350 MW 東方汽輪機低壓缸切缸運行關鍵技術研究

陳凱亮 謝昌亞 吳 昕 宋亞軍 司派友

（國網冀北電力有限公司電力科學研究院（華北電力科學研究院有限責任公司））

隨著我國電力結構的調整，火電機組承擔起清潔能源消納的削峰填谷調峰任務，而“三北地區” 熱電廠冬季通常采用以熱定電的方式運行，在優先保證供熱需求的情況下，受低壓缸最小冷卻流量的限制，必須保證一定的電負荷，調峰能力受限。

近年來，隨著火電靈活性改造政策落地了一批改造項目，如旁路供熱、儲熱罐供熱、電鍋爐技術及低壓缸切缸技術等。 低壓缸切缸技術相較于其他技術具有改造費用低、運行維護成本低及切換靈活等優勢［1～9］，引起國內諸多電廠的關注。

“低壓缸切缸”也稱低壓缸零出力，是通過改造將低壓缸進汽切除引入熱網供熱，通過少量冷卻蒸汽帶走低壓轉子鼓風產生的熱量，實現低壓缸零功率運行的一種靈活性熱電解耦方法。 由于切缸運行要求的條件較為苛刻，系統在運行或工況切換時可能存在一些潛在的風險，筆者以某電廠兩臺新建350 MW 超臨界間接空冷汽輪發電機組為例，分析其低壓缸切缸的潛在風險，并賦予合理的應對策略，順利完成工況切換試驗和變負荷運行試驗，在保證靈活性的同時最大限度地保障機組運行的安全性。

1 汽輪發電機組簡介

某電廠2×350 MW 熱電聯產工程采用由東方電氣集團東方汽輪機有限公司生產的CJK350/300-24.2/0.4/566/566 型汽輪機，為超臨界、一次中間再熱、單軸、兩缸兩排汽、間接空冷抽汽凝汽式機型。 熱網系統利用汽輪機的五段抽汽將循環水加熱后送入熱網提供給用戶，回水通過循環泵升壓后繼續受熱進入下一個循環。 該系統配備4臺熱網循環泵，均設有液力偶合器：通過控制熱網循環泵的運行臺數來粗調循環水流量；通過液力偶合器調節泵的運行轉速來細調循環水流量。每臺機組設有2 臺并聯運行的熱網加熱器+2 臺100%容量的熱網疏水冷卻器，冷卻器汽側、水側并聯布置，冬季時通過冷卻器加熱汽輪機凝結水降低熱網疏水溫度。

汽輪機由低壓缸切缸供熱，即在連通管側部設置了低壓缸切缸用冷卻旁路管道 （φ426 mm×10 mm）， 該管道從中壓缸排汽口上部的三通接出，接入低壓缸進汽口的三通處，管道上設置一調節閥和監測（流量、壓力和溫度）裝置，管道底部設有支架和疏水接口。 低壓缸切缸后，僅利用連通管旁路維持進入低壓缸的最小冷卻流量，極大地減小了低壓缸進汽量 （由原120 t/h 減小為30 t/h），從而在提升機組供熱能力的同時，降低機組電負荷，有利于機組深度調峰。

2 切缸供熱風險點分析與對策

2.1 葉片顫振

低壓缸葉片在小容積流量工況下會產生渦流和倒流現象。 研究表明，葉片顫振在某個特定的流量下會出現“單峰值”，其動應力為設計工況的5～10 倍［10］，切缸運行必須避開該流量區間。

目前，針對葉片顫振問題，主要有3 種解決方案：方案1 是采用理論計算的顫振區作為禁止長期運行區域，由最大抽凝工況快速切換至切缸工況，該方法是在犧牲部分靈活性前提下換取安全性，工況調整時有斷點存在；方案2 是采用無線電遙測技術，利用貼應變片的方式測量葉片的動應力，該方法要求在首個供熱期開始時將電池供電的發射機裝入缸內， 由于電池只能維持幾天，所以必須盡快開展試驗，待試驗后再停機揭缸取出，但在供熱期很難協調熱調和網調開展試驗且經濟損失極大；方案3 是采用葉片振動在線監測裝置，利用葉尖定時原理［11］，通過電渦流傳感器與轉速傳感器配合測量葉片到達傳感器的時間及其相應的同步共振和異步振動，實時計算得出葉片的振幅、頻率等參數，采用該系統可以實測各工況下的葉片動應力，制定符合機組實際安全工況邊界，在保證安全性的同時增加供熱靈活性，但該方案初期投入與維護的成本較高。

