崔亞輝

(國能國華(北京)電力研究院有限公司 北京 100069)

0 引言

某臺新建超臨界350 MW機組在單閥運行首次帶高負荷(280 MW)時，出現了汽流激振問題[1-3]，一方面導致該機組無法帶滿負荷進入168 h試運行，嚴重影響機組正式投入商業(yè)運行。另一方面，即使投入商業(yè)運行后，該機組單閥運行時四個高調閥的開度大約為35%，如果在中低負荷下運行，單閥狀態(tài)的四個閥門開度進一步減小將產生了更大的節(jié)流損失。相對而言，中低負荷下順序閥運行的節(jié)流損失比較小。

目前，國內關于新建機組在基建調試期間就開始投運順序閥的經濟性和安全性方面的研究鮮見于文獻。因此，為了解決該新建機組首次帶高負荷單閥狀態(tài)下的汽流激振問題[4-6]，本文對該機組168 h試運就開始投運順序閥的經濟性和安全性進行研究，為國內其它新建機組在168小時試運前出現汽流激振問題提供重要參考。

1 機組基本參數

某臺新建超臨界350 MW汽輪機組，型號為C350/250-24.2/1.6/566/566，該機組為超臨界、雙缸雙排氣、一次中間再熱、凝汽式機組。該機組軸系包括高中壓轉子(高中壓合缸)、低壓轉子和發(fā)電機轉子，通過剛性聯(lián)軸器連接各轉子，1號和2號軸承為可傾瓦軸承，可傾瓦軸承的穩(wěn)定性比較好。

2 投產初期就開始投運順序閥的安全性研究

如圖1和圖2所示，從2016年12月6日，該電廠2號機組首次帶280 MW負荷時，1號、2號軸承的軸振快速增大到130 μm，快速降低負荷之后，振動也隨之降低。頻譜圖中以1倍頻(50 Hz)和低頻成分為主，低頻成分的幅值甚至超過1倍頻的幅值(見圖3和圖4)。振動對機組所帶負荷比較敏感，當負荷升高到一個門檻值后(負荷閾值)振動突然增大，并且以低頻成分為主，當負荷降低到一個門檻值后振動立刻隨之降低。因為出現了明顯的低頻成分、振動與負荷有關且存在負荷閾值，而且1號和2號軸承為可傾瓦軸承(穩(wěn)定性較好)，所以可確定該新建機組在單閥狀態(tài)下出現了典型的汽流激振故障[7-9]。

圖1 某電廠2號機組帶高負荷時1Y振動的瀑布圖

圖2 某電廠2號機組帶高負荷時2X振動的瀑布圖

圖3 高壓轉子2Y軸振的低頻成分很明顯

圖4 高壓轉子2X軸振的低頻成分幅值超過了1倍頻的幅值

該電廠的高調閥閥位、旋轉方向和汽流對轉子的作用力如圖5所示。

圖5 該機組高調閥閥位和噴嘴產生的汽流力

在圖5中，轉子順時針旋轉，噴嘴組分別為Ⅰ號、Ⅱ號、Ⅲ號和Ⅳ號。Fi為i號噴嘴組產生的汽流力(i=1、2、3和4)，Fiv為Fi在垂直方向的分力，Fih為Fi在水平方向的分力。正常情況下，因為Ⅰ號、Ⅱ號、Ⅲ號和Ⅳ號噴嘴組的噴嘴數量相同，所以F1、F2、F3和F4在數值上是相等的，只是方向不同。如果順序閥的閥序是Ⅰ、Ⅱ閥同時開然后開Ⅲ閥，那么Ⅰ號和Ⅱ號閥門同時開啟，水平分力F1h和F2h相等、方向相同，會把軸頸往右邊推；作用力F1v向上、F2v向下，F1v和F2v會相互抵消；Ⅲ閥開啟后，F3v會把轉子往下壓，將增加軸承的偏心率(增大軸承載荷)，對振動有抑制作用。采用順序閥Ⅰ、Ⅱ-Ⅲ閥之后，2瓦的軸振降低到43.1 μm，高中壓轉子的徑向支撐軸承瓦溫最高76.7 ℃，軸振和徑向支撐軸承瓦溫都在優(yōu)秀值以內。

該電廠2號機組采用順序閥運行后，于2016年12月26日順利通過168 h滿負荷試運行，并且繼續(xù)采用順序閥運行至今已超過四年，其振動和調節(jié)級后參數并未出現異常，從實踐上證明了該措施的有效性。

