羅云，薛榮波，晁俊凱，任海彬，賀學軍

(寧夏京能寧東發(fā)電有限責任公司，銀川 750001)

0 引言

火力發(fā)電廠的空冷系統(tǒng)主要有直接空冷系統(tǒng)、混凝式間接空冷系統(tǒng)和帶表面式凝汽器的間接空冷系統(tǒng)3種［1－3］。隨著大量使用帶表面式凝汽器的間接空冷系統(tǒng)(以下簡稱間接空冷系統(tǒng))的大容量機組投產(chǎn)運行，其節(jié)水、節(jié)能、維護費少、冬季防凍簡單等優(yōu)勢逐步得到了行業(yè)認可。

目前，我國“三北”地區(qū)新建火電機組的冷端系統(tǒng)大多都采用間接空冷系統(tǒng)。但采用間接空冷系統(tǒng)的機組夏季背壓高、背壓變化范圍大，小汽輪機運行的經(jīng)濟性和安全性比傳統(tǒng)濕冷機組差。本文針對某660 MW超臨界間接空冷機組在夏季高背壓工況運行時，小汽輪機高壓蒸汽調(diào)節(jié)閥(以下簡稱高調(diào)閥)頻繁開啟、備用冷段再熱汽源排擠四段抽汽的問題進行分析，確定了主機四段抽汽壓力低、小汽輪機進汽管道壓損大和小汽輪機通流面積小為主要原因［4］，并提出了對小汽輪機進行增容改造的方案。通過對比分析改造前、后機組運行情況，證明增容改造有效地解決了小汽輪機在高負荷、高背壓運行時四段抽汽出力不足的問題。

1 設備系統(tǒng)概況

某電廠一期工程2×600 MW機組汽輪機采用哈爾濱汽輪機有限公司生產(chǎn)的CLNJZK24.2/566/566型超臨界凝汽器式汽輪機，冷端采用間接空冷系統(tǒng)。循環(huán)水經(jīng)過空冷塔的散熱器與空氣進行表面換熱后，再與汽輪機排汽進行二次換熱，機組背壓與環(huán)境溫度、風向、風速等因素有關。小汽輪機的排汽方式通常采用與傳統(tǒng)濕冷機組相同的設計方式，即直接排入主機凝汽器(如圖1所示)。機組熱耗保證(THA)工況和銘牌(TRL)工況的設計背壓分別為10.5kPa和28.0kPa。給水系統(tǒng)配置2臺50%容量的汽動給水泵和1臺30%容量的電動給水泵。給水泵驅動的小汽輪機為杭州小汽輪機廠(以下簡稱杭汽廠)生產(chǎn)的NK63/71型凝汽式汽輪機，工作汽源為主機四段抽汽(中壓缸排汽)，THA工況下小汽輪機設計進汽壓力1.006 MPa，溫度為372℃，TRL工況下設計進汽壓力為1.075 MPa，溫度為371℃，低壓蒸汽調(diào)節(jié)閥全開時2種工況下的輸出功率分別為13405和12 242 kW。備用汽源為冷段再熱器(以下簡稱冷再)蒸汽，取自高壓缸排汽。

圖1 帶表面式凝汽器的間接空冷系統(tǒng)Fig.1 Indirect air cooling system with surface condenser

2 小汽輪運行異常工況

2.1 小汽輪機高壓蒸汽調(diào)節(jié)閥開度大

該工程#2機組于2011年6月20日投入商業(yè)運行，隨著環(huán)境溫度不斷上升，機組背壓逐漸升高，高負荷時小汽輪機高壓調(diào)節(jié)閥(以下簡稱高調(diào)閥)頻繁開啟造成冷再備用汽源排擠主機四段抽汽。

7月11日，#2機組升降負荷過程中，2臺小汽輪機在不同負荷下的運行數(shù)據(jù)見表1。

由表1可知，隨著機組負荷和背壓的升高，#1小汽輪機高調(diào)閥開度不斷增大，當負荷升至656.2 MW時(工況2)，#1小汽輪機進汽壓力高于主機四段抽汽壓力，進汽溫度下降、四段抽汽供小汽輪機總流量減少，冷再備用汽源已完全排擠了主機四段抽汽，此時#2小汽輪機的低壓調(diào)節(jié)閥(以下簡稱低調(diào)閥)開度為89.1%;在工況3時，#2小汽輪機冷再備用汽源也排擠主機四段抽汽，2臺小汽輪機的汽源全部由冷再蒸汽提供。

