東汽600 MW 亞臨界汽輪機配汽方式改造

吳華強 ，張 彩 ，董益華 ，何新有，張 寶

(1.浙江浙能嘉興發(fā)電有限公司，浙江 平湖 314201;2.浙江省電力公司 電力科學研究院，浙江 杭州 310014)

0 引言

目前，國產(chǎn)汽輪機大都有兩種配汽方式，即單閥配汽與順序閥配汽。眾多機組實踐表明，在大部分負荷范圍內(nèi)，由于節(jié)流損失的減小，順序閥方式運行經(jīng)濟性明顯優(yōu)于單閥方式。在單閥配汽方式與順序閥配汽方式之間，還有一種方式被稱為混合配汽，在混合配汽方式下，低負荷時各汽輪機調(diào)節(jié)閥同時參與調(diào)節(jié)，升到某一控制點時，部分調(diào)節(jié)閥關閉，在此控制點之上時，關閉的調(diào)節(jié)閥再次順序開啟，參與機組的配汽調(diào)節(jié)，這種配汽方式在東汽600 MW 超臨界與亞臨界汽輪機上均廣泛應用?；旌吓淦绞郊骖櫫藛伍y配汽的安全性與順序閥配汽的經(jīng)濟性，適用于帶基本負荷的機組，機組調(diào)峰運行時，會產(chǎn)生很大的節(jié)流損失［1］;另外，混合配汽方式只能在單一閥點下滑壓運行，目前多采用三閥點滑壓方式，使得主蒸汽壓力明顯偏低，嚴重的影響到了機組的動態(tài)調(diào)頻性能。因此，有必要對這種配汽方式進行改造。

1 機組簡介

某發(fā)電廠汽輪機為600 MW 亞臨界、中間再熱式、高中壓合缸、三缸四排汽、單軸、凝汽式汽輪機，機組型號為N600-16.7/538/538-1。該機組由東方汽輪機廠按日本日立公司提供的技術制造。汽輪機進汽采用噴嘴調(diào)節(jié)，共有4 組高壓缸進汽噴嘴，由4 個調(diào)節(jié)閥(CV)控制。來自鍋爐的新蒸汽首先通過2 個高壓主汽閥(MSV)，然后流入調(diào)節(jié)閥。這些蒸汽分別通過4 根導管將汽缸上半部和下半部的進汽套管與噴嘴室連接。4 只高壓調(diào)節(jié)閥共用一個調(diào)節(jié)閥室，中間互聯(lián)互通，從機頭向發(fā)電機側(cè)看，每個調(diào)節(jié)閥相對應的噴嘴組布置方式如圖1 所示。

圖1 調(diào)節(jié)級噴嘴布置示意圖Fig.1 Regulation stage nozzle layout diagram

汽輪機控制系統(tǒng)采用東方汽輪機廠配套的HIACS-5000 M 高壓純電調(diào)控制系統(tǒng)，原配汽曲線如圖2 所示。在流量指令較小時，4 只調(diào)節(jié)閥同時開啟，隨著流量指令的增加，CV1，CV2，CV3開度增加，但CV4 開度減小，流量指令再增加時，CV4 再次開啟。改造前，汽輪機在流量指令86%左右滑壓運行。

圖2 原配汽曲線Fig.2 The curve diagram of former valve management

2 改造方案的選取

東汽600 MW 系列汽輪機配汽方式改造的主要途徑是將其混合配汽方式改造成為順序閥配汽方式，但實現(xiàn)的途徑有兩種，一是直接修改原配汽曲線，低負荷時，4 個調(diào)節(jié)閥同時開啟，隨后2只調(diào)節(jié)閥逐漸全開，負荷再增加時，這2 只調(diào)節(jié)閥再依次開啟，這種配汽方式本質(zhì)上仍為混合配汽，但可實現(xiàn)兩閥滑壓運行［2］;二是保留原混合配汽方式，另外增加一套順序閥配汽方式，汽輪機可在2 種配汽方式下在線切換。

第二種方式更為靈活，也不需要額外增加設備投資，機組啟動以及汽門活動試驗，仍可在原混合配汽方式下進行，對運行影響較小。比較分析后，決定采用第二種方式進行改造。

3 配汽方式改造的安全性分析

3.1 噴嘴組強度校核

該機組汽輪機原設計為混合配汽，相同負荷下，三閥滑壓運行時調(diào)節(jié)閥前壓力相對較低，調(diào)節(jié)級前后壓差較小，改為順序閥方式后，會出現(xiàn)2 只調(diào)節(jié)閥全開、另2 只調(diào)節(jié)閥接近全關的運行工況，如采用兩閥滑壓，汽輪機會長時間處于該閥位運行，相對三閥滑壓運行，此時調(diào)節(jié)閥前壓力相對較高，調(diào)節(jié)級前后壓差較大，這是否會給汽輪機的安全運行帶來威脅，需要論證確認。

