330 MW三源抽汽供熱汽輪機通流綜合提效研究

黃思林， 梁占偉， 喬加飛

(1.國家能源集團廣東電力有限公司，廣東廣州 510000；2.國家能源集團新能源技術研究院有限公司，北京 102209；3.國能國華(北京)電力研究院有限公司，北京 102209)

在當前“雙碳”背景下，火電行業的低碳發展面臨嚴峻挑戰，火電機組如何提高效率以實現節能減碳是亟需研究的熱門課題。火電機組通過熱電聯產改造[1-2]、主機優化升級[3-6]及輔機節能改造[7]等綜合措施，進一步提升其整體運行效率、降低供電和供熱煤耗。汽輪機是火電機組中的關鍵動力轉換設備，其能量轉換效率是影響火電機組經濟性的關鍵因素。汽輪機通流優化升級是提高汽輪機本體能量轉換效率的有效方法，也是降低火電機組供電煤耗的關鍵環節。

有關汽輪機通流優化升級的報道主要集中于純凝機組，即使針對熱電聯產機組通流優化升級的研究大多也未涉及多源抽汽經濟性。邵家林等[8]報道了330 MW亞臨界純凝機組的通流提效改造，并將主、再熱蒸汽溫度由538 ℃分別提升至546 ℃和568 ℃，增加一級0號高壓加熱器，預期降低熱耗率140～380 kJ/(kW·h)。徐星等[9]分析了600 MW超臨界汽輪機普遍存在的問題，闡述了該等級汽輪機通流改造的技術特點，對比了主要汽輪機廠家的改造技術路線，為600 MW超臨界汽輪機改造原則和范圍提供參考。趙斌等[7]研究了某600 MW亞臨界機組通流改造和輔機節能改造技術，容量增至630 MW，機組改造后熱耗率降低500.17 kJ/(kW·h)，為600 MW亞臨界機組增容提效提供了借鑒案例。張昊等[10]針對某1 000 MW超超臨界汽輪機通流改造方案進行了說明，對比了改造前后機組的熱耗率，提出了進一步優化改造的建議。張磊等[11-12]分析了600 MW亞臨界汽輪機存在的問題，提出了末級葉片選型等通流優化升級方案，經測試改造后汽輪機熱耗率降低了332 kJ/(kW·h)。

此外，為滿足工業供汽參數和供汽量要求，也對部分機組的汽輪機外部進行了改造，張志業等[13]和陳新風等[14]報道了某300 MW亞臨界汽輪機中調門改造方案，實現了再熱蒸汽熱段調整抽汽。孫博昭等[15]報道了某350 MW熱電聯產機組通過配置可調式蒸汽噴射器來滿足機組中、低負荷工況的供汽量和供汽參數。

由上述相關報道可知，汽輪機通流改造大多未考慮工業抽汽供熱經濟性，為了滿足工業供汽要求，常采用汽輪機外部改造方案。而綜合考慮汽輪機通流優化升級和工業供汽經濟性的報道并不多見，尤其是考慮高、中和低三源抽汽工業供汽汽輪機經濟性的通流優化升級研究尚未見報道。筆者針對汽輪機高、中和低三源抽汽工業供汽的特點，研究了通流優化升級的關鍵技術，對比了不同汽輪機通流優化升級方法的經濟性，得到適合于三源抽汽供熱汽輪機通流優化升級的經濟性方案，為多源抽汽工業供汽火電機組節能減碳提供技術支撐。

1 研究對象

1.1 汽輪機特點

某電廠一期工程建設2×330 MW亞臨界燃煤機組汽輪機為亞臨界參數、三缸兩排汽、單軸布置的沖動式抽汽凝汽汽輪機，高、中壓部分為分缸結構，具有獨立的高壓缸和中壓缸，低壓部分為雙流、雙排汽的低壓缸。

高壓缸為雙層缸，高壓通流部分為反向流動，內有1個單列調節級、8個壓力級。第6級后設置抽汽口，一部分作為高壓供熱抽汽，另一部分作為第1段抽汽送往1號高壓加熱器；高壓缸排出的蒸汽一部分作為第2段抽汽送至2號高壓加熱器，大部分引至再熱器。

