劉淑英，鄧春生，賈 愚，郭晶晶

（中電投江西電力有限公司新昌發(fā)電分公司，江西 南昌 330117）

1 概況

中電投江西電力有限公司新昌發(fā)電分公司1 號機(jī)組于2009年12月14日正式投產(chǎn)發(fā)電，汽輪機(jī)是東方汽輪機(jī)廠有限公司引進(jìn)日立公司技術(shù)設(shè)計(jì)制造的超超臨界、一次中間再熱、單軸、三缸四排汽、凝汽式汽輪機(jī)，型號為N660-25/600/600。高中壓缸采用采用日立苫東厚真超超臨界600 MW模塊，為高中壓合缸結(jié)構(gòu)，低壓模塊采用600 MW等級超臨界機(jī)組成熟的40″低壓模塊，汽封均采用傳統(tǒng)的迷宮式梳齒型汽封，高中壓調(diào)節(jié)級、中壓第六級、低壓A、B 缸正反向1至4級隔板葉頂采用鑲嵌式阻汽片。

2 汽輪機(jī)存在的問題

汽輪機(jī)存在以下主要問題：

1）高中壓內(nèi)缸變形大，中分面間隙偏大。

圖1 為大修時(shí)測得高中壓內(nèi)缸中分面間隙情況(方框上部數(shù)據(jù)為自由狀態(tài)下測得的間隙，標(biāo)準(zhǔn)為不大于0.25 mm；方框下為把緊1/3螺栓后測得的間隙，標(biāo)準(zhǔn)為不大于0.05mm)。

由此可見，在自由狀態(tài)下，最大間隙3.70 mm，在把緊1/3螺栓后，最大間隙仍有3.50 mm，此數(shù)據(jù)嚴(yán)重超出廠家標(biāo)準(zhǔn)。

2）低壓存在級間漏汽。

試驗(yàn)測得六段抽汽壓力比設(shè)計(jì)值高，四、五、六段抽汽溫度比設(shè)計(jì)值高。尤其五段抽汽溫度比設(shè)計(jì)值高約44 ℃，超溫嚴(yán)重。并且大修時(shí)解體后也發(fā)現(xiàn)低壓缸存在一定程度的級間泄漏。

圖1 高中壓內(nèi)缸中分面間隙

3 1號機(jī)組汽輪機(jī)優(yōu)化節(jié)能改造實(shí)施方案

3.1 高中壓內(nèi)缸變形

3.1.1 原因分析

汽輪機(jī)高壓缸為雙層缸，在內(nèi)外缸之間夾層中充滿的是高壓段的排汽，在汽缸夾層內(nèi)的流動(dòng)，由于內(nèi)缸外壁沒有隔熱屏屏蔽，內(nèi)缸外壁受到低溫汽冷卻，所以內(nèi)缸內(nèi)外壁間的溫差較大[1]，汽缸壁內(nèi)外溫差引起的熱變形。

3.1.2 改造方案

針對高中壓內(nèi)缸變形情況，將高中壓內(nèi)缸返廠，對中分面及汽缸內(nèi)孔進(jìn)行補(bǔ)充加工。

對高中壓缸進(jìn)行改造，最大限度減少夾層蒸汽流動(dòng)通道面積，消除高中壓內(nèi)缸內(nèi)外壁溫差，根據(jù)本機(jī)組運(yùn)行情況及相關(guān)分析，高中壓內(nèi)缸變形是由高中壓內(nèi)缸內(nèi)外壁溫差大引起的[3]?，F(xiàn)需對高中壓內(nèi)缸兩端隔熱板處增加相應(yīng)的汽封結(jié)構(gòu)以減少蒸汽流動(dòng)，這樣可以達(dá)到減少高中壓內(nèi)缸內(nèi)外壁溫差的效果，具體方案是在高中壓內(nèi)缸的隔熱環(huán)上增加安裝鑲嵌式汽封齒，高中壓內(nèi)缸回裝時(shí)，在鑲嵌式汽封齒兩側(cè)安裝高度大于汽封齒高度5 mm的耐高溫盤根，以及定位肩胛處增加耐高溫盤根（盤根高度要求大于該處間隙5 mm）。通過以上措施，高中壓外缸與內(nèi)缸夾層分嚴(yán)密分隔成四個(gè)區(qū)域，蒸汽在各區(qū)域內(nèi)基本無流動(dòng)，內(nèi)外缸夾層的蒸汽由高壓端向中壓端泄漏非常少。高排溫度較低的蒸汽無法流入夾層，以達(dá)到減少高中壓內(nèi)缸內(nèi)外壁溫差的效果，從而避免長期運(yùn)行后汽缸變形導(dǎo)致中分面蒸汽泄漏。改造方案見圖2。

