330 MW機組汽輪機通流改造的優(yōu)化設計

孔凡平，朱寶森

(華電濰坊發(fā)電有限公司，山東 濰坊 261204)

1 基本情況

某電廠#1汽輪機是某汽輪機廠生產的D42型亞臨界、中間再熱、雙缸雙排汽、凝汽式300 MW汽輪機，機組經濟性較差，煤耗偏高?？己诵詿崃υ囼灲Y果顯示，機組熱耗率高達8 600 kJ/(kW·h)，與制造廠提供的設計熱耗率保證值7 954 kJ/(kW·h)相差較大，缸效率偏低，造成汽輪機熱耗率偏高，機組能耗高。

隨著企業(yè)節(jié)能減排壓力的增大，通過對汽輪機本體通流改造的調查研究，該電廠決定利用機組大修的機會對汽輪機三缸進行徹底改造，進一步降低機組能耗，以確保達到上級公司下達的節(jié)能減排目標。

2 改造的基本要求

2.1 通流改造的目標

(1)通過對汽輪機進行通流改造，能使機組缸效率得到顯著提升，在汽輪機熱耗保證(THA)工況下高壓缸效率達到86.47%，中壓缸效率達到92.65%，低壓缸效率達到89.63%。

(2)通過對汽輪機進行供熱改造，使機組具備長期連續(xù)供熱能力，中壓排汽壓力供熱抽汽量可達到400 t/h，工業(yè)用汽量可達70 t/h。

(3)通過對汽輪機通流改造， THA工況下熱耗率降到7 935 kJ/(kW·h)以下。

(4)通過對汽輪機進行技術改造，能夠提高機組變負荷運行經濟性，增強調峰運行能力。汽輪機可滿足在不同時期帶基本負荷及帶調峰負荷的要求，應充分考慮低負荷運行時的經濟性。汽輪機允許在40%～100%額定負荷長期連續(xù)運行并能與鍋爐協(xié)調運行。

(5)通過對汽輪機進行通流改造，解決機組出現的法蘭螺栓斷裂、內缸裂紋、汽缸跑偏、#2軸承軸振大、軸封漏汽等影響機組安全性和經濟性的問題。

2.2 通流改造的原則

(1)用先進的、成熟的技術措施進行技術改造，以提高機組的安全可靠性和經濟性。

(2)機組外形尺寸不變，旋轉方向不變。

(3)主汽門、調門現有位置不變，各軸承座安裝現有位置不變。

(4)與發(fā)電機的連接方式和位置不變。

(5)改造后汽輪發(fā)電機組的軸向推力方向不變且不大于原設計值。

(6)機組的基礎不動，改造后基礎負載基本不變，設備滿足現場安裝要求。

(7)設計、制造、檢驗和改造后有關運行指標符合國家(或國際)相關標準的要求。

3 優(yōu)化設計的方案

3.1 汽輪機調節(jié)級噴嘴

從汽輪機制造廠的設計來看，此次汽輪機通流改造調節(jié)級面積較原調節(jié)級減少2～3 m2。調節(jié)級面積的減少，有利于低負荷時調節(jié)級效率的提高。從調節(jié)級分配的焓降分析來看，調節(jié)級所分配的功率為15 MW,約占整機功率的4.5%，該級前、后壓力為15.807，12.692 MPa。

噴嘴室與噴嘴組為上、下半結構，與內缸軸向定位于高壓進汽中心線，上、下半沿軸向有導向鍵，保證自由膨脹而與高壓進汽管中心保持不變。噴嘴室與噴嘴組結構如圖1所示。

3.2 汽輪機末級葉片長度

汽輪機末級葉片的選擇主要是考慮汽輪機增容及設計背壓及機組供熱情況進行綜合考慮決定。從汽輪機設計理念上說，適當選擇長葉片對降低機組熱耗是有好處的，但必須考慮全年平均背壓及冷卻水溫度。

表1 主要氣象條件

表2 循環(huán)系統(tǒng)優(yōu)化程序輸出結果

圖1 噴嘴室與內缸結構形式

若僅考慮機組由300 MW增容到330 MW，假設原機組選擇長度為851 mm葉片正確，則通過汽輪機功率及背壓選擇的公式計算可得末級葉片的直徑約900 mm。

目前，隨著汽輪機加工及制造技術(特別是葉片制造及加工技術)的進步，長葉片在330～350 MW機組的設計應用已經很多。

山東省內電廠如魏橋電廠320 MW汽輪機末級葉片長度/背壓(1 068 mm/5.1 kPa)；南山電廠300 MW汽輪機末級葉片長度/背壓(1 068 mm/4.9 kPa)；大唐魯北化工350 MW汽輪機末級葉片長度/背壓(1 055 mm/4.9 kPa)；寧夏中寧電廠300 MW末級葉片長度(1 050 mm)。華能日照電廠西門子設計制造的350 MW機組末級葉片長958 mm。阿爾斯通、三菱、日立設計的330 MW系列的機組普遍有采用末級1 m以上的長葉片。