表1 小汽輪機運行數(shù)據(jù)Tab.1 Small steam turbine operating data

2.2 對機組運行安全性和經(jīng)濟性的影響

2臺小汽輪機的汽源全部由冷再蒸汽提供，對機組運行主要存在以下幾方面的影響：(1)進入再熱器系統(tǒng)的蒸汽流量會引起再熱器管屏嚴重超溫，為保證機組運行的安全性，當背壓高于20 kPa時，機組不得不降出力運行;(2)在相同的主蒸汽流量下，進入汽輪機中、低壓缸做功的蒸汽減少，汽輪機功率降低，機組熱耗增大;(3)與使用四段抽汽比較，小汽輪機使用冷再蒸汽后進汽參數(shù)的壓力升高、溫度降低，使進入小汽輪機的蒸汽容積流量減少，相對內(nèi)效率下降;(4)由于在四段抽汽和冷再蒸汽兩種不同參數(shù)的汽源間頻繁切換，導致小汽輪機速關閥濾網(wǎng)承受較大的交變應力，強度下降，發(fā)生了小汽輪機速關閥濾網(wǎng)破碎的情況(如圖2所示)，并造成了小汽輪機通流部分損壞(如圖3所示)［5］，且濾網(wǎng)碎片有可能進入主機凝汽器損壞凝汽器冷卻管。

3 原因分析

3.1 初步原因分析

機組工況變化時，小汽輪機給水泵數(shù)字式電液控制系統(tǒng)(MEH)接受給水總指令，通過低調(diào)閥控制進入小汽輪機的蒸汽流量，使小汽輪機輸出功率與給水泵軸功率相匹配，滿足各工況下給水量和給水壓力的需求。當四段抽汽供小汽輪機的輸出功率不能滿足給水泵軸功率需求時，高調(diào)閥才會開啟，投入備用冷再蒸汽以增大小汽輪機的出力。對于采用節(jié)流調(diào)節(jié)的間接空冷系統(tǒng)，在調(diào)節(jié)閥全開的情況下，其出力主要受進汽壓力、溫度、背壓和通流能力的影響［6］，另外，給水泵小汽輪機還應考慮給水泵性能能和熱力系統(tǒng)特性的影響。

圖2 速關閥蒸汽濾網(wǎng)破碎Fig.2 Broken steam filter of main stop valve

圖3 葉片的出汽邊損壞和圍帶磨損Fig.3 Broken trailing edge and worn shroud of blades

表1中工況3的負荷與額定負荷接近，約比TRL工況下的背壓(負荷660 MW，背壓28.0 kPa)低8.0 kPa，四段抽汽壓力為 0.947 MPa。結合熱平衡圖推算，如果背壓達到28.0 kPa，四段抽汽壓力最大只能達到0.976 MPa，即使未向小汽輪機供汽，仍比設計值(1.075 MPa)低 0.099 MPa(9.2%)，溫度比設計值低10.8℃。

對工況1和工況2下的四段抽汽壓力和小汽輪機進汽壓力比較可知：工況1，四段抽汽向2臺小汽輪機供汽時，#1和#2小汽輪機進汽管道壓損分別為6.0%和7.1%;工況2，四段抽汽只對#2小汽輪機供汽，流量為63.6 t/h，進汽管道壓損為7.7%。因此可以推斷，在TRL工況下，如果四段抽汽向2臺小汽輪機供汽，隨著進汽流量增大，進汽管道壓損會進一步增大，如按8%計算，小汽輪機進汽壓力為0.898 MPa，比設計值(1.075 MPa)低 16.5%。

