660 MW間接空冷機(jī)組小汽輪機(jī)改造

羅云，薛榮波，晁俊凱，任海彬，賀學(xué)軍

(寧夏京能寧東發(fā)電有限責(zé)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(jī)組投產(chǎn)運行，其節(jié)水、節(jié)能、維護(hù)費少、冬季防凍簡單等優(yōu)勢逐步得到了行業(yè)認(rèn)可。

目前，我國“三北”地區(qū)新建火電機(jī)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(jī)組夏季背壓高、背壓變化范圍大，小汽輪機(jī)運行的經(jīng)濟(jì)性和安全性比傳統(tǒng)濕冷機(jī)組差。本文針對某660 MW超臨界間接空冷機(jī)組在夏季高背壓工況運行時，小汽輪機(jī)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(jìn)行分析，確定了主機(jī)四段抽汽壓力低、小汽輪機(jī)進(jìn)汽管道壓損大和小汽輪機(jī)通流面積小為主要原因［4］，并提出了對小汽輪機(jī)進(jìn)行增容改造的方案。通過對比分析改造前、后機(jī)組運行情況，證明增容改造有效地解決了小汽輪機(jī)在高負(fù)荷、高背壓運行時四段抽汽出力不足的問題。

1 設(shè)備系統(tǒng)概況

某電廠一期工程2×600 MW機(jī)組汽輪機(jī)采用哈爾濱汽輪機(jī)有限公司生產(chǎn)的CLNJZK24.2/566/566型超臨界凝汽器式汽輪機(jī)，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(jìn)行表面換熱后，再與汽輪機(jī)排汽進(jìn)行二次換熱，機(jī)組背壓與環(huán)境溫度、風(fēng)向、風(fēng)速等因素有關(guān)。小汽輪機(jī)的排汽方式通常采用與傳統(tǒng)濕冷機(jī)組相同的設(shè)計方式，即直接排入主機(jī)凝汽器(如圖1所示)。機(jī)組熱耗保證(THA)工況和銘牌(TRL)工況的設(shè)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(qū)動的小汽輪機(jī)為杭州小汽輪機(jī)廠(以下簡稱杭汽廠)生產(chǎn)的NK63/71型凝汽式汽輪機(jī)，工作汽源為主機(jī)四段抽汽(中壓缸排汽)，THA工況下小汽輪機(jī)設(shè)計進(jìn)汽壓力1.006 MPa，溫度為372℃，TRL工況下設(shè)計進(jìn)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(jī)高壓蒸汽調(diào)節(jié)閥開度大

該工程#2機(jī)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(jī)組背壓逐漸升高，高負(fù)荷時小汽輪機(jī)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(jī)四段抽汽。

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

由表1可知，隨著機(jī)組負(fù)荷和背壓的升高，#1小汽輪機(jī)高調(diào)閥開度不斷增大，當(dāng)負(fù)荷升至656.2 MW時(工況2)，#1小汽輪機(jī)進(jìn)汽壓力高于主機(jī)四段抽汽壓力，進(jìn)汽溫度下降、四段抽汽供小汽輪機(jī)總流量減少，冷再備用汽源已完全排擠了主機(jī)四段抽汽，此時#2小汽輪機(jī)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(jī)冷再備用汽源也排擠主機(jī)四段抽汽，2臺小汽輪機(jī)的汽源全部由冷再蒸汽提供。

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

2.2 對機(jī)組運行安全性和經(jīng)濟(jì)性的影響

2臺小汽輪機(jī)的汽源全部由冷再蒸汽提供，對機(jī)組運行主要存在以下幾方面的影響：(1)進(jìn)入再熱器系統(tǒng)的蒸汽流量會引起再熱器管屏嚴(yán)重超溫，為保證機(jī)組運行的安全性，當(dāng)背壓高于20 kPa時，機(jī)組不得不降出力運行;(2)在相同的主蒸汽流量下，進(jìn)入汽輪機(jī)中、低壓缸做功的蒸汽減少，汽輪機(jī)功率降低，機(jī)組熱耗增大;(3)與使用四段抽汽比較，小汽輪機(jī)使用冷再蒸汽后進(jìn)汽參數(shù)的壓力升高、溫度降低，使進(jìn)入小汽輪機(jī)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(dǎo)致小汽輪機(jī)速關(guān)閥濾網(wǎng)承受較大的交變應(yīng)力，強(qiáng)度下降，發(fā)生了小汽輪機(jī)速關(guān)閥濾網(wǎng)破碎的情況(如圖2所示)，并造成了小汽輪機(jī)通流部分損壞(如圖3所示)［5］，且濾網(wǎng)碎片有可能進(jìn)入主機(jī)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(jī)組工況變化時，小汽輪機(jī)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(jìn)入小汽輪機(jī)的蒸汽流量，使小汽輪機(jī)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(dāng)四段抽汽供小汽輪機(jī)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(jī)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(jìn)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(jī)還應(yīng)考慮給水泵性能能和熱力系統(tǒng)特性的影響。

圖2 速關(guān)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(fù)荷與額定負(fù)荷接近，約比TRL工況下的背壓(負(fù)荷660 MW，背壓28.0 kPa)低8.0 kPa，四段抽汽壓力為 0.947 MPa。結(jié)合熱平衡圖推算，如果背壓達(dá)到28.0 kPa，四段抽汽壓力最大只能達(dá)到0.976 MPa，即使未向小汽輪機(jī)供汽，仍比設(shè)計值(1.075 MPa)低 0.099 MPa(9.2%)，溫度比設(shè)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(jī)進(jìn)汽壓力比較可知：工況1，四段抽汽向2臺小汽輪機(jī)供汽時，#1和#2小汽輪機(jī)進(jìn)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(jī)供汽，流量為63.6 t/h，進(jìn)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(jī)供汽，隨著進(jìn)汽流量增大，進(jìn)汽管道壓損會進(jìn)一步增大，如按8%計算，小汽輪機(jī)進(jìn)汽壓力為0.898 MPa，比設(shè)計值(1.075 MPa)低 16.5%。