中壓缸全部采用隔板套結構，中壓缸內有7個壓力級，在第1級后設置中壓供熱抽汽；第3級后設置第3段抽汽口，一部分抽汽作為低壓供熱抽汽，另一部分抽汽送入3號高壓加熱器；中壓缸排汽一部分作為第4段抽汽供除氧器，大部分從中壓排汽口進入連通管通向低壓缸。

低壓缸為對稱分流雙層缸結構，蒸汽由低壓缸中部進入通流部分，分別向前后2個方向流動，經2×6個壓力級后向下排入凝汽器。在1～4級后依次設有5～8段抽汽口，分別供4個低壓加熱器。

1.2 抽汽方式

機組具有三段供熱抽汽，其中高壓抽汽為參數不可調整供熱抽汽，中、低壓抽汽為參數可調整供熱抽汽，單機設計額定抽汽質量流量為252.5 t/h，最大抽汽質量流量為352 t/h，見表1所示。在設計優化階段，增設再熱蒸汽冷段抽汽(高壓缸排汽)供至中壓供熱管道，設計抽汽質量流量為30 t/h，但由于該處抽汽影響鍋爐再熱器調節，僅考慮在中壓供熱流量不足時才進行投運。兩臺機組供熱管道通過布置在廠房外的蒸汽母管向熱網供熱，其中高壓、中壓、低壓供熱母管的公稱直徑分別為200 mm、500 mm和600 mm。

表1 抽汽參數與供熱參數

2 研究問題

2.1 經濟性問題

供熱抽汽方式調整導致汽缸節流損失嚴重，大大降低了供熱抽汽對機組經濟性的改善程度。機組目前平均供電煤耗與國內300 MW亞臨界純凝機組相比僅屬中等水平，供熱所帶來的經濟性改善作用不明顯。目前，電廠中壓及低壓的工業抽汽供熱分別采用座缸閥和旋轉隔板的調節方式，運行時始終存在節流情況，對缸效率有較大影響，全部或部分抵消了供熱所帶來的機組熱耗率的降低，造成供熱對供電煤耗降低的貢獻較低。

以1號汽輪機100%熱耗率驗收工況(THA工況)為例，改造前熱耗率和缸效率見圖1。運行熱耗率較設計值偏高，熱耗率設計值為7 734 kJ/(kW·h)，熱耗率測試值為8 008 kJ/(kW·h)；缸效率明顯偏低，高、中和低壓缸設計缸效率分別為85.51%、90.47%和91.46%，某研究院通過試驗測量得到的高、中和低壓缸缸效率分別為80.42%、84.74%和88.49%。基于試驗結果可以看出：(1) 機組運行后熱力性能快速衰退，目前的熱耗率及缸效率均距離原設計值有較大差距，具有非常大的節能改造潛力。(2) 中壓缸缸效率受中壓工業抽汽的影響非常明顯，隨著座缸閥開度的減小，缸效率急劇下降，低負荷大抽汽量工況的缸效率已低于70%，這是導致機組抽汽工況熱耗率偏高的主要原因。(3) 隨著工業供熱負荷需求的增大，機組的有效工況范圍變窄、缸效率降低，已影響機組的高效、安全運行。

圖1 改造前熱耗率和缸效率

2.2 可靠性問題

汽輪機運行可靠性方面存在如下問題：(1) 夾層加熱設計不合理，導致上下缸溫差大。汽輪機高壓缸夾層加熱進汽口布置在汽缸下部，因距離疏水和抽汽口較近，夾層加熱投入時下缸溫度快速上升，而對上缸加熱不明顯，容易造成上下缸溫差大，運行操作風險較高。(2) 座缸閥和旋轉隔板故障率較高，存在結合面變形漏汽現象，且旋轉隔板多次出現油動機故障操作不動的問題。(3) 高壓缸隔板套設計強度偏低，運行中產生軸向變形，易造成動靜碰摩。