圖2 高中壓內(nèi)缸優(yōu)化

3.2 汽封升級

傳統(tǒng)迷宮式密封的密封齒材料硬度較大，不能靈活動(dòng)作，機(jī)組在運(yùn)行過程中，由于轉(zhuǎn)子的撓度和部件在高溫下的熱膨脹，密封齒很容易磨損轉(zhuǎn)子表面，使轉(zhuǎn)子彎曲，造成事故，所以傳統(tǒng)密封的徑向間隙一般取得較大（0.4～0.65 mm）。這使得常用的傳統(tǒng)密封有如下缺點(diǎn)：

1）密封效果不佳，能量損耗嚴(yán)重。

2）軸承箱內(nèi)進(jìn)汽嚴(yán)重，造成油中帶水，破壞油質(zhì)，調(diào)節(jié)部套銹蝕，影響機(jī)組安全。

3）低壓缸密封不嚴(yán)，造成空氣內(nèi)漏，降低低壓缸及凝汽器真空。

常規(guī)鐵素體汽封的汽封齒硬度較小，而且在高溫下難以淬硬，對汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子磨損小，所以應(yīng)用比較廣泛。但正是由于其“軟態(tài)”的優(yōu)點(diǎn)，在機(jī)組運(yùn)行過程中也容易被轉(zhuǎn)子磨損，使汽封間隙變大，不能達(dá)到預(yù)期的密封效果。

對此，通過充分對比研究，將高中壓缸徑向汽封及高中壓缸隔板汽封、高中壓缸軸封改造成東汽DAS汽封。

東汽DAS汽封在常規(guī)鐵素體結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上進(jìn)行了重大改進(jìn)，將常規(guī)鐵素體汽封的兩個(gè)長齒更換成兩個(gè)寬齒（DAS齒），并減小了汽封間隙。彌補(bǔ)了鐵素體汽封齒在機(jī)組運(yùn)行過程中被轉(zhuǎn)子磨損從而使汽封間隙變大的缺點(diǎn)，從而達(dá)到既對轉(zhuǎn)子磨損小，又不容易被轉(zhuǎn)子磨損的效果，保證其密封性能。

東汽DAS汽封結(jié)構(gòu)中，DAS齒與轉(zhuǎn)子之間的間隙B 比常規(guī)齒與轉(zhuǎn)子之間的間隙A 小約0.1～0.13 mm，DAS齒采用寬齒結(jié)構(gòu)。

東汽DAS汽封通過在各汽封弧段中用兩個(gè)磨損保護(hù)汽封齒（DAS齒）替代兩個(gè)常規(guī)汽封齒來減少汽封磨損。

東汽DAS汽封的特點(diǎn)：DAS汽封在汽輪機(jī)啟、停的過程中，由于過臨界轉(zhuǎn)速的影響，汽封齒有與轉(zhuǎn)子產(chǎn)生摩擦的可能，因間隙B比間隙A小，所以DAS 齒最先與轉(zhuǎn)子接觸產(chǎn)生碰摩，然后壓縮汽封圈背部的彈簧，產(chǎn)生退讓，不僅減輕了DAS 齒的磨損，也保護(hù)了常規(guī)齒不與轉(zhuǎn)子產(chǎn)生摩擦，從而保證在汽輪機(jī)正常運(yùn)行時(shí)，常規(guī)齒的間隙A 始終在設(shè)計(jì)值的范圍內(nèi)，進(jìn)而保證了設(shè)計(jì)的密封效果。另一方面，由于間隙B比間隙A 小，且DAS 齒采用寬齒結(jié)構(gòu)，材料也耐磨，即使與轉(zhuǎn)子發(fā)生碰磨，其磨損量也非常小，運(yùn)行時(shí)間隙B小于間隙A，整個(gè)汽封的泄漏量比傳統(tǒng)設(shè)計(jì)的汽封泄漏量小，這樣就可解決汽輪機(jī)各處汽封蒸汽泄漏量大的問題。在相同蒸汽的進(jìn)、出口參數(shù)條件下，運(yùn)用DAS 汽封蒸汽泄漏量比常規(guī)的鐵素體汽封下降70%～80%。

