調峰火力發電機組高壓導汽管的疲勞損傷研究

趙建軍, 劉長福, 諶 康, 王 旭,李鳳強, 盧 波, 褚建忠

(1. 大唐國際發電股份有限公司北京高井熱電分公司,北京 100041;2. 中國大唐集團科學技術研究總院有限公司華北電力試驗研究院,北京 100044)

基于碳達峰、碳中和目標,能源配置日趨平臺化,能源利用日益高效化[1]。能源結構主導由可控、連續出力的煤電裝機向不確定性強、可控性弱的新能源發電裝機轉變。依據雙碳目標要求,新能源發電將成為我國新增發電量的主體,并在能源結構中占主導地位。為了保障風力、太陽能發電等新能源電力的消納,煤電機組的中低負荷運行、變負荷運行將成為常態[2],承擔起電網保供的重要職責。調峰運行是新形勢下煤電生存的途徑,也是適應雙碳目標新形勢要求最重要的舉措。因此,隨著火力發電機組調峰頻率及幅度的不斷增加,機組深度調峰的負荷率甚至低至16%。

機組在調峰運行時,介質的溫度、壓力都在波動,使設備承受交變載荷,從而引起設備的疲勞損傷[3]。尤其對于厚壁部件,其內外壁溫度不一致,產生的熱膨脹應力與內壓應力疊加,對設備壽命的影響更明顯。

以某300 MW亞臨界機組的高壓導汽管為對象,研究了調峰運行對高壓導汽管壽命的損傷情況,以為電廠安全運行提供技術支撐。

1 調峰運行相關參數的分析

通過調整蒸汽的能量即溫度、壓力和流量,以調節火力發電機組的輸出功率。因此,機組負荷波動主要涉及溫度、壓力的調節[4]。變負荷調峰機組的運行控制方式有:滑壓運行、調溫控制和調溫調壓聯合控制。調峰幅度較小時,主要采用滑壓運行方式;深度調峰時,則采用調溫調壓聯合控制方式。

1.1 調峰運行相關參數的變化特性

該廠主蒸汽和再熱蒸汽的設計溫度相同,均為540 ℃,僅對主蒸汽系統情況進行討論。

從該300 MW亞臨界機組廠級監控信息系統(SIS)獲取的運行數據見圖1。從圖1可以看出,機組在600 d內停機6次。機組長期運行在調峰狀態,功率主要在150～300 MW波動。

圖1 調峰機組運行時的功率、主蒸汽壓力及溫度波動情況

對從SIS獲取的數據進行統計分析:機組功率最高為304.27 MW,調峰運行時的功率最低為128 MW;機組長期在200 MW以下運行,占取樣時長的55%以上。

對主蒸汽壓力數據進行統計分析:主蒸汽壓力的最大值為17.624 MPa;正常運行時壓力低于9 MPa的時長約占取樣時長的0.1%;主蒸汽壓力主要在10～16 MPa波動,處于該范圍的時長約占取樣時長的97%;壓力的波動幅度為6 MPa,約為最高工作壓力(16 MPa)的37.5%。

相比于機組功率和主蒸汽壓力,主蒸汽溫度的波動幅度較小。由圖1可得:在第320天以后的時期,主蒸汽溫度基本維持在535～545 ℃,而同時期的功率及壓力波動明顯。因此,機組功率波動與主蒸汽壓力波動緊密相關,與溫度波動的關系不明顯。

1.2 調峰頻率及參數關聯性分析

從圖1后300 d數據中抽取5 d的運行參數,機組功率、主蒸汽壓力及溫度的運行數據見圖2。

圖2 機組某5 d的運行數據

由圖2看出機組調峰運行時的參數變化及相關性:

(1) 功率每天波動2次甚至3次;

(2) 功率峰值出現在07:00:00和19:00:00左右;

(3) 07:00:00—09:00:00時間段的功率峰值較低且持續時間短;

(4) 功率波動與主蒸汽壓力波動的趨勢幾乎相同,而與主蒸汽溫度波動無明顯相關性;

(5) 主蒸汽溫度波動的幅度很小,峰、谷值差約為9 K。

為了進一步明確主蒸汽溫度、主蒸汽壓力、機組功率的相關性及波動頻率,采用快速傅里葉變換(FFT)的方法將機組數據從時域映射到頻域進行分辨。

FFT是一種頻譜分析方法,采用FFT方法[5]對從SIS中采集出來的離散數據進行分析:

(1)

(2)

對600 d內的運行數據進行了FFT處理(見圖3)。

圖3 機組功率、主蒸汽壓力及溫度的FFT頻譜分析

從機組功率、主蒸汽壓力及溫度的FFT頻譜中可以得出:

(1) 3個參數均在頻率為0處的幅值最高。這是因為在機組運行時,功率、主蒸汽壓力及溫度有很高的“直流”即“不變量”成分。

(2) 功率波動的頻譜量值表明每天調峰2次的天數是調峰1次的1.44倍。從壓力波動的頻譜量值上也能得出同樣結論。調峰運行期間機組每天調峰次數的占比見圖4。調峰頻率以每天調峰2次居多,約占調峰運行總天數的1/2;每天調峰1次的情況約占調峰運行天數的1/3;少數情況下每天調峰3次。