東方汽輪機廠對噴嘴組強度校核計算結(jié)果表明:主蒸汽壓力為額定值時噴嘴組的強度可以滿足CV2 和CV4 兩閥全開工況需要。

3.2 順序閥閥序確定

順序閥方式下，汽輪機調(diào)節(jié)閥開啟的次序?qū)ζ啓C運行的安全性有顯著影響，突出表現(xiàn)在對汽輪機軸系的影響上［3，4］。很多實例表明，不少汽輪機在順序閥方式下，常會出現(xiàn)諸如軸承金屬溫度高、軸振動大等現(xiàn)象，嚴重時會威脅機組的穩(wěn)定運行［5］。解決這一問題，關鍵是找出一合適的順序閥閥序，使得機組在這種閥序運行時，汽輪機軸承溫度與振動的數(shù)值均在允許的范圍內(nèi)。為此，對該機組進行了閥門關閉試驗。

試驗時機組負荷維持在400 MW 左右，機組協(xié)調(diào)投入，DEH 側(cè)與DCS 側(cè)一次調(diào)頻回路均撤出，汽輪機處于原混合配汽運行方式，試驗時先關CV1，再關CV3，恢復時先開CV3，再開CV1，主要試驗數(shù)據(jù)見表1，可見，試驗過程中，汽輪機各軸承溫度與振動值沒有發(fā)生超限變化，從順序閥開啟次序上看，CV2＆CV4-CV3-CV1 能滿足機組安全運行的需要。

表1 閥門關閉試驗結(jié)果Tab.1 The experiment's result of valves closing

4 配汽曲線的獲取

汽輪機配汽方式的改變是通過改變其配汽曲線來實現(xiàn)的，混合配汽方式下的配汽曲線不能滿足順序閥配汽方式的要求。獲取汽輪機配汽曲線的途徑有兩種，一是理論計算，二是進行流量特性試驗。理論計算較適合新建機組，長期運行后，由于設備磨損、老化或改造，結(jié)構參數(shù)很可能偏離設計值，造成理論計算結(jié)果與實際偏差較大。對該機組來說，通過流量特性試驗，獲取其流量特性，然后計算得到順序閥方式下的配汽曲線，是較為合適的方法［6］。

對該汽輪機進行流量特性試驗，試驗在順序閥閥序為CV2＆CV4-CV3-CV1 的情況下進行。根據(jù)試驗結(jié)果，計算得到該機組順序閥方式下的配汽曲線如圖3 所示。

圖3 順序閥方式下的配汽曲線Fig.3 The curve diagram of sequence valve mode

5 順序閥方式的投運

5.1 配汽方式的切換試驗

為了檢查該機組在不同配汽方式切換過程中運行是否平穩(wěn)，在300 MW 到550 MW 范圍內(nèi)，每隔50 MW 負荷點，進行了原混合配汽方式(簡稱“舊閥”)與順序閥配汽方式(簡稱“新閥”)切換試驗。切換時機組協(xié)調(diào)方式投入，切換過程時間設置為10 min，其中，500 MW 負荷下切換過程中主要參數(shù)變化如圖4、圖5 所示。從這些過程曲線可以看出，在協(xié)調(diào)投入的方式下，機組配汽方式切換過程平穩(wěn)，功率波動基本在±10 MW 以內(nèi)，主蒸汽壓力波動較小，切換過程對機組擾動小。

5.2 順序閥方式下的負荷變動試驗

圖4 配汽方式切換過程曲線1Fig.4 The curve diagram 1 of steam governing modes change

圖5 配汽方式切換過程曲線2Fig.5 The curve diagram 2 of steam governing modes change

為了驗證在順序閥方式下的協(xié)調(diào)響應情況，對其進行了順序閥方式下負荷變動試驗。具體試驗方式為:機組在AGC 撤出、協(xié)調(diào)投入，機組滑壓控制回路投入，其他主要自動回路投入。按正常的負荷變化速率，主要觀察機組在新的順序閥特性曲線下協(xié)調(diào)運行情況以及閥點處汽門晃動情況。其中300 MW 到400 MW 升負荷過程曲線如圖6 所示。

試驗結(jié)果表明，在順序閥方式下，該機組在負荷變動過程中協(xié)調(diào)運行正常，主蒸汽參數(shù)無明顯異常波動，閥點處調(diào)節(jié)閥均無明顯晃動。