該東汽機型的末級動葉片高度為770 mm，拉筋結構，葉片的相對穩定性較高，因此在葉片動應力測試上未選擇投入較大的在線監測系統，選擇方案1 和方案2 結合的方式，在動應力測試前采用快速切缸方案，減少在30～120 t/h 理論顫振區域內的運行時間，待有機會開展動應力測試后，進一步細化工況邊界。

2.2 末兩級鼓風發熱

在工況切換或切缸運行期間，次末級、末級葉片可能會因小容積流量運行產生嚴重的鼓風發熱問題，如不合理控制，不僅會對葉片本身強度造成影響，而且可能誘發部件變形、振動及碰磨等問題。

該東汽機型的末級和次末級葉片布有多個熱電偶， 用于監測對應部位的鼓風發熱狀態，在低壓缸冷卻旁路上加裝了流量孔板、壓力和溫度測點， 用于實時監測并調節冷卻流量和進汽參數，控制低壓缸鼓風狀態，通過設置低壓缸噴水調節閥、流量孔板和壓力測點，在機組啟動前進行霧化試驗，合理控制噴水流量，保證低壓缸霧化效果，再根據實際排汽溫度的變化需要投入噴水作業。

2.3 噴水引發的附加問題

本機組為間接空冷機組，冬季需要考慮間冷塔的防凍問題，因此背壓不宜設置過低，為緩解背壓升高引起的鼓風狀態，需要長期投入低壓缸噴水作業，在小容積流量下受回流影響會加劇末級葉片的水蝕。 因此，在末級葉片的回流區域熱噴涂一層耐沖蝕的WC 涂層，該涂層與葉片間屬物理結合，結合力可高達80 MPa，不存在熱影響區，故葉片無變形。

噴水導致的振動也是該機組調試期的主要問題之一。 在啟停期間，汽輪機空負荷運行，處于小容積流量下的鼓風狀態需要投入低壓缸噴水作業， 低壓缸軸封溫度由150 ℃迅速降至110 ℃左右，低于廠家給定的120～171 ℃，且低壓缸的兩個支撐瓦的振動迅速加大，當減小噴水強度提升軸封溫度后又逐漸回落，停機時對低壓缸軸封穿缸管道套管和擋板進行檢查，發現套管完整但排汽擴壓段部分擋板存在缺口，補齊后未見明顯好轉，后經與其他機組對比分析，該兩處溫度測點位于軸封體處， 其他機組多為低壓軸封母管處，并未監測到噴水投入后的溫度變化，但多數存在噴水引發振動的問題。 對此，主要對噴水霧化效果進行優化試驗，同時還進行帶負荷狀態時的噴水試驗——逐步加大噴水量，觀察對振動的影響程度。 試驗結果表明，帶負荷狀態下投入噴水對低壓缸軸封溫度影響較小，噴水量無大幅波動時低壓缸兩端的振動未見明顯異常。

2.4 工況切換邊界參數

為防止中排超壓， 機組設有兩個安全閥，單個安全閥的排放容量在150 t/h,當壓力超過650 kPa（A）時自動開啟。 在工況切換過程中，如熱網參數異常需要回切投入低壓缸，蝶閥卡澀打不開，熱網故障導致熱網抽汽門快關且機械安全閥全開仍有可能超壓，綜合機組試驗時供熱需求考慮，選定首次切換負荷為主蒸汽流量600 t/h 左右，此負荷點切換前后對應的熱網抽汽量在220～300 t/h 左右，即使回切失敗，通過小旁路和安全閥的泄壓功能亦不會發生超壓事故。

按首次切換未同步進行動應力測試，以理論顫振邊界30～120 t/h 為禁止長期運行區間，以120 t/h 低壓缸進汽量為最大抽凝工況邊界條件，計算得出對應的低壓缸入口壓力為89 kPa（A），通過調整中低壓缸聯通管調閥（以下簡稱BV 閥）和熱網抽汽調閥逐漸增大抽汽量至最大抽凝工況，以此工況作為工況切換點。

