东汽600 MW 亚临界汽轮机配汽方式改造

吴华强 ，张 彩 ，董益华 ，何新有，张 宝

(1.浙江浙能嘉兴发电有限公司，浙江 平湖 314201;2.浙江省电力公司 电力科学研究院，浙江 杭州 310014)

0 引言

目前，国产汽轮机大都有两种配汽方式，即单阀配汽与顺序阀配汽。众多机组实践表明，在大部分负荷范围内，由于节流损失的减小，顺序阀方式运行经济性明显优于单阀方式。在单阀配汽方式与顺序阀配汽方式之间，还有一种方式被称为混合配汽，在混合配汽方式下，低负荷时各汽轮机调节阀同时参与调节，升到某一控制点时，部分调节阀关闭，在此控制点之上时，关闭的调节阀再次顺序开启，参与机组的配汽调节，这种配汽方式在东汽600 MW 超临界与亚临界汽轮机上均广泛应用。混合配汽方式兼顾了单阀配汽的安全性与顺序阀配汽的经济性，适用于带基本负荷的机组，机组调峰运行时，会产生很大的节流损失［1］;另外，混合配汽方式只能在单一阀点下滑压运行，目前多采用三阀点滑压方式，使得主蒸汽压力明显偏低，严重的影响到了机组的动态调频性能。因此，有必要对这种配汽方式进行改造。

1 机组简介

某发电厂汽轮机为600 MW 亚临界、中间再热式、高中压合缸、三缸四排汽、单轴、凝汽式汽轮机，机组型号为N600-16.7/538/538-1。该机组由东方汽轮机厂按日本日立公司提供的技术制造。汽轮机进汽采用喷嘴调节，共有4 组高压缸进汽喷嘴，由4 个调节阀(CV)控制。来自锅炉的新蒸汽首先通过2 个高压主汽阀(MSV)，然后流入调节阀。这些蒸汽分别通过4 根导管将汽缸上半部和下半部的进汽套管与喷嘴室连接。4 只高压调节阀共用一个调节阀室，中间互联互通，从机头向发电机侧看，每个调节阀相对应的喷嘴组布置方式如图1 所示。

图1 调节级喷嘴布置示意图Fig.1 Regulation stage nozzle layout diagram

汽轮机控制系统采用东方汽轮机厂配套的HIACS-5000 M 高压纯电调控制系统，原配汽曲线如图2 所示。在流量指令较小时，4 只调节阀同时开启，随着流量指令的增加，CV1，CV2，CV3开度增加，但CV4 开度减小，流量指令再增加时，CV4 再次开启。改造前，汽轮机在流量指令86%左右滑压运行。

图2 原配汽曲线Fig.2 The curve diagram of former valve management

2 改造方案的选取

东汽600 MW 系列汽轮机配汽方式改造的主要途径是将其混合配汽方式改造成为顺序阀配汽方式，但实现的途径有两种，一是直接修改原配汽曲线，低负荷时，4 个调节阀同时开启，随后2只调节阀逐渐全开，负荷再增加时，这2 只调节阀再依次开启，这种配汽方式本质上仍为混合配汽，但可实现两阀滑压运行［2］;二是保留原混合配汽方式，另外增加一套顺序阀配汽方式，汽轮机可在2 种配汽方式下在线切换。

第二种方式更为灵活，也不需要额外增加设备投资，机组启动以及汽门活动试验，仍可在原混合配汽方式下进行，对运行影响较小。比较分析后，决定采用第二种方式进行改造。

3 配汽方式改造的安全性分析

3.1 喷嘴组强度校核

该机组汽轮机原设计为混合配汽，相同负荷下，三阀滑压运行时调节阀前压力相对较低，调节级前后压差较小，改为顺序阀方式后，会出现2 只调节阀全开、另2 只调节阀接近全关的运行工况，如采用两阀滑压，汽轮机会长时间处于该阀位运行，相对三阀滑压运行，此时调节阀前压力相对较高，调节级前后压差较大，这是否会给汽轮机的安全运行带来威胁，需要论证确认。

东方汽轮机厂对喷嘴组强度校核计算结果表明:主蒸汽压力为额定值时喷嘴组的强度可以满足CV2 和CV4 两阀全开工况需要。

3.2 顺序阀阀序确定

顺序阀方式下，汽轮机调节阀开启的次序对汽轮机运行的安全性有显著影响，突出表现在对汽轮机轴系的影响上［3，4］。很多实例表明，不少汽轮机在顺序阀方式下，常会出现诸如轴承金属温度高、轴振动大等现象，严重时会威胁机组的稳定运行［5］。解决这一问题，关键是找出一合适的顺序阀阀序，使得机组在这种阀序运行时，汽轮机轴承温度与振动的数值均在允许的范围内。为此，对该机组进行了阀门关闭试验。

试验时机组负荷维持在400 MW 左右，机组协调投入，DEH 侧与DCS 侧一次调频回路均撤出，汽轮机处于原混合配汽运行方式，试验时先关CV1，再关CV3，恢复时先开CV3，再开CV1，主要试验数据见表1，可见，试验过程中，汽轮机各轴承温度与振动值没有发生超限变化，从顺序阀开启次序上看，CV2＆CV4-CV3-CV1 能满足机组安全运行的需要。

表1 阀门关闭试验结果Tab.1 The experiment's result of valves closing

4 配汽曲线的获取

汽轮机配汽方式的改变是通过改变其配汽曲线来实现的，混合配汽方式下的配汽曲线不能满足顺序阀配汽方式的要求。获取汽轮机配汽曲线的途径有两种，一是理论计算，二是进行流量特性试验。理论计算较适合新建机组，长期运行后，由于设备磨损、老化或改造，结构参数很可能偏离设计值，造成理论计算结果与实际偏差较大。对该机组来说，通过流量特性试验，获取其流量特性，然后计算得到顺序阀方式下的配汽曲线，是较为合适的方法［6］。