一般來說，平均負荷較大、背壓較低的機組可選擇末級葉片長一些，但在末級葉片的選擇上，負荷的影響較背壓的影響要大得多。對此次機組改造來說， 必須進行綜合比較才能確定多長的末級葉片適合于該機組。

采用變背壓和變負荷方式對902 mm葉片和1 068 mm葉片進行對比：機組設計背壓5.4 kPa不變，在50%負荷及以上，1 068 mm葉片占優(yōu)；在100%負荷條件下，背壓值在10.3 kPa及以下，1 068 mm葉片占優(yōu)；75%負荷，背壓在7.8 kPa及以下，1 068 mm葉片占優(yōu)；如果考慮65%負荷，背壓在6.8 kPa及以下，1 068 mm葉片占優(yōu)。

從以上對比來看，如果全年平均運行背壓在6.8 kPa及以下，從目前機組運行的平均負荷率(70%)來看，采用末級長葉片是有優(yōu)勢的。依據此次汽輪機改造結合供熱運行的實際情況，根據山東城鄉(xiāng)規(guī)劃院所做的熱力市場調研報告，濰坊高新區(qū)總體供熱面積約1 200萬m2，而#1汽輪機需要承擔600萬m2(約330 t的抽汽量)的供熱面積，如此大的抽汽量易造成末級長葉片的冷卻流量不足，末級葉片在低負荷(小冷卻流量)下葉根易產生脫流及返流，會極大地影響末級葉片的安全穩(wěn)定運行。經綜合分析比較，特別要考慮到夏季、冬季低負荷運行的可靠性，末級葉片長度在900～1 068 mm為宜，最終確定長度為958 mm。末級葉片優(yōu)化后，熱耗率可降低20～30 kJ/(kW·h)。

3.3 機組冷端優(yōu)化

原機組設計時間為1992年，當時氣象參數較現在有很大變化。此次設計參照該公司二期工程的機組氣象條件及循環(huán)水實際測量流量進行了背壓優(yōu)化。經電力設計院冷端優(yōu)化計算，該汽輪機額定工況下的凝汽器設計背壓應為5.1 kPa。主要氣象條件和優(yōu)化結果見表1、表2。

按照目前的系統(tǒng)優(yōu)化設計，在循環(huán)倍率為55時，該機組循環(huán)水背壓約為5.1 kPa,通過對比得出：單純增加循環(huán)水(提高倍率)，背壓提高有限。背壓優(yōu)化后，機組熱耗約降低10 kJ/(kW·h)。

3.4 汽輪機高、中壓缸結構形式

原機組高壓外缸內部構成為高壓內缸加#1隔板套，通過內缸和隔板套之間的腔室對外抽汽加熱給水，即為一段抽汽。從實際情況看，一抽腔室存在向高壓缸排汽漏汽的情況，導致高壓缸排汽溫度升高，汽缸高壓缸效率較低。另外，高壓進汽腔室未單獨隔離，存在著高壓進汽向中壓進汽漏汽的情況，降低了中壓進汽溫度，漏出的蒸汽短路了高壓缸。

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對新高、中壓內缸進行了設計，高壓內缸的結構如圖2所示。高、中壓進汽室分別由高壓內、外缸及隔板套組成，一段抽汽腔室、高壓進汽插管形成高壓進汽腔室，主蒸汽經噴嘴做功后形成調節(jié)級汽室，中壓進汽和中壓隔板套形成中壓進汽腔室。新內缸增大了軸向長度，2～13級隔板全部安裝在高、中壓內缸上，同時在內缸上增加了一個抽汽口以及2個中壓進汽口。在高壓進汽口與中壓進汽口之間設計了定位突肩，其外緣的凹槽與外缸上相應位置的凸緣配合，以確定內缸軸向位置，構成內缸相對于外缸的軸向膨脹死點，同時也可以大大減少高、中壓缸之間的漏汽。

圖2 高、中壓內缸結構

與原機組高壓內缸相比，高壓進汽部分的中分面法蘭螺栓由M120增大到M150，同時更靠近內密封面，增加了法蘭中分面的密封力。噴嘴室與高壓內缸結構裝配方式的改變，有效避免了噴嘴室的變形。