3 在168 h試運就投運順序閥的經濟性

該電廠的1號機組在168 h試運期間，采用單閥方式帶滿負荷，四個高調閥的開度都是35%，因此存在一定的節(jié)流損失。

順序閥和單閥方式下，高壓缸的效率不同，順序閥的節(jié)流損失少于單閥，因此順序閥下高壓缸的效率高于單閥，可以根據高壓缸效率的變化來計算熱耗的變化。

3.1 高壓缸效率變化對熱耗率及煤耗率的影響計算

根據機組的設計參數，可計算高壓缸效率變化1%對機組熱耗率的影響，公式如下所示[10-11]

1.2.1 一般情況調查表 包括年齡、職稱、學歷、護齡、編制、醫(yī)院種類、科室、收入、職務、翻班與否和日工作時間等。

(1)

式中[10-11]HR——機組的熱耗率/kJ·(kWh)-1；

ηHP——高壓缸的效率(缸效)；

ΔHRHP——高壓缸的效率變化1%對熱耗的影響值/kJ·(kWh)-1；

ηm——汽輪機的機械效率；

Gr——高壓缸的排汽流量/kg·h-1；

G0z——高壓缸的折算流量/kg·h-1；

H0HP——高壓缸的等熵焓降/kJ·kg-1；

ηd——發(fā)電機的效率；

Nt——發(fā)電機的輸出有功功率/kW。

采用公式(2)計算高壓缸的折算流量[10-11]

(2)

式中G0、Gm、Gz、G1——高壓主蒸汽的流量/kg·h-1、高壓缸的門桿漏汽流量/kg·h-1、高壓缸靠近1號軸承側的端部軸封漏汽流量/kg·h-1、高壓缸的一段抽汽流量/kg·h-1；

h0、ht、h1、h2——主蒸汽的焓值/kJ·kg-1、調節(jié)級后的蒸汽焓值/kJ·kg-1、一段抽汽的焓值/kJ·kg-1、高壓缸的排汽焓值/kJ·kg-1。

通過公式(1)可計算出理論上高壓缸的效率變化1%對熱耗率的影響。實際對熱耗的影響等于公式(1)再乘以實際運行過程中高壓缸的實際效率與設計效率之間的差值[10-11]

3.2 計算高壓缸的效率變化對煤耗率的影響

通過公式(1)可計算出高壓缸的效率變化1%對熱耗的影響(ΔHRhp)之后，把ΔHRhp代入公式(3)，可計算出高壓缸的效率變化1%對煤耗的影響[10-11]

(3)

采用公式(3)可計算出理論上高壓缸的效率變化1%對煤耗率的影響。運行過程中，高壓缸的運行效率對煤耗的影響等于公式(3)再乘以實際運行過程中高壓缸的實際效率與設計效率之間的差值[10-11]。

3.3 經濟性計算

根據該電廠機組的設計值，由公式(2)、(3)計算[10-11]得到高壓缸效率變化1%對熱耗的影響值ΔHRHP為15.5 kJ/kWh；按照該電廠鍋爐設計效率94.2%、設計直接廠用電率5.08%來計算，對供電煤耗的影響為0.595 g/kWh。

根據運行參數，可計算這種超臨界350 MW機組在單閥方式下(滿負荷工況)，高壓缸的效率為80.28%(高中壓合缸機組，高壓缸設計效率83.37%，中部過橋汽封漏汽偏大導致高壓缸實際效率偏低)；投運順序閥時(滿負荷工況)，高壓缸缸效為81.71%，比單閥方式下高1.43%，因此對熱耗的影響為22.09 kJ/kWh，對供電煤耗的影響為0.851 5 g/kWh。中低負荷下運行，順序閥比單閥的經濟性更明顯。

4 結論

本文針對某臺超臨界350 MW汽輪機組在進行168 h試運前單閥狀態(tài)下出現的汽流激振問題，采用受力分析方法，對調節(jié)級噴嘴產生的汽流力進行了研究；再采用“汽輪機例行試驗的簡化方法”，對投運順序閥的經濟性進行了研究，得到如下結論：

(1)若新建汽輪機組在基建調試期間單閥狀態(tài)下帶高負荷時，就出現汽流激振問題，在軸承烏金溫度不高的條件下，可開展閥序試驗，嘗試采用順序閥從上部兩個閥門進汽，利用上部進汽產生的汽流力把軸頸往下壓，減小油膜厚度，以便提高軸瓦對軸頸的約束力。實踐證明該方法可以有效地消除單閥狀態(tài)下的汽流激振問題。

(2)如果新建機組在投產初期單閥狀態(tài)下出現汽流激振問題，被迫從168小時試運開始就采用順序閥，一般情況下可利用上部進汽產生汽流力把軸徑往下壓，以便解決單閥狀態(tài)下的汽流激振問題，既可以滿足安全性也能提高經濟效益。如果基建時間充足，也可考慮采取減小軸承頂部間隙、抬高軸承標高、精細動平衡等措施。