成的高壓缸軸承振動問題限制了補汽閥在實際運行過程中的使用。因此，研究機組在補汽閥開啟過程中的振動特性，獲取機組在實際運行過程中補汽閥的最大允許開度，對提高機組實際運行的經濟性和調頻性能具有重要的意義。

1 過載補汽技術

西門子公司1 000 MW機組的汽輪機高壓缸采用標準的筒型結構，針對不同的蒸汽參數和單機容量需求，可采用外置補汽閥來增加高壓缸的流量。圖1為帶補汽閥的全周進汽機組高壓缸結構圖。高壓缸的進汽采用對稱切向進汽的方式，在汽缸的兩側各布置一個進汽口，進汽口對稱布置減弱了汽流激振作用[3]。高壓缸共設兩個主汽門和兩個主調門，在主汽門后、主調門前引出一個管道將過載蒸汽引入高壓缸第五級后繼續膨脹做功，經由管道中的補汽閥控制補汽流量。如圖1所示，在外缸與內缸之間存在一個封閉腔室，該腔室經由內缸上的徑向孔與高壓缸第五級動葉后的通流部分相通，因此補汽閥后的壓力相當于高壓缸第五級動葉后的通流壓力，由主蒸汽過來的補汽經補汽閥的等焓節流過程后，溫度與壓力均明顯降低，這對于高壓缸的冷卻起到積極的作用。

圖1 帶補汽閥的高壓缸結構圖

全周進汽機組無調節級，第一級級前壓力即為調門后壓力，級前壓力正比于機組流量，進汽溫度維持在600℃。因此，機組在VWO工況運行時，主蒸汽壓力才可以達到額定值，機組在THA工況運行時未發揮出機組的全部出力潛力。高壓缸加入補汽閥的目的有兩個[4]：通過開啟補汽閥允許機組在THA工況運行時進汽壓力達到額定值；機組運行時通過補汽閥的動作保證機組的一次調頻能力，規避機組主調門節流產生的節流損失。

2 補汽閥試驗

對機組在不同高壓調門閥位和補汽閥動作下的機組軸振參數的變化進行試驗研究，獲取機組實際運行的高壓缸軸振數據，分析補汽閥開啟對機組實際運行的安全性和可靠性影響，對提高機組的安全連續運行具有重要的意義。本文從現場試驗的角度出發，專注于主要變量，對2號機組進行補汽閥試驗，獲取了機組在不同補汽閥開度下的高壓缸1號軸承和2號軸承軸振參數的變化規律。試驗工況選取了機組處于515 MW和950 MW兩個負荷點下進行，試驗前由機組操作員制定補汽閥試驗的試驗操作手冊、參數監測規程以及緊急情況處理預案，試驗過程密切監測機組的高壓缸1號和2號軸承的軸振和軸瓦溫度等重要安全參數，待安全參數接近報警值時停止試驗繼續進行，并依據試驗操作手冊結束補汽閥試驗。

具體的試驗過程為：維持機組負荷穩定在測試負荷點，在保證主蒸汽參數穩定的前提下，在補汽閥可運行的開度區間內連續以5%～6%開度間隔改變補汽閥開度，每個開度值維持20～30 min，記錄相關測試數據。

3 實驗數據分析

圖2及圖3分別給出了機組在515 MW負荷點和950 MW負荷點進行補汽閥試驗時機組各參數隨補汽閥開度的變化情況。由圖2可知，試驗過程中補汽閥的最大開度為27%，且在補汽閥開度變化的同時，通過協調控制高壓缸主調門的開度維持機組的負荷穩定在515 MW附近，探究高壓缸轉子支撐軸承的振動幅度隨補汽閥開度變化的變化情況。圖3中，在950 MW工況，試驗過程中補汽閥的最大開度為17.4%，且在補汽閥開度變化的同時，通過協調控制高壓缸主調門的開度維持機組的負荷穩定在950 MW。隨著補汽閥的緩慢開啟，經由補汽閥進入高壓缸的蒸汽流量緩慢上升，高壓缸主調門的開度逐漸減小，通過高壓缸的調門蒸汽流量減小，也即通過協調控制高壓桿主調門開度的大小來維持機組負荷的穩定。試驗過程中，由于主蒸汽壓力的波動，主調門的開度也相應的出現上下波動的現象。