3 綜合提效方案研究

3.1 原參數通流提效研究

3.1.1 高壓缸提效方案

保留高壓外缸，抽汽口數量和位置不變，更換高壓內缸。高壓缸提效方案主要特點如下：

(1) 高壓通流全新設計，原機組高壓為1+8級，優化后采用1+10級。原機組級數較少，相對葉高(葉高與葉根軸寬之比)有優化空間，相對葉高與級總效率的關系見圖2。采用先進的通流設計技術對原型機高壓缸進行相對葉高優化，得到更優的通流級數與各級最佳的氣道高度。

圖2 相對葉高與級總效率的關系

(2) 壓力級優化為低損失、后加載葉型。高效的汽輪機通流技術是以先進的動靜葉型線為基礎的，以東方先進沖動式葉型(DAPL)為代表的高效沖動式動、靜葉型線適用于沖動式汽輪機，靜葉型線為高度后加載葉型，負荷最大的位置在靜葉通道的下游，有利于減小葉型損失和二次流損失，動葉型線采用大剛度、小汽流折轉角，有利于減小動葉的型線損失，并增加相對葉高、減小二次流損失。

(3) 為提高高壓缸經濟性，針對調節級進行了優化，優化前后模型見圖3。調節級優化方法為：a) 優化噴嘴室及噴嘴組。b) 噴嘴導葉型線由原來的層流葉型改為后加載葉型，調節級的性能對汽輪機整體效率及出力具有較大影響。由于原調節級葉片展弦比較小，二次流損失非常嚴重。采用新型葉柵可以降低通道前部的氣動載荷，大幅度減小二次流損失。c) 調整噴嘴導葉數量和導葉型線的安裝角，優化導葉出口面積。優化調節級速比，適當提高級后壓力，不但提高了調節級效率，而且把焓降分到級效率高的壓力級，從而提高高壓缸效率，同時減少高壓調節閥的節流損失。d) 優化調節級葉頂徑向汽封結構，減小葉頂汽封的漏汽損失。

(4) 高壓進汽室采用全新設計的進汽室與內缸合體結構，見圖4。優化進汽腔室采用回繞結構滿足機組加級的跨距需求；優化進汽腔室流線極為順暢，幾乎不存在任何旋渦，壓損僅為原來的1/2～1/4；優化進汽腔室與汽缸合二為一，減少1個漏氣點，漏氣大幅減少；優化進汽腔室出汽均勻，使進汽腔室到高壓調節級的總效率提高約2.1%；優化進汽腔室均勻的出口汽流還帶來摻混段壓損降低及前三級壓力級效率提高等收益。

(5) 采用自帶冠動葉，高低城墻齒汽封，優化汽封有效齒布置。對比了不同汽封高低齒數下的芬諾線，見圖5。由圖5可知，增加有效汽封數后，汽封出口處的焓降降低，出口流速降低，從而減小了泄漏量。

(a) 原始噴嘴模型

圖4 進汽腔室優化結構

圖5 不同汽封高低齒數下的芬諾線

(6) 高壓排汽缸優化模型總壓損失系數大幅減小，約減小50%。

(7) 采用邊界層抽吸技術，動葉根部通道渦明顯降低，見圖6。對效率分析表明，沖動式汽輪機獨有的邊界層抽吸技術可使級效率提高0.5%。

(a) 采用前熱分布 (b) 采用前流線分布(c) 采用后熱分布 (d) 采用后流線分布

3.1.2 中壓缸提效方案

保留中壓外缸，抽汽口數量和位置不變。提效方案主要特點如下：

(1) 中壓通流全新設計，原機組中壓為7級，改造后采用11級。原機組中壓由于座缸閥和旋轉隔板對通流空間的需求較大，通流級數布置困難，同時座缸閥與旋轉隔板本身結構對通流效率有影響，取消座缸閥和旋轉隔板，采用中聯閥參調供熱，利用自然壓降來匹配參數，盡可能不讓中聯閥參調或少參調，降低閥門節流損失，使中壓缸通流效率大幅提高。