隨進(jìn)汽壓力變化的凝汽器汽輪機(jī)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(jìn)汽溫度偏低對小汽輪機(jī)功率的影響，在TRL工況下，僅四段抽汽壓力偏低和進(jìn)汽管道壓損就使小汽輪機(jī)輸出功率減少16.5%，即在目前的進(jìn)汽參數(shù)條件下，保持低調(diào)閥全開，小汽輪機(jī)在TRL工況下的輸出功率只能達(dá)到設(shè)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(jìn)汽管道壓損對小汽輪機(jī)出力有較大的影響。但如果小汽輪機(jī)進(jìn)汽壓力達(dá)到設(shè)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(dá)到設(shè)計值?為了核實這些問題，決定對汽動給水泵組進(jìn)行全面的性能試驗。

3.2.1 給水泵性能試驗

2011年12月20進(jìn)行給水泵性能試驗，試驗工況點負(fù)荷為620，530，460，410 MW，4 個工況下給水泵轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shè)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(jī)低調(diào)閥全開性能試驗

2011年12月21日對#2機(jī)組#1小汽輪機(jī)進(jìn)行了低調(diào)閥全開性能試驗。試驗前強(qiáng)制關(guān)閉高調(diào)閥，全開低調(diào)閥，四段抽汽供小汽輪機(jī)運行。試驗開始工況為負(fù)荷620 MW、背壓15.42 kPa，隨后通過提高凝汽器循環(huán)水的進(jìn)水溫度來提高背壓值：當(dāng)背壓升至21.25 kPa時負(fù)荷降至600 MW;背壓升至28.5 kPa時，機(jī)組負(fù)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(jī)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(jìn)汽流量的影響，小汽輪機(jī)進(jìn)汽參數(shù)達(dá)到TRL工況的設(shè)計值時(1.075 MPa/371 ℃，進(jìn)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(jìn)汽流量為74.35 t/h，背壓 28.5 kPa，此時輸出功率

式中：qm為進(jìn)汽質(zhì)量流量，74.35 t/h;h0為進(jìn)汽比焓，3201.4 kJ/kg;hc為排汽比焓，2 643.0 kJ/kg。P比設(shè)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(jī)功率實際裕量=(11532－11397)/11397=1.2%。而機(jī)組實際運行中，鍋爐效率和汽輪機(jī)效率一般難以達(dá)到設(shè)計值，主蒸汽流量會比設(shè)計值大，相應(yīng)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(jī)功率僅1.2%的裕度遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能滿足運行的要求，小汽輪機(jī)的通流能力偏小。

綜上所述，四段抽汽壓力偏低、進(jìn)汽管道壓損大和小汽輪機(jī)通流面積小是造成小汽輪機(jī)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(jī)運行參數(shù)分析，認(rèn)為四段抽汽壓力偏低的是由于低壓缸通流面積比設(shè)計通流面積大，而提高四段抽汽壓力不太現(xiàn)實。曾設(shè)想引入主機(jī)三段抽汽至小汽輪機(jī)進(jìn)汽管道提高入口壓力和對小汽輪機(jī)增加獨立凝汽器降低背壓，提高小汽輪機(jī)的出力，但因工程難度大而否定。最后經(jīng)杭汽廠、設(shè)計院、電廠共同研究決定對小汽輪機(jī)進(jìn)行增容改造：保留原小汽輪機(jī)內(nèi)、外缸尺寸不變，由杭汽廠根據(jù)實測THA工況下的主機(jī)四段抽汽參數(shù)(0.95 MPa/350℃)，按增加原通流面積的30%重新設(shè)計小汽輪機(jī)的轉(zhuǎn)子和靜葉柵。計算得改造后的小汽輪機(jī)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(jī)組在高背壓時帶額定負(fù)荷運行，高背壓工況下小汽輪機(jī)的高調(diào)閥仍有一定開度，選取2012年8月22日#1小汽輪機(jī)的運行狀態(tài)(截圖)進(jìn)行分析，高調(diào)閥的開度變化如圖5所示。

圖5 #1小汽輪機(jī)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(jī)的蒸汽流量和進(jìn)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(jī)的進(jìn)汽壓力起到了補充蒸汽流量的作用?？梢姡c改造前機(jī)組參數(shù)相比(工況 2：656.2 MW/16.0 kPa)，改造后小汽輪機(jī)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(fù)荷運行。

5.2 經(jīng)濟(jì)效益分析

以TRL工況作為基準(zhǔn)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(jī)組經(jīng)濟(jì)性，見表3。

表3 小汽輪機(jī)使用冷再蒸汽和四段抽汽經(jīng)濟(jì)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(jī)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(fù)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(jī)組滿出力運行，粗略估計熱耗增加 175 kJ/(kW·h)，標(biāo)準(zhǔn)煤耗增加 5.9 g/(kW·h)。按夏季工況運行4個月、標(biāo)準(zhǔn)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(jī)組2臺小汽輪機(jī)改造費用為600.0萬元，一年半能收回投資成本，且機(jī)組后期運行經(jīng)濟(jì)效益顯著。

6 結(jié)論與建議

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

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

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