圖4 機組每天調峰次數的占比情況

(3) 在溫度波動頻譜圖中也可看出每天有2次調峰的頻譜,但不明顯。溫度波動整體類似于白噪聲的隨機波動。

(4) 在機組功率不低于128 MW的情況下,負荷與主蒸汽壓力波動密切相關,而與主蒸汽溫度無明顯的關聯性,機組功率主要由主蒸汽壓力控制。

2 調峰運行對高壓導汽管疲勞壽命的影響

以主蒸汽系統的高壓導汽管為研究對象,采用有限元計算的方法,對其在調峰運行工況下的壽命損耗情況進行研究。

2.1 高壓導汽管壽命評估相關參數說明

高壓導汽管的材質為12Cr1MoV耐熱鋼,規格為Φ273×40。12Cr1MoV的物理參數與溫度的關系見表1[6],評估壽命時采用線性插值法獲取對應溫度的參數。

表1 12Cr1MoV的材料參數

2.2 有限元模型及邊界條件設置

按圖紙建立的高壓導汽管有限元模型見圖5。由于導汽管相對于汽缸左右對稱,因此僅對左半部分進行建模分析。

圖5 有限元計算模型及約束情況

根據圖紙設計,施加熱態運行時的邊界條件為:

(1) 在汽缸中心施加三向約束,控制其中心不產生位移(見圖5中A約束)。

(2) 控制閥門的上下位移為0 mm(見圖5中B約束)。

(3) 對左側上缸導汽管下側支吊架施加向上的彈吊力18 360 N(見圖5中C約束)。

(4) 對左側上缸導汽管中部支吊架施加向上的彈吊力12 250 N(見圖5中E約束)。

(5) 對右側下缸導汽管下側支吊架施加向上的彈吊力13 170 N(見圖5中D約束)。

(6) 對所有部件施加豎直向下的重力加速度9.8 m/s2(見圖5中F約束)。

(7) 選取調峰幅度較大的某天,提取主蒸汽壓力、溫度作為載荷的影響因素,對導汽管的疲勞損傷情況進行研究。主蒸汽壓力、溫度隨時間的變化情況見圖6,壓力波動范圍為10.1～14.6 MPa,溫度波動范圍為524.1～542.3 ℃。壓力載荷作用于導汽管、汽缸內壁,溫度載荷作用于全部部件上。

圖6 僅加載溫度載荷時上、下缸導汽管的應力狀況

圖6 某天調峰運行時主蒸汽壓力、溫度的波動情況

2.3 應力分析

為了確定不同因素對導汽管應力的影響,將溫度和壓力載荷作用于導汽管,討論導汽管的應力情況。如無特殊說明,所述的結果均在已施加圖5中A～F約束的情況下計算求得。

2.3.1 靜態應力的分析

為了便于比較不同參數對管系應力的影響,選取圖6中第24小時的溫度(528.5 ℃)、壓力(10.5 MPa)進行分析。

(1) 僅加載溫度載荷。

設置壓力為0 MPa,僅加載溫度載荷(528.5 ℃時)的計算結果見圖6。

上缸導汽管的最大應力出現在上彎內弧內側,最大值為37.74 MPa,結合導汽管變形情況,分析該處應力為壓應力。上缸導汽管的外弧承受拉應力,最大拉應力約為26.74 MPa。

下缸導汽管的最大應力出現在與汽缸連接處的管外壁,最大應力為17.62 MPa。外壁應力隨著遠離管端頭而降低,距離管端頭1.5 m處的外壁應力下降至7 MPa。

(2) 僅加載壓力載荷。

常溫下,僅加載壓力載荷(10.5 MPa時)的計算結果見圖7。

圖7 僅加載內壓載荷時上缸導汽管的應力狀況

上缸導汽管的最大應力出現在導汽管與汽缸連接處附近,為55.4 MPa(見圖7(a)),結合導 汽管變形情況,分析得出該處應力為壓應力,而管對側為拉應力。最大拉應力為50 MPa,應力隨著遠離管端頭而降低(見圖7(b))。分析管內壁的應力情況,在管內壁多次取點,得出平均應力約為37 MPa。

下缸導汽管的最大應力出現在導汽管與汽缸連接處附近的外壁,為29.57 MPa的壓應力。下缸導汽管內壁平均應力水平在20 MPa以內。

(3) 溫度及壓力載荷共同作用。

在溫度、壓力載荷的共同作用下,上缸導汽管的最大應力為39.03 MPa,相比于常溫下僅加載內壓載荷時下降約16 MPa。這主要是因為高溫時彈性模量降低,管系的柔性增加,從而降低了管系應力。下缸導汽管應力相對常溫狀態下并無明顯變化,最大應力為31.57 MPa,分析原因是下缸導汽管短,結構剛性大,彈性模量下降使管系柔性的增加程度不明顯,并且下缸導汽管整體應力水平較低,應力的下降空間小。計算12Cr1MoV材料在540 ℃時的許用應力為83 MPa[7],上述應力遠低于該許用應力。

