抽汽供热改造安全性分析及控制策略研究

周林君

（马鞍山当涂发电有限公司，安徽马鞍山 243102）

0 引言

近年来，随着国家能源政策变化，新能源机组不断投产发电，传统燃煤火电机组担负起越来越重的调峰责任[1]，利用小时数和负荷率不断下降，低负荷下的燃煤效率与国家节能减排政策的矛盾日显突出，低功率、高煤耗的凝汽机组有被淘汰的趋势[2]，燃煤发电企业结合周边热用户需求，对机组进行供热改造，已成为企业节能减排的重要手段和发展方向。

纯凝机组进行抽汽供热改造，对原机组工况安全运行存在一定影响，供热量的确定需结合对机组安全性进行研究，对机组抽汽供热改造中安全性进行简析，并根据安全分析情况提出中调门控制策略，为同类型机组改造提供参考。

1 机组改造概况

某发电公司1、2 号机组汽轮机由哈尔滨汽轮机厂生产，型号为CLN660－24.2/566/566，超临界、一次中间再热、三缸四排汽、单轴、双背压、凝汽式汽轮机。

为满足周边热用户工业用汽需求，2 台机组再热蒸汽冷段抽汽供热改造，与四级抽汽混合采用压力匹配器和减温器方式对外提供参数为1.5 MPa，230 ℃工业蒸汽，因供热需求量增加，再热蒸汽热段进行抽汽供热改造，通过减温减压器对外提供参数为1.5 MPa，230 ℃的工业蒸汽，一级抽汽供热改造，通过减温、减压器对外提供参数为2.5 MPa，230 ℃的工业蒸汽。

2 抽汽供热改造安全性

2.1 锅炉再热器安全性

再热蒸汽冷段抽汽供热改造必须考虑再热器超温安全问题，对比纯凝工况，主蒸汽进汽流量一定时，高排抽汽后进入再热器管排的工质流量相应减小，在蒸汽参数不变的情况下，管排壁温会大幅度提高，壁温安全裕度降低。通过调节燃烧器摆角及再热器减温水还可适当增加高排抽汽量，但在再热器壁温安全裕度范围内，高排抽汽量存在一个最大值，研究机组经过再热蒸汽冷段抽汽改造后，锅炉厂计算高排最大量不能超过90 t/h，研究表明高排抽汽供热后，对高温再热器受热面影响最大[3]。

2.2 汽轮机轴向推力安全性

机组在正常运行发电时，蒸汽进入汽轮机做功时会在叶片、叶轮、平衡活塞、轴封套等位置产生前后压差，对转子形成轴向推力。当抽汽供热时，相当于增加了抽汽位置后的过流面积，对比纯凝工况时，发电做功流量的减小使作用在通流部件的压降增大，压差的变化造成轴向推力产生变化。为保证轴向推力在抽汽供热时不超出纯凝工况时的设计推力范围，汽轮机厂一般需通过校核计算，可给出一定进汽量下再热蒸汽系统最大抽汽量。研究机组在经过供热增容改造后，为保证轴向推力安全要求（－10～10 t），主蒸汽流量不大于1700 t/h 时，机组冷热总抽汽量最大值为250 t/h。

轴向推力分析计算一般为如下过程，低压缸对称双流布置，轴向推力相互抵消，高中压合缸，分析原设计轴向推力在高中压各部件推力方向（正或负），选取多组供热抽汽典型工况通过建模计算各抽汽量下轴向总推力，结合推力轴承面积计算轴承压比，与设计压比对比是否超限，得出最大抽汽量，但在运行中依然要对推力轴承温度加强监视。

2.3 叶片安全性

再热系统抽汽后，高排压力随之降低，相比纯凝工况，高压末几级叶片压差增大，蒸汽弯应力增大，在供热抽汽量达到一定值时，必须考虑高压末几级叶片强度安全性问题。同时还应考虑最大抽汽量情况下低压末级叶片安全性问题，抽汽后中压缸进汽流量是否满足低压缸最小冷却流量，防止进入中、低压缸的蒸汽不足以带走鼓风摩擦产生的热量[4]，另外低压末级叶片本身强度在抽汽工况下是否满足。