為了減少鼓風熱量，切缸工況要求背壓越低越好， 但考慮到冬季間接空冷扇區的防凍問題，背壓不宜設置過低，防止防凍保護觸發造成扇區泄水，宜選4～5 kPa（A）作為首次試驗背壓邊界。

另外， 考慮到本機組兩臺機共用一座煙塔，因排煙需求，扇區百葉窗不可全收起，而且原則上不允許兩臺機同時切缸運行。

2.5 完善邏輯保護

由于切缸時要求快速完成，因此設置了自動投入程控，并設置了程控投入允許，要求小旁路全開并且BV 閥開度處在切缸允許區間（通過最大抽凝工況試驗確定為10%～13%）。

在非切缸工況下設置BV 閥減閉鎖條件，包括低壓缸進汽壓力小于89 kPa（A）,中排壓力大于550 kPa（A）,中排溫度高于320 ℃，BV 閥最小開度為10%。

在非切缸工況下設置熱網抽汽調閥增閉鎖條件，包括低壓缸進汽壓力小于89 kPa（A）,四抽與五抽差壓大于540 kPa。

綜合考慮工況切換時，快速過葉片鼓風顫振區與熱網增加抽汽量需要的緩沖，工況切換和回切時間初步選定為20 s。

在切缸工況設置自動回切保護，BV 閥自動開啟至最小開度10%， 不限速率， 并自動切除CCS 至TF 方式， 包括低壓缸末級葉片溫度高于200 ℃， 次末級葉片溫度高于210 ℃，中壓排汽溫度高于340 ℃，中排壓力大于570 kPa（A）,以上保護均采用多點冗余原則，按三取二或四取二配置。

常規東汽機組設置了汽機跳閘、 發電機解列、OPC 動作關閉BV 閥和熱網抽汽調閥的邏輯，在此基礎上增加切除抽汽保護，四抽與五抽壓差不小于570 kPa 或熱網故障關閉熱網抽汽調閥；供熱抽汽回路不通，保護打開BV 閥；中排壓力不小于600 kPa（A）保護打開BV 閥；中排壓力不小于700 kPa（A）或四抽與五抽壓差不小于590 kPa跳機。

3 工況切換與負荷變動試驗

3.1 切缸試驗

工況切換前，退出6 號低加汽側，5 號低加疏水走危急疏水回到凝汽器，保持6、7 號低加水側正常投運狀態，危急疏水自動投入。 試驗前，將機組調整至600 t/h 主蒸汽流量對應的最大抽凝狀態，單閥TF 方式，在各主、輔系統穩定狀態下完成工況切換。

1#機組工況切換過程如圖1 所示。

圖1 1#機組切缸試驗過程曲線

按圖1 的運行模式，BV 閥全關后，排汽溫度上升較快，運行人員投入低壓缸噴水后，排汽溫度降低，因切缸前冷卻旁路差壓已超量程，切換工況后差壓更大，冷卻旁路流量在整個零出力試驗過程中均顯示滿量程上限40 t/h。 觀察到，此時低壓缸末級、 次末級溫度緩慢提升且裕度可控，嘗試逐漸關小冷卻旁路，當冷卻旁路開度關小至50%左右時， 繼續關小冷卻旁路低壓缸末級蒸汽溫度上升明顯加快， 因冷卻旁路流量顯示不準，按低壓缸入口壓力近似折算流量控制冷卻旁路開度，當冷卻旁路開度70%時，此時低壓缸入口壓力21 kPa，對應理論計算的流量為28 t/h。

切缸過程中主要參數變化見表1， 由于是首次切換， 運行人員對低壓缸鼓風影響估計不足，未隨工況切換逐步投入噴水，在見到排汽溫度上升過快后，猛開噴水至90%，雖然迅速使排汽溫度回到初始水平， 但誘發了低壓缸兩側和發電機汽端支撐瓦（3#～5#瓦） 振動加大， 其中4#瓦振幅最大——x、y由試驗前的18、18 μm 增大到82、41 μm，后隨低壓缸噴水收小后逐漸回落。

表1 1#機組切缸過程主要參數變化

在冷卻旁路流量和背壓不變時，嘗試將低壓缸噴水量逐漸收小， 當調節閥開度小于17%后，低壓缸排汽溫度出現快速上升趨勢，1 min 內由32 ℃升至51 ℃，當噴水調節閥開大至20%時，排汽溫度又迅速回落至33 ℃， 說明在該冷卻蒸汽流量下，在凝結水壓力不變的條件下低壓缸噴水調閥最小開度即為20%，不可全收。