(4) 其他因素對應力的影響。

改變支吊架的吊掛力及吊掛點,會對管系應力的分布及幅值有較大影響。在僅加載壓力載荷的情況下,取消上缸導汽管的中部約束(圖5中E約束),則上缸導汽管最大應力由55.4 MPa上升至71.3 MPa,由此可見支吊架的重要性。對于主蒸汽管道,由支吊架調整不當導致管道應力升高而損壞管道的事故也比較常見[8-9]。

以上是對靜態應力的分析情況,僅是在某溫度、壓力狀態時的應力水平,為了研究導汽管壽命,需要獲取隨載荷變化的應力。

2.3.2 動態應力的波動分析

為了便于比較應力變化,提取上、下缸導汽管在溫度、內壓載荷的共同作用下內、外壁處(圖8中內壁1、外壁2位置)的應力。

圖8 提取的導汽管內、外壁應力位置

提取的不同位置的應力與主蒸汽壓力的對比結果見圖9。由圖9可得:導汽管在溫度、壓力載荷的共同作用下,其應力波動與主蒸汽壓力波動的趨勢較為一致。

圖9 導汽管內、外壁不同位置的應力與主蒸汽壓力的比較

上缸導汽管外壁1應力的波動較小,其應力波動幅度僅為1 MPa。上缸導汽管外壁在3種加載方式下的應力波動情況見圖10。在溫度、壓力載荷的共同作用下,內壓應力受熱應力的影響被抵消或減弱,緩沖了內壓載荷造成的應力波動。

圖10 上缸導汽管外壁在3種加載方式下的應力

結合上述分析,對于調峰機組,導汽管的疲勞壽命主要受壓力載荷的影響,溫度載荷引起的熱應力改變了導汽管的應力水平,但影響不明顯。

2.4 疲勞壽命分析

采用應變-壽命曲線反映載荷與疲勞失效的關系。圖11[6]的應變-壽命曲線展示了應變與失效循環次數的關系,將該曲線轉換后載入有限元軟件的材料屬性中進行調用,以評估導汽管壽命。

圖11 12Cr1MoV材料在540 ℃時的應變-壽命曲線[6]

主蒸汽壓力不是呈現簡單的恒周期波動,不能直接將其用于導汽管的疲勞壽命評價,需采用雨流計數法對主蒸汽壓力進行處理。雨流計數法是在20世紀50年代由英國的2位工程師(M.Matsuishi和T.Endo)提出來的[10]。該計數法把實際載荷歷程簡化為若干個載荷循環,先計算不同的平均應力和應力范圍,然后使用這組“雨流”循環完成疲勞計算,再通過Palmgren-Miner法則對疲勞損傷進行累加,從而評估疲勞損傷壽命。雨流計數法考慮了動強度(幅值)和靜強度(均值)2個變量,符合疲勞載荷本身固有的特性[11],該方法在疲勞壽命計算中的應用非常廣泛。

采用雨流計數法可以將任意載荷循環切分為不同的名義平均值、范圍值及計數值的循環陣列。通過有限元軟件計算出的主蒸汽壓力的分析結果見圖12。

圖12 有限元軟件計算出的主蒸汽壓力的分析結果

雨流計數法將主蒸汽壓力的波動分解成14個不同的簡單循環,這14個循環有不同的名義應力、應力波動范圍及計數。計算部件的疲勞壽命時,分別求取每個簡單循環對壽命的損傷,然后將損傷疊加,即完成1 d內主蒸汽壓力波動對導汽管疲勞壽命的計算。

在主蒸汽溫度和壓力波動的影響下,上缸導汽管的疲勞壽命計算結果見圖13。上缸導汽管最大應力處的疲勞壽命最小,為6.95×105次循環;下缸導汽管的疲勞壽命可達106次循環以上。

圖13 上缸導汽管疲勞壽命的計算結果

由此可見,在支吊架設計良好、機組調峰負荷率不低于42%的情況下,以每天調峰2次計,高壓導汽管可運行6.25×105d。

3 結語

基于300 MW火力發電機組運行的SIS數據,分析了調峰運行時機組參數的相關性及波動特性,同時采用有限元計算方法研究了參數波動對高壓導汽管疲勞壽命的影響。

當機組負荷不低于128 MW時,負荷與主蒸汽壓力的波動密切相關,而與主蒸汽溫度無明顯的關聯性;每天調峰2次的情況居多,約占調峰運行總天數的1/2,每天調峰1次的情況約占調峰運行總天數的1/3;每天調峰3次的情況較少。計算結果表明:在高壓導汽管支吊架設計及應用良好、機組調峰負荷率不低于42%的情況下,以每天調峰2次計算,高壓導汽管可運行6.25×105d。

研究結果僅針對所研究的300 MW亞臨界機組,若機組調峰運行參數波動情況與該機組類似,則疲勞損傷結果可供參考。