東汽DAS 汽封的密封間隙減小，用在各處其強(qiáng)度能都保證，無特殊要求，多用在過橋（中間）汽封、或平衡盤處，可以承受前后較高壓差。

3.3 其它提高機(jī)組經(jīng)濟(jì)性措施

1）中壓1級冷卻連接結(jié)構(gòu)改造。

原中壓1級冷卻連接管為法蘭加密封墊形式，沒有考慮到內(nèi)外缸的膨脹差異，造成密封不好，引起汽缸夾層溫度超差，影響機(jī)組正常膨脹過程，同時(shí)還會(huì)造成中壓3級后抽汽參數(shù)偏離設(shè)計(jì)值。為保證密封效果，特設(shè)計(jì)成球頭連接結(jié)構(gòu)。通過球頭與接口處的線接觸，可確保高壓內(nèi)外缸之間的密封效果。如圖3所示。

圖3 中壓1級冷卻連接結(jié)構(gòu)改造

2）嚴(yán)格控制高壓、中壓進(jìn)汽管密封圈安裝間隙。

主汽及再熱蒸汽進(jìn)汽管圖紙?jiān)O(shè)計(jì)要求:密封圈與高壓進(jìn)汽管之間為0.017～0.05、密封圈與中壓進(jìn)汽管之間為-0.025～0.025。安裝間隙偏大將導(dǎo)致高品質(zhì)蒸汽泄漏量增加。同時(shí)主汽管漏汽量增大將使外缸內(nèi)壁溫度升高，如果長期高溫運(yùn)行可能影響外缸的使用壽命。

現(xiàn)場安裝時(shí)須控制螺栓擰緊力矩和纏繞墊片壓縮量，確保進(jìn)汽管法蘭與汽缸的密封效果。

3）閥序優(yōu)化。

原配汽機(jī)構(gòu)控制方式沿用了日立公司提供的典型配汽特性曲線，為典型的三閥同步配汽復(fù)合調(diào)節(jié)方式，該配汽方式在部分負(fù)荷下機(jī)組三個(gè)(四個(gè))調(diào)門開度較小，節(jié)流程度很大，影響機(jī)組實(shí)際運(yùn)行的經(jīng)濟(jì)性。

根據(jù)新昌電廠實(shí)際負(fù)荷情況，配汽方式優(yōu)化為兩閥同步配汽復(fù)合滑壓調(diào)節(jié)方式，新配汽方式以兩閥點(diǎn)作為機(jī)組滑參數(shù)運(yùn)行的起點(diǎn)，具有最好的運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性。尋優(yōu)后，在較低負(fù)荷（480～300 MW）工況下的主蒸汽壓力較原配汽下平均提高約2.5 MPa，大大提高了熱力系統(tǒng)的循環(huán)效率。

4）低壓末級疏水管增加節(jié)流孔板。

低壓末級隔板下部空心腔室由于在正常運(yùn)行時(shí)有蒸汽存留，為了將此區(qū)域水汽排走，低壓缸下部增加了Φ141.5 疏水管，每個(gè)低壓缸4 處，共8 處。為了防止蒸汽通過此管道直接大量排放到凝汽器，增加節(jié)流孔板。通過此措施，可有效防止蒸汽泄漏，提高機(jī)組經(jīng)濟(jì)性。