研究机组低压末级叶片为哈汽新型设计1040 mm 动叶，为了保证1040 mm 叶片的安全性，在最大抽汽供热工况下对1040 mm 叶片静强度和振动特性进行了分析。静强度和振动特性的分析结果如图1 和图2 所示。

由分析结果可见，该叶片的应力和频率都符合安全准则，表明该叶片在最大抽汽工况下安全可靠。

3 抽汽供热中压调门控制策略研究

在考虑满足轴向推力要求下再热系统抽汽供热时，为保证高压末几级叶片安全性，需中压调门参与调节，维持抽汽后高排压力与纯凝工况一致，保证高压后几级的压差不大于强度工况。

图1 新型1040 mm 长叶片应力分布

在中调门参与调节过程中，首先要分析中调门最小开度限制，为保证低压缸冷却流量，中调门不允许全关，且开度小到一定时，调门振动趋势加剧，运行风险剧增。研究机组中调门总行程13.5 cm，预启阀行程2 cm，预启阀行程占调节阀结构总行程的12.9%，即当阀门行程关至12.9%时，主阀全关，仅预启阀开启，此时无法满足中压缸流量控制要求，且无法完成压力调节功能，考虑低压缸末级叶片最小冷却流量，中压缸进汽量必须大于500 t/h，经配汽计算对应的中调门行程13.5%，即为了保证机组低压末级叶片安全性，理论上调门最低开度不能小于13.5%。

图2 新型1040 mm 长叶片坎贝尔图

中调门参与调节控制高排压力时，宜采用4 阀同时动作，即单阀运行方式参与压力调节。因中调门口径较大，顺序阀调节方式时惰性大，整个调节过程中敏感性差别大，且不同机组调节特性差别明显。

图3 调节级后压力与高排压力关系曲线

由于抽汽工况为变工况，相同进汽量下不同抽汽量对应不同电负荷，负荷仅为中间变量，在电负荷与供热抽汽量均在变化时高排压力与中调门开度不是一一对应关系，综合抽汽量、抽汽压力、推力变化、中调门调节特性、高压缸通流叶片强度等各方面影响因素，采用调节级后压力与高排压力关系曲线（图3）作为中调门参与调节控制依据，保证高压缸末级叶片强度安全。

研究机组最大抽汽量按250 t/h 进行供热，图3 中给定调节级后压力（10.35～16.1）MPa 运行区间为考虑各种影响因素后的安全运行区域，在调节级后压力低于10.35 MPa 进行再热系统抽汽供热，随着抽汽量增加，负荷降低（将会远低于10.35 MPa 对应的冷凝工况400 MW 负荷），推力增大超出推力轴承允许的安全范围，随着抽汽量增大，再热蒸汽压力降低较多，无法靠调门憋压对外提供相应压力等级的蒸汽，调门几近全关，各种风险剧增；在调节级后压力高于16.1 MPa 时，可通过现场试验抽汽运行，但除高压缸通流叶片强度上要求满足图3 中调节级压力与高排压力关系限制线外，为保证机组安全性，还需密切监视推力瓦温、中调门振动等数据，如出现异常，恢复调整前状态。

4 结束语

①抽汽供热改造后，高排抽汽要考虑锅炉侧再热器超温问题；②汽机侧各段抽汽量均需要考虑核算轴向推力的影响、低压缸最小冷却流量的限制、高压末几级叶片强度安全问题；③中调门控制策略原则上是使高排压力不能偏离纯凝工况一定范围，但需综合考虑轴向推力、抽汽量、叶片强度、调门特性及调门开度限制等；④抽汽供热为复杂的变工况，且同时存在电负荷变化的影响，调门控制在理论给定范围基础上需进行大量试验明确各电负荷下抽汽量的大小。