圖6 順序閥方式下負荷變動試驗曲線Fig.6 The curve diagram of power load change in sequence valve mode

6 順序閥方式下滑壓曲線的優(yōu)化

汽輪機順序閥方式下運行的經(jīng)濟性與調(diào)節(jié)閥開度密切相關，由于在機組功率一定時，主蒸汽壓力與調(diào)節(jié)閥開度基本呈反方向變化，運行時主蒸汽壓力也就會對汽輪機順序閥方式下運行的經(jīng)濟性產(chǎn)生顯著的影響，為了提高該機組順序閥方式下運行的經(jīng)濟性，進行了滑壓曲線優(yōu)化試驗。

試驗期間機組設備按設計要求投入運行，汽水化學取樣、熱井補水照常進行，停止鍋爐吹灰、停止供熱，撤出AGC 遠方控制，固定負荷運行，試驗工況涵蓋300～550 MW 負荷段，包括改造前混合配汽方式5 個試驗工況(采用原設置的滑壓曲線)和改造后順序閥配汽方式12 個試驗工況(共分3 條滑壓曲線，對應的調(diào)節(jié)閥開度分別為:滑壓曲線1:0%/100%/23%/100%;滑壓曲線2:0%/100%/30%/100%;滑壓曲線3:0%/100%/40%/100%)。

對各負荷段配汽方式切換前后的試驗數(shù)據(jù)進行計算，獲得各試驗工況下不同高調(diào)門開度帶來的高壓缸效率變化，以及相應主汽壓力、小機進汽流量等參數(shù)變化引起的循環(huán)效率變化，考慮缸效與循環(huán)效率變化帶來的綜合影響，參考歷史試驗數(shù)據(jù)并利用機組變工況計算模型計算熱耗率的變化，從而獲得不同負荷、不同高調(diào)門開度下的機組運行熱耗率，計算結(jié)果如圖7 所示，表2 給出了具體的試驗數(shù)據(jù)。

圖7 順序閥方式下不同滑壓曲線時的熱耗率Fig.7 The curve diagram of heat rate of different sliding pressure curve in sequence valve mode

表2 滑壓曲線的優(yōu)化試驗結(jié)果Tab.2 The experiment's result of transformation of different sliding pressure curve

觀察圖7 中曲線，改造后機組變負荷過程中的經(jīng)濟性能比優(yōu)化前有了一定的提升，熱耗率的下降幅度隨著負荷的降低而增大，3 條滑壓曲線相比較，滑壓曲線1 對應的經(jīng)濟性略好，具體曲線如圖8 所示，可見，原混合配汽方式下定滑壓轉(zhuǎn)折點負荷約549 MW，滑壓點汽機流量指令約86.2%;優(yōu)化后順序閥配汽方式下推薦的滑壓曲線定滑壓轉(zhuǎn)折點負荷約506.6 MW，此滑壓運行方式對應的汽機流量指令約79.5%，4 只調(diào)節(jié)閥開度分別約0%/100%/23%/100%。比較優(yōu)化前后2 條滑壓曲線可知，優(yōu)化后，在高于425 MW 的負荷區(qū)間提高了滑壓壓力，低于425 MW 的負荷區(qū)間降低了滑壓壓力，既降低了熱耗率，又保證了AGC 和一次調(diào)頻響應速率。

圖8 配汽方式改造前后的滑壓曲線Fig.8 The curve diagram before and after transformation of steam governing modes

7 配汽方式改造經(jīng)濟效益分析

該機組配汽方式改造所取得的經(jīng)濟效益包括2 個方面，一是由于順序閥方式投運、機組供電煤耗的降低而產(chǎn)生的經(jīng)濟效益，如表3 所示，根據(jù)全年的負荷統(tǒng)計，與改造前相比，年節(jié)約標準煤約2665 t。二是由于機組協(xié)調(diào)控制水平的提高而減少的電網(wǎng)兩個細則考核的費用，保守估計，約每年30萬元。

表3 配汽方式改造的效益Tab.3 The income with transformation of governing modes

8 結(jié)論

針對東汽600 MW 亞臨界汽輪機，將其配汽方式由混合配汽改造為順序閥配汽，不但可提高機組運行的主蒸汽壓力，減少調(diào)節(jié)閥的節(jié)流損失，大幅度降低機組的供電煤耗，而且又可增強機組的負荷動態(tài)響應能力，增加機組運行方式的靈活性，該機組汽輪機配汽方式改造的成功經(jīng)驗對類似機型具有普遍的借鑒意義。

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