5）中壓隔板套定位肩胛增加盤根。

在中壓隔板套定位肩胛增加耐高溫盤根，可以有效阻止中壓三級后抽汽向中壓排汽側(cè)泄漏，從而提高中壓缸效率。

6）低壓進(jìn)汽室與內(nèi)缸之間增加盤根。

低壓進(jìn)汽室肩胛處增加盤根，阻止低壓進(jìn)汽直接漏至低壓2 級后抽汽，使抽汽參數(shù)符合設(shè)計(jì)值要求，提高低壓缸效率。

7）低壓內(nèi)缸中分面增設(shè)密封結(jié)構(gòu)。

由于機(jī)組在修前實(shí)際運(yùn)行中#5、#6 抽口抽汽參數(shù)偏高，揭缸檢查也發(fā)現(xiàn)A、B 低壓內(nèi)缸中分面存在一定張口，為消除為此建議對低壓內(nèi)缸中分面進(jìn)行補(bǔ)充加工，并增設(shè)密封結(jié)構(gòu)。

8）封堵高中壓內(nèi)外缸密封肩胛處注油裝置中壓側(cè)出口。

4 效果驗(yàn)證及結(jié)論

通過對上述汽輪機(jī)節(jié)能提效改造措施的實(shí)施，使機(jī)組的高中壓內(nèi)缸內(nèi)外壁溫度分布更趨于合理，降低了汽缸工作狀態(tài)應(yīng)力水平，避免了高中壓內(nèi)缸中分面的變形和漏汽。通過對汽封型式的優(yōu)化及安裝間隙的調(diào)整，減小了汽封漏汽量，并使汽封間隙能夠長時(shí)期維持初始的安裝狀態(tài)，從而提高了機(jī)組效率。通過對中壓1級冷卻管連接結(jié)構(gòu)改造，低壓進(jìn)汽室加裝盤根等技術(shù)措施，減小級間漏汽，使各抽汽溫度明顯下降。新昌1 號機(jī)組汽輪優(yōu)級化改造以后，節(jié)能效果顯著：

1）高中壓內(nèi)缸內(nèi)外壁測點(diǎn)溫差從110 ℃下降到50 ℃。

通過計(jì)算可知，在穩(wěn)定運(yùn)行工況下，法蘭中分面靠近內(nèi)壁的絕大部分區(qū)域的壓應(yīng)力在54～82 MPa 之間，法蘭內(nèi)壁的最大接觸壓應(yīng)力達(dá)246.6 MPa。法蘭中分面上的彎曲應(yīng)力最大為240.0 MPa，較之原汽缸結(jié)構(gòu)，在法蘭內(nèi)壁，無論時(shí)是切向應(yīng)力還是彎曲應(yīng)力都明顯減小。

2）汽輪機(jī)缸效率較大幅提高，高壓缸效率為82.77%，上升1.66%，中壓缸效率為92.57%，上升1.59%。低壓缸效率UEEP為92.21%。

3）汽輪機(jī)熱耗大幅下降，參數(shù)修正后熱耗率為7 565.38 kJ/(kW.h)；較改造前7749.44 kJ/(kW.h)下降了184.06kJ/(kW.h)。折合煤耗下降7.13 g/kWh。

4）在低負(fù)荷（480 MW～300 MW）工況下的主蒸汽壓力較原配汽下平均提高約2.5 MPa，大大提高了熱力系統(tǒng)的循環(huán)效率。

5）汽輪機(jī)通流部分1 抽至7 抽監(jiān)視段溫度修后試驗(yàn)值較修前均下降，特別是五、六、七段抽汽溫度下降較大，分別下降36℃、10℃、26℃。說明通過改造，提高了機(jī)組通流部分相對內(nèi)效率。

通過上述優(yōu)化措施的實(shí)施，機(jī)組經(jīng)濟(jì)性可以大大提高。

[1]張保衡.大容量火電機(jī)組壽命管理與調(diào)峰運(yùn)行[M].北京，水利電力出版社，1988.

[2]李穎，惲崢.125 MW 機(jī)組高中壓轉(zhuǎn)子壽命評估[J].華東電力，1999，（8）.

[3]黃保海，李維特.國產(chǎn)300 MW 汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子熱應(yīng)力的計(jì)算與分析[J].山東電力技術(shù)，1999，（2）.