2#機組的切缸過程如圖2 所示，與1#機組低壓缸零出力試驗相比， 在低壓缸退出過程中，由于運行人員緩慢開啟低壓缸噴水調閥，機組低壓缸兩側3#和4#瓦振動增幅并未出現較快的情況，而是呈現緩慢上升的趨勢。 從歷史趨勢中查得， 在整個試驗過程中，3x、3y、4x振動變化較為明顯，低壓缸退出后緩慢上升， 3x、3y、4x分別由切缸前的穩態 值26.0、17.0、41.0 μm 升至最大值65.8、26.4、51.0 μm，隨后又緩慢下降，至低壓缸投入前分別降至38.5、14.1、46.1 μm。此外，由于本切缸試驗時間較短，2#機組切缸時冷卻旁路全開，折算冷卻流量在33 t/h，比1#機組的略大，并未明顯高于邊界運行， 與廠家商定未做調整，在冷卻流量與噴水調整優化后，本次切換時次末級和末級蒸汽溫度上升情況比1#機組要平緩許多，至低壓缸投入前，分別升至最高值78.9 ℃和85.2 ℃。

圖2 2#機組切缸試驗過程曲線

3.2 負荷變動與切缸的優勢對比

在低壓缸切除狀態下進行了負荷變動試驗，在機組安全穩燃和當前機組最大供熱負荷區間內選取4 種典型工況（表2），為了驗證切缸技術在提高機組供熱能力的同時能夠有效降低機組最小電負荷的優勢，進行最大抽凝工況與低壓缸切除工況運行參數的對比（表3）。由表3 可知：在保證機組供熱抽汽量280 t/h 時， 與最大抽凝工況相比，低壓缸零出力技術能降低機組負荷52 MW；在保證機組電負荷143 MW 時，與最大抽凝工況相比，低壓缸零出力技術能提高供熱抽汽量111 t/h。

表2 1#機組切缸運行典型工況參數

表3 最大抽凝工況與低壓缸切除工況運行參數對比

3.3 回切試驗

在低壓缸投用之前， 將冷卻旁路閥全開，關小熱網抽汽調閥適當提高中排壓力和降低熱網加熱器液位，確認鍋爐、汽輪機、熱網和回熱系統的參數穩定后， 按照邏輯指令20 s 左右開啟BV閥至最小開度10%，當BV 閥自動開啟后，關閉低壓缸噴水，手動逐漸開大BV 閥，關小熱網抽汽調閥，恢復回熱系統正常運行方式，此時汽輪機由零出力工況切換回抽凝工況。

回切過程中，主、輔機參數穩定，其動態變化過程如圖3 所示。 試驗前后，凝汽器、除氧器和熱網加熱器的水位波動較小，3#～5#瓦振動穩中有降，低壓缸排汽溫度與背壓均為略升后下降， 末級和次末級溫度迅速降低。 回切后，電負荷由134 MW升至157 MW, 熱網抽汽量由320 t/h 降至200 t/h,中排壓力由250 kPa（A）降至200 kPa（A）。

圖3 1#機組回切試驗過程曲線

4 結束語

針對某電廠新建東汽350 MW 超臨界間接空冷機組切缸風險點進行了分析并制定對策，選定合理的切缸邊界參數并完善切缸邏輯和保護，充分保障機組切缸運行的全過程安全。 利用該方案進行兩臺機組的切缸試驗結果表明：在未進行動應力測試前的邊界參數設置合理，能通過程控實現最大抽凝與切缸工況的快速切換/回切過程靈活平穩， 折算旁路冷卻流量區間控制適當，緩慢投入降溫水及時，背壓控制合理，切缸工況運行穩定；在保證機組供熱抽汽量280 t/h 時，與最大抽凝工況相比，低壓缸零出力技術能降低機組負荷52 MW； 在保證機組電負荷143 MW 時，與最大抽凝工況相比，切缸供熱技術能提高供熱抽汽量111 t/h， 其靈活性調峰與增大供熱效果顯著，是火電機組提高市場競爭力的有利手段之一。