对该汽轮机进行流量特性试验，试验在顺序阀阀序为CV2＆CV4-CV3-CV1 的情况下进行。根据试验结果，计算得到该机组顺序阀方式下的配汽曲线如图3 所示。

图3 顺序阀方式下的配汽曲线Fig.3 The curve diagram of sequence valve mode

5 顺序阀方式的投运

5.1 配汽方式的切换试验

为了检查该机组在不同配汽方式切换过程中运行是否平稳，在300 MW 到550 MW 范围内，每隔50 MW 负荷点，进行了原混合配汽方式(简称“旧阀”)与顺序阀配汽方式(简称“新阀”)切换试验。切换时机组协调方式投入，切换过程时间设置为10 min，其中，500 MW 负荷下切换过程中主要参数变化如图4、图5 所示。从这些过程曲线可以看出，在协调投入的方式下，机组配汽方式切换过程平稳，功率波动基本在±10 MW 以内，主蒸汽压力波动较小，切换过程对机组扰动小。

5.2 顺序阀方式下的负荷变动试验

图4 配汽方式切换过程曲线1Fig.4 The curve diagram 1 of steam governing modes change

图5 配汽方式切换过程曲线2Fig.5 The curve diagram 2 of steam governing modes change

为了验证在顺序阀方式下的协调响应情况，对其进行了顺序阀方式下负荷变动试验。具体试验方式为:机组在AGC 撤出、协调投入，机组滑压控制回路投入，其他主要自动回路投入。按正常的负荷变化速率，主要观察机组在新的顺序阀特性曲线下协调运行情况以及阀点处汽门晃动情况。其中300 MW 到400 MW 升负荷过程曲线如图6 所示。

试验结果表明，在顺序阀方式下，该机组在负荷变动过程中协调运行正常，主蒸汽参数无明显异常波动，阀点处调节阀均无明显晃动。

图6 顺序阀方式下负荷变动试验曲线Fig.6 The curve diagram of power load change in sequence valve mode

6 顺序阀方式下滑压曲线的优化

汽轮机顺序阀方式下运行的经济性与调节阀开度密切相关，由于在机组功率一定时，主蒸汽压力与调节阀开度基本呈反方向变化，运行时主蒸汽压力也就会对汽轮机顺序阀方式下运行的经济性产生显著的影响，为了提高该机组顺序阀方式下运行的经济性，进行了滑压曲线优化试验。

试验期间机组设备按设计要求投入运行，汽水化学取样、热井补水照常进行，停止锅炉吹灰、停止供热，撤出AGC 远方控制，固定负荷运行，试验工况涵盖300～550 MW 负荷段，包括改造前混合配汽方式5 个试验工况(采用原设置的滑压曲线)和改造后顺序阀配汽方式12 个试验工况(共分3 条滑压曲线，对应的调节阀开度分别为:滑压曲线1:0%/100%/23%/100%;滑压曲线2:0%/100%/30%/100%;滑压曲线3:0%/100%/40%/100%)。

对各负荷段配汽方式切换前后的试验数据进行计算，获得各试验工况下不同高调门开度带来的高压缸效率变化，以及相应主汽压力、小机进汽流量等参数变化引起的循环效率变化，考虑缸效与循环效率变化带来的综合影响，参考历史试验数据并利用机组变工况计算模型计算热耗率的变化，从而获得不同负荷、不同高调门开度下的机组运行热耗率，计算结果如图7 所示，表2 给出了具体的试验数据。

图7 顺序阀方式下不同滑压曲线时的热耗率Fig.7 The curve diagram of heat rate of different sliding pressure curve in sequence valve mode

表2 滑压曲线的优化试验结果Tab.2 The experiment's result of transformation of different sliding pressure curve

观察图7 中曲线，改造后机组变负荷过程中的经济性能比优化前有了一定的提升，热耗率的下降幅度随着负荷的降低而增大，3 条滑压曲线相比较，滑压曲线1 对应的经济性略好，具体曲线如图8 所示，可见，原混合配汽方式下定滑压转折点负荷约549 MW，滑压点汽机流量指令约86.2%;优化后顺序阀配汽方式下推荐的滑压曲线定滑压转折点负荷约506.6 MW，此滑压运行方式对应的汽机流量指令约79.5%，4 只调节阀开度分别约0%/100%/23%/100%。比较优化前后2 条滑压曲线可知，优化后，在高于425 MW 的负荷区间提高了滑压压力，低于425 MW 的负荷区间降低了滑压压力，既降低了热耗率，又保证了AGC 和一次调频响应速率。

图8 配汽方式改造前后的滑压曲线Fig.8 The curve diagram before and after transformation of steam governing modes

7 配汽方式改造经济效益分析

该机组配汽方式改造所取得的经济效益包括2 个方面，一是由于顺序阀方式投运、机组供电煤耗的降低而产生的经济效益，如表3 所示，根据全年的负荷统计，与改造前相比，年节约标准煤约2665 t。二是由于机组协调控制水平的提高而减少的电网两个细则考核的费用，保守估计，约每年30万元。

表3 配汽方式改造的效益Tab.3 The income with transformation of governing modes

8 结论

针对东汽600 MW 亚临界汽轮机，将其配汽方式由混合配汽改造为顺序阀配汽，不但可提高机组运行的主蒸汽压力，减少调节阀的节流损失，大幅度降低机组的供电煤耗，而且又可增强机组的负荷动态响应能力，增加机组运行方式的灵活性，该机组汽轮机配汽方式改造的成功经验对类似机型具有普遍的借鉴意义。

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