(2) 壓力級采用低損失、大剛度、后加載葉型。

(3) 采用自帶冠動葉，高低城墻齒汽封，優化汽封有效齒布置。

(4) 采用邊界層抽吸技術。

3.1.3 低壓缸提效方案

低壓缸最主要的優化是選擇合適的末級葉片，以及與末級葉片匹配的整個低壓通流。低壓缸提效方案主要特點如下：

(1) 優化低壓進汽腔室型線，降低進汽壓損。對低壓進汽結構進行優化，見圖7。低壓進汽分流環按“人”字形設計，使流道更順暢，減少進汽壓力損失。

圖7 低壓進汽結構優化結果

(2) 采用全新優化匹配設計的末級葉片匹配低壓通流，提高末級效率。不同末級葉高的熱耗率見圖8。由圖8可以看出，無論是在純凝工況還是供熱工況，925 mm末級葉高方案的熱耗率均低于856 mm末級葉高方案，925 mm末級葉高方案的經濟性更好，根據綜合性能對比后確定選用925 mm末級葉高。末級動葉頂部采用高頻淬火強化技術，以提高葉片抗水蝕能力。

圖8 不同末級葉高的熱耗率

(3) 采用最新的低損失動靜葉型，優化各級反動度和各級速比。

(4) 采用自帶冠動葉，前三級葉頂采用高低城墻齒密封。

(5) 優化前后的低壓缸排汽導流環流線和速度矢量見圖9，優化后靜壓恢復系數高，排汽缸損失低。

3.1.4 抽汽供熱提效方案

本次改造采用中聯閥參調的方式調節高壓和中壓供熱參數，低壓供熱參數依靠自然壓降來滿足。取消旋轉隔板和座缸閥，增加通流級數。純凝工況時，中聯閥全開，新舊閥門的損失差距基本可以忽略，通流效率得到保證；投額定抽汽時，盡可能通過增大主汽質量流量，依靠自然壓降來滿足供熱參數的要求，盡量不使用中聯閥調整；在投最大抽汽工況時，主汽質量流量最大后，再配合中聯閥進行調整，滿足供熱要求。如此調整后將保證機組不管是純凝還是供熱工況，效率都能達到最高。

主要技術方案如下：

(1) 將原中壓缸的座缸閥和旋轉隔板取消。

(2) 高壓供熱采用抽汽口位置(一段抽汽)不變，增大抽汽管徑，當抽汽質量流量大于60 t/h時，通過減小一段抽汽至1號高壓加熱器抽汽以增加對外供熱量。

(3) 中壓供熱采用再熱蒸汽冷段和再熱蒸汽熱段摻混方案，再熱蒸汽冷段通過減壓閥后接入供熱母管，再熱蒸汽熱段通過減溫減壓器后接入供熱母管，通過調整中聯閥的開度來提高再熱蒸汽熱段壓力，以滿足低負荷時的供熱參數。

(4) 低壓供熱前移至原中壓供熱抽汽口，并保留原三段抽汽至低壓供熱抽汽管道備用。當高負荷供熱時利用原三段抽汽至低壓供汽，低負荷時采用原中壓供熱抽汽口抽汽滿足低壓供熱參數。

3.2 升參數通流提效研究

升參數通流提效設計2種方案：一是主再熱蒸汽參數升級為主蒸汽壓力17 MPa、主蒸汽溫度566 ℃、再熱蒸汽溫度566 ℃(方案二)；二是主再熱蒸汽參數升級為主蒸汽壓力17 MPa、主蒸汽溫度600 ℃、再熱蒸汽溫度600 ℃(方案三)。由于機組升參數通流提效方案的初蒸汽溫度提升，各監視段抽汽溫度均有不同程度提升，需要重新核算高、低壓加熱器熱力參數；同時，鍋爐過熱器、再熱器需要同步改造。2種升參數通流提效方案類似，主要差別在于主汽及再熱蒸汽溫度參數的不同導致部件材質升級，因此對結構方案進行統一描述，主要優化內容如下文所述。

3.2.1 高壓缸提效方案

高壓模塊由于調節級后蒸汽從高壓前汽封漏到夾層，同時高壓進汽插管漏汽也漏到夾層，這兩路蒸汽溫度均高于高壓外缸使用溫度540 ℃，因此在2個方案中，均要求高壓外缸統一更換，方案二高壓外缸采用570 ℃材質，方案三高壓外缸采用600 ℃材質。升參數改前和改后結構見圖10。其他優化提效內容同原參數通流提效方案。