隨進汽壓力變化的凝汽器汽輪機功率相對變化量可近似為［6］

式中：k為等熵指數(shù);pZ為背壓;p0為初壓，Δp0/p0為初壓的相對變化量;ΔPi/Pi為功率的相對變化量。

由上式可知，背壓不變時，功率的相對變化量與初壓的變化量成正比。因此，若忽略進汽溫度偏低對小汽輪機功率的影響，在TRL工況下，僅四段抽汽壓力偏低和進汽管道壓損就使小汽輪機輸出功率減少16.5%，即在目前的進汽參數(shù)條件下，保持低調(diào)閥全開，小汽輪機在TRL工況下的輸出功率只能達到設計值的83.5%。

3.2 汽動給水泵組性能試驗分析

由以上的分析可知，四段抽汽壓力低和進汽管道壓損對小汽輪機出力有較大的影響。但如果小汽輪機進汽壓力達到設計值，其最大輸出功率是否能滿足TRL工況給水系統(tǒng)需求，給水泵效率是否達到設計值?為了核實這些問題，決定對汽動給水泵組進行全面的性能試驗。

3.2.1 給水泵性能試驗

2011年12月20進行給水泵性能試驗，試驗工況點負荷為620，530，460，410 MW，4 個工況下給水泵轉速分別為5204，4740，4395，3444r/min，出口流量分別為 966.4，840.7，713.4，607 t/h，揚程分別為3009.7 m，2599.9 m，2336.7 m 和2145.4 m，計算得4個工況下的給水泵效率分別為81.09%，81.83%，80.71%和79.83%，根據(jù)試驗數(shù)據(jù)繪制換算到額定轉速下的流量效率曲線(如圖4所示)［7］。由圖4可知，在TRL工況下，流量給水為1000 t/h，給水泵效率約為80.30%，比設計值(84.00%)低3.70 百分點。

圖4 給水泵流量與效率曲線Fig.4 Relationship between the flow and power of feed water pump

3.2.2 小汽輪機低調(diào)閥全開性能試驗

2011年12月21日對#2機組#1小汽輪機進行了低調(diào)閥全開性能試驗。試驗前強制關閉高調(diào)閥，全開低調(diào)閥，四段抽汽供小汽輪機運行。試驗開始工況為負荷620 MW、背壓15.42 kPa，隨后通過提高凝汽器循環(huán)水的進水溫度來提高背壓值：當背壓升至21.25 kPa時負荷降至600 MW;背壓升至28.5 kPa時，機組負荷只能維持在514 MW。各工況試驗數(shù)據(jù)見表2。

表2 #1小汽輪機低調(diào)閥全開試驗數(shù)據(jù)Tab.2 Test data with fully-opened low pressure regulating valve in No.1 turbine

由表2可知，如果忽略溫度對進汽流量的影響，小汽輪機進汽參數(shù)達到TRL工況的設計值時(1.075 MPa/371 ℃，進氣比焓 3 201.4 kJ/kg)，由費留格爾公式［8］計算低調(diào)閥全開的進汽流量為74.35 t/h，背壓 28.5 kPa，此時輸出功率

式中：qm為進汽質量流量，74.35 t/h;h0為進汽比焓，3201.4 kJ/kg;hc為排汽比焓，2 643.0 kJ/kg。P比設計功率(12242 kW)低5.8%。

另外，根據(jù)熱平衡圖計算得TRL工況下給水泵軸功率為11397 kW，因此小汽輪機功率實際裕量=(11532－11397)/11397=1.2%。而機組實際運行中，鍋爐效率和汽輪機效率一般難以達到設計值，主蒸汽流量會比設計值大，相應的給水流量也會偏大，故給水泵軸功率往往高于根據(jù)平衡圖的計算值。加之為了保證給水調(diào)節(jié)的穩(wěn)定性，低調(diào)閥要留有一定的裕度，因此低調(diào)閥全開時，小汽輪機功率僅1.2%的裕度遠遠不能滿足運行的要求，小汽輪機的通流能力偏小。