圖2 515 MW工況補汽閥試驗機組參數的變化趨勢

圖3 950 MW工況補汽閥試驗機組參數的變化趨勢

515 MW負荷點的高壓缸轉子的1號和2號軸承的振幅變化如圖2所示，在補汽閥開啟前，1號軸承的軸振約為40 μm，2號軸承的軸振約為45 μm，且二者的振動幅度波動約10 μm；隨著補汽閥的開度逐漸增大，1號和2號軸承的軸振明顯上升，同時，振幅的波動幅度也顯著增大。在補汽閥開度達到27%時，2號軸承的軸振達到70 μm，振幅波動最大為20 μm，1號軸承的軸振變化更加明顯，1號軸承的軸振最大值約92 μm，且其振幅的波動值最高達40 μm，2號軸承的軸振值在補汽閥開度為27%時，已經超過報警值。

在950 MW工況點下，高壓缸轉子的1號和2號軸承的振幅變化如圖3所示，補汽閥未開啟時，1號軸承的軸振約為55 μm，2號軸承的軸振約為35 μm，且二者的振動幅度波動約15 μm。與515MW工況類似，隨著補汽閥的開度逐漸增大，1號和2號軸承的軸振及振幅的波動幅度也顯著上升。在補汽閥開度達到17.4%時，2號軸承的軸振達到60 μm，振幅波動最大為30 μm，1號軸承的軸振變化更加明顯，1號軸承的軸振最大值約108 μm，且其振幅的波動值最高達50 μm，2號軸承的軸振值在補汽閥開度為17.4%時，軸承振動的幅值比515 MW工況的振動幅值高16 μm，對機組的安全連續運行造成了不利的影響。

如上所述，全周機組采用對稱進汽，不存在因部分進汽導致的汽流激振，對機組高壓缸轉子支撐軸承的軸振影響較小，結合上述機組的補汽閥試驗可知：補汽閥的開啟會引起高壓缸轉子支撐軸承軸振的顯著上升，其中1號軸承的軸振上升更為劇烈，且隨著機組負荷的上升，1號軸承的軸振的最高值和振動值的波動幅度也相應增大。515MW工況下，補汽閥開度為27%時，1號軸承的軸振最大值為92 μm；950 MW工況下，補汽閥開度僅為17.4%時，1號軸承的軸振最大值已達108 μm。上述1號軸承的軸振變化情況表明：隨著機組負荷的增大，補汽閥實際允許的最大開度降低，現有的補汽閥技術在投入使用時存在較大的安全性隱患。

4 結論

1）針對國內某電廠2號機組采用的過載補汽技術，通過現場試驗的方式，獲取補汽閥開啟時機組的安全參數變化特性，研究不同負荷工況下補汽閥開度對高壓缸1號和2號軸承振動的影響，試驗過程中維持機組負荷、主蒸汽參數穩定，同時，補汽閥開度連續以5%～6%的間隔緩慢變化，在每個開度設定點維持20～30 min。

2）依據本次試驗數據，機組負荷位于515 MW工況下穩定運行，補汽閥未開啟時1號和2號軸承振動值分別為40 μmm和45 μmm，均不超過60 μmm；隨著補汽閥開度的不斷增大，軸承的振動也相應的出現劇增，2號軸承的振動值表現的尤為明顯，在補汽閥開度為27%時，振動最大值高達92 μmm。

3）依據本次試驗結果，機組負荷位于950 MW工況下穩定運行，補汽閥未開啟時1號和2號軸承振動值分別為55 μmm和35 μmm，均不超過60 μmm；隨著補汽閥開度的不斷增大，軸承的振動值上升幅度要高于515 MW工況點，在補汽閥開度僅為17.4%時，1號軸承的軸振的最大值高達108 μmm，對機組的安全連續運行依然產生不利的影響。

4）補汽閥的投用會引起高壓缸1號和2號軸承的軸振值上升。因此，在機組調峰運行時，通過投用補汽閥來增加機組出力的運行模式需要對補汽閥的可用開度區間做出一定的限制。筆者認為，對于國內采用過載補汽技術的機組，補汽閥的允許最大開度應當不超過15%。