(a) 升參數前

3.2.2 中壓缸提效方案

中壓模塊由于中壓外缸與再熱蒸汽直接接觸，中壓外缸受材質使用溫度限制，方案二和方案三都需要更換中壓外缸，方案二采用570 ℃材質，方案三采用600 ℃材質。同時，由于供熱方式變更，汽缸結構發生變化，中壓缸提效優化前后結構對比見圖11。中壓缸整體或部分采用單層缸結構，降低汽缸整體的熱慣性，優化熱膨脹性能，對進汽和排汽腔室型線進行優化，降低進、排汽壓損。根據機組設計熱負荷要求，重新選取低壓供熱抽汽口。其他優化提效內容同原參數通流提效方案。

(a) 升參數前

3.2.3 低壓缸提效方案

對于低壓模塊，最主要的優化是選擇一個合適的末級葉片，以及與末級葉片匹配的整個低壓通流。末級葉片的選擇原則主要是根據排汽體積流量確定合適的排汽面積，以使機組在各工況運行時排汽環形速度在合理范圍內，從而減小排汽損失，提高機組運行經濟性。在提效方案優化中，對末級葉片選取進行了相關比較論證計算，以方案二為例對比856 mm、909 mm和925 mm末級葉高熱耗率，結果見圖12。由圖12可以看出，在純凝工況下，約60%負荷及以上，909 mm末級葉高較856 mm末級葉高經濟性更佳；在純凝工況下，約88%負荷及以上，925 mm末級葉高較909 mm末級葉高經濟性略占優勢。在額定供熱工況下，909 mm末級葉高較856 mm和925 mm末級葉高經濟性略優。綜合考慮，升參數通流改造優先推薦使用909 mm末級葉高。

圖12 不同末級葉高的熱耗率

3.2.4 抽汽供熱提效方案

主要技術方案如下：

(1) 低壓供熱前移至原中壓供熱抽汽口附近，并考慮保留原三段抽汽至低壓供熱抽汽管道備用。當高負荷供熱時利用原三段抽汽至低壓供汽，低負荷時采用原中壓供熱抽汽口抽汽，以滿足低壓供熱參數。(2) 其他內容同常規通流改造的供熱系統改造方案。

4 節能效果評估

改造前后主要技術和經濟指標對比見表2。表2以1號機為例對比了3個方案的技術和經濟指標。由表2可以看出，方案一為不升參數的常規通流改造方案，技術成熟可靠，相對改造前提高了缸效率，降低了機組熱耗率，造價合理，投資回收期短，具有較好的經濟效益。相比方案一，方案二指標較好，但改造范圍大，投資較高，回收年限較長；相比方案三，方案二雖然技術指標方面略差，但可最大限度地利用原有設備、管道等，投資較低，相對投資回報期短。雖然方案三的技術指標最優，節能量最大，但改造范圍最大，投資最高，投資回報期最長。

表2 改造前后主要技術和經濟指標對比

從改造范圍、改造難度和投資代價綜合考慮，推薦采用方案一(16.77 MPa/538 ℃/538 ℃)的參數配置，方案一的投資為13 478萬元，投資回收期為6.6 a，具有較好的經濟效益。

5 結 論

(1) 原參數通流提效方案技術成熟可靠，相對改造前提高了缸效率，降低了機組熱耗率，造價合理，投資回收期短；升參數通流提效方案技術指標略好，但改造范圍大、投資較高、回收年限較長。

(2) 原參數通流提效方案的THA純凝工況熱耗率及供電標準煤耗分別降低了222 kJ/(kW·h)及8.79 g/(kW·h)，額定供熱工況熱耗率及供電標準煤耗分別降低232 kJ/(kW·h)及9.19 g/(kW·h)。

(3) 從改造范圍、改造難度和投資代價綜合考慮，采用方案一(16.77 MPa/538 ℃/538 ℃)的參數配置時投資為13 478萬元，投資回收期為6.6 a，具有較好的經濟效益。