在內缸外壁第8級后設計了隔熱環(huán)，增大了內、外缸夾層軸向長度，這樣，可降低內缸內、外壁的溫差，提高外缸溫度，減少外缸與轉子的膨脹差。

3.5 汽輪機進、抽汽的設計

原機組高壓進汽密封為活塞環(huán)密封方式，拆卸及安裝比較復雜且封汽效果不理想，從實際內、外缸溫差看，外缸內壁溫接近主蒸汽溫度，證明該處存在泄漏。

新設計的汽輪機高、中壓進汽及一段抽汽密封環(huán)結構形式均采用疊片式密封，較原設計的活塞環(huán)式密封泄漏量降低。

該疊片式密封由大密封片和小密封片間隔組成，內環(huán)、外環(huán)分別形成密封面，疊片端面間也形成密封面，密封效果更優(yōu)。疊片密封隨動調整性好，產生的附加影響小，其結構相對復雜，裝配較為簡單。

3.6 軸承

考慮該汽輪機由純凝機組改造為抽汽供熱機組，汽輪機軸向推力在進行大流量抽汽時，推力可能增加。因此，采用了金斯伯里可傾瓦塊式推力軸承代替原來的密切爾式軸承。這種推力軸承的擺動瓦為點支撐，它支撐在杠桿均衡系統(tǒng)上，當個別瓦塊高出其他瓦塊且載荷增大時，則中間墊塊可圍繞中心擺動而下降并向鄰近瓦塊分載。這種推力軸承的優(yōu)點在于能自動調整瓦面高低不齊而產生的載荷不均勻，以達到各瓦塊均勻承載的要求。為使杠桿均衡系統(tǒng)達到最佳的自動均衡作用，通過載荷計算，設計使用了8瓦塊結構。

3.7 汽缸跑偏

更換#1軸承箱及臺板，重新設計#1軸承箱，提高其剛度并在#1軸承箱與臺板之間采用Deva合金自潤滑滑塊結構。

圖3 定中心梁推拉裝置

3.8 供熱改造

結合機組通流進行供熱改造是此次本體設計的一大特點，通過優(yōu)化供熱參數，結合該機組#1，#2軸承跨距的實際情況，在不改變汽缸跨度的情況下，中壓增加兩級，在額定工況下將中排參數由0.895 MPa，399.9 ℃降至0.514 MPa，272.1 ℃，據粗略估算，僅中排參數降低帶來的無煤耗發(fā)電收益約有28 MW，節(jié)能效益明顯。

中壓缸增加兩級主要采用的措施是：在滿足隔板強度的情況下，減少隔板厚度；通過采用新型汽封，減少汽封寬度。通過采取以上措施，滿足了中壓增加兩級后的空間要求。

4 改造的內容

4.1 高、中壓缸(主要部件及改造內容)

高/中壓整鍛轉子(中壓增加兩級)、高/中壓外缸、高壓內缸及噴嘴室、隔板套、高壓噴嘴組、全部17級隔板(包括隔板汽封及圍帶汽封、汽封體和汽封及全部18級動葉片)。結合主油泵連接方式改造更換前箱，加裝H形定中心梁，并采用Deva合金自潤滑臺板；更換主油泵及危急保安裝置。

4.2 低壓缸(主要部件)

低壓整鍛轉子、低壓內缸及中低壓連通管、全部2×5級隔板(包括隔板汽封及圍帶汽封和去濕環(huán)、2×5級動葉片、分流環(huán)、排汽導流環(huán)及前后軸端汽封體和汽封)。

5 結論

機組改造后，經機組考核性熱力試驗表明，汽輪機在THA工況下，經一類、二類修正后的熱耗率為7 945 kJ/(kW·h)，由于采用新型汽封，過橋汽封漏汽量得到降低，過橋汽封泄漏量在設計值的2倍以內，機組經濟性得到提高。

機組此次改造后，由于噴嘴后蒸汽溫度顯示不準確，無法計算調節(jié)級效率，但從試驗數值來看，主蒸汽流量在1 022 t/h時，噴嘴前壓力為16.64 MPa，噴嘴面積基本達到要求。但噴嘴后壓力偏低，為12.13 MPa，高壓缸設計通流能力較大，需要在后續(xù)設計中注意。

汽缸膨脹均勻，左右側汽缸膨脹為0.5～1.0 mm。軸封漏汽量減少，通過提高軸封壓力進行真空嚴密性試驗發(fā)現，軸封壓力對試驗數據無影響，特別是低壓側封汽效果較佳。真空嚴密性試驗值為0.12 kPa/min。

汽缸膨脹較好，由于低壓缸進汽溫度降低，低壓脹差正常運行穩(wěn)定在0.8～1.1 mm。由于高壓缸采用全內缸方式，內外缸之間的溫度為高壓缸排汽溫度，汽缸熱量分布均勻，汽缸保溫無超溫現象。

軸系振動情況良好，軸承溫度不超過80 ℃；推力瓦溫度在供熱情況下不超過80 ℃。

#1機組改造后，安全及經濟指標均有較大提高，達到了預期的改造效果。

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