綜上所述，四段抽汽壓力偏低、進汽管道壓損大和小汽輪機通流面積小是造成小汽輪機出力不足的主要原因，同時給水泵效率偏低也有一定的影響。

4 改造方案

通過對主機運行參數(shù)分析，認為四段抽汽壓力偏低的是由于低壓缸通流面積比設計通流面積大，而提高四段抽汽壓力不太現(xiàn)實。曾設想引入主機三段抽汽至小汽輪機進汽管道提高入口壓力和對小汽輪機增加獨立凝汽器降低背壓，提高小汽輪機的出力，但因工程難度大而否定。最后經(jīng)杭汽廠、設計院、電廠共同研究決定對小汽輪機進行增容改造：保留原小汽輪機內(nèi)、外缸尺寸不變，由杭汽廠根據(jù)實測THA工況下的主機四段抽汽參數(shù)(0.95 MPa/350℃)，按增加原通流面積的30%重新設計小汽輪機的轉子和靜葉柵。計算得改造后的小汽輪機在TRL工況下使用四段抽汽的最大輸出功率為13500 kW，裕量為11.8%。

5 改造后效果

5.1 高背壓工況下的運行狀況

改造后，機組在高背壓時帶額定負荷運行，高背壓工況下小汽輪機的高調(diào)閥仍有一定開度，選取2012年8月22日#1小汽輪機的運行狀態(tài)(截圖)進行分析，高調(diào)閥的開度變化如圖5所示。

圖5 #1小汽輪機改造后的高背壓運行數(shù)據(jù)(2012-08-22)Fig.5 #1 Operation data of modified small steam turbine under high back pressure(2012-08-22)

由工況7，8下的四段抽汽供小汽輪機的蒸汽流量和進汽壓力的變化可知，高調(diào)閥開啟15.5%后，四段抽汽流量并沒有降低，說明冷再蒸汽并沒有排擠四段抽汽，只是提高了小汽輪機的進汽壓力起到了補充蒸汽流量的作用?？梢?，與改造前機組參數(shù)相比(工況 2：656.2 MW/16.0 kPa)，改造后小汽輪機出力明顯提高，且背壓在26.0 kPa以下時使用四段抽汽可以帶滿負荷運行。

5.2 經(jīng)濟效益分析

以TRL工況作為基準工況，比較完全使用冷再汽源與完全使用四段抽汽汽源的機組經(jīng)濟性，見表3。

表3 小汽輪機使用冷再蒸汽和四段抽汽經(jīng)濟性比較Tab.3 Economy of small steam turbines using cold reheat steam and four-stage extraction

表3中數(shù)據(jù)顯示，如果使用再熱冷段作為小機汽源，在相同的主蒸汽流量下，出力將減少2.5×104kW·h，按夏季(高負荷/高背壓)工況運行4個月計算，少發(fā)電量 =2.5×104×120×24=7.2×107(kW·h)。如果保證機組滿出力運行，粗略估計熱耗增加 175 kJ/(kW·h)，標準煤耗增加 5.9 g/(kW·h)。按夏季工況運行4個月、標準煤400元/t計算，每年增加運行成本約400×5.9×120×24×66/100=448.5(萬元)。單臺機組2臺小汽輪機改造費用為600.0萬元，一年半能收回投資成本，且機組后期運行經(jīng)濟效益顯著。

6 結論與建議

通過對小汽輪機增容改造，該機組夏季運行帶負荷能力明顯增強，運行的安全性和經(jīng)濟性都得到了提高。不足的是，2臺小汽輪機在高背壓時全部使用四段抽汽會導致蒸汽流量較大，進汽管道壓損比改造前增大，進汽壓力不能達到改造后的設計值，對小汽輪機出力有一定的限制。由于改造后小汽輪機通流面積增大，低負荷低背壓時低調(diào)閥開度較小，節(jié)流損失較大，小汽輪機效率比改造前略有降低。對間接空冷小汽輪機容量選擇和供汽系統(tǒng)設計提出以下建議。

(1)間接空冷機組小汽輪機選型時應留有足夠的裕度，保證能在夏季工況下能滿足機組帶滿負荷的要求。設計院設計主機抽汽管道供小汽輪管道時，應該按照TRL工況下小汽輪機的進汽流量進行設計，確保任何工況下管道壓損不超過5%。

(2)在設計小汽輪機供汽系統(tǒng)時可增大小汽輪機調(diào)試用汽管道(輔汽至小汽輪機)的管徑，方便電廠在機組背壓高時采用輔汽至小汽輪機管道和四抽至小汽輪管道同時供汽，增加小汽輪機入口蒸汽壓力。