某300 MW供热机组热耗率偏高的原因分析与改进

马岩昕

(黑龙江华电齐齐哈尔热电有限公司，黑龙江 齐齐哈尔 161000)

0 引言

某电厂1号汽轮机为哈尔滨汽轮机厂制造的300MW亚临界、一次中间再热、单轴、两缸两排汽、供热汽轮机组。机组型号为C250/N300-16.7/537/537，高、中压缸采用合缸结构。机组热力系统采用单元制方式，共设有8段抽汽分别供给3台高压加热器、1台除氧器和4台低压加热器。给水泵配置方式为 2×50%BMCR(BoilerMaximumContinueRate，锅炉最大连续蒸发量)汽动给水泵，小汽机用汽由4抽供给；其备用泵为1×30%BMCR 电动调速给水泵。

为了解决1号机组经济性低的问题，在2015年6—8月机组大修时，特邀请华电动力研究中心对1号机组进行了热力性能试验，查找热耗偏高的原因，为机组大修技改提供参考依据。

1 机组热耗率偏高的原因

1.1 汽轮机高中压缸效率低

华电动力技术研究中心对1号机组开展了大修前性能试验。根据试验的初步结论，1号机组的高压缸效率严重偏低。在设计THA(TurbineHeatAcceptance，热耗率验收)工况下，高压缸效率设计值为87.35%，中压缸效率设计值为91.015%，而 1 号机组的 3VWO(ValveWholeOpening，阀门全开)试验工况时高压缸效率为79.58%，比设计值低7.77%。高压缸效率偏低，不仅降低了汽轮机本体的性能，也直接影响机组经济性。高压缸效率每低1%，发电煤耗升高约0.611g/kWh，所以高压缸效率低影响煤耗约为4.68g/kWh。同时，高排温度高于设计值，造成锅炉再热减温水增加，也会导致机组煤耗上升。再热减温水每增加1t/h，发电煤耗升高约0.063g/kWh。试验时，1号机组的再热减温水流量增加17.01t/h，影响煤耗约为1.07g/kWh。

1号机组3个试验工况(3VWO，4VWO，负荷300MW)的中压缸名义效率分别为87.72%，86.92%，88.02%，中压缸效率偏低。

1.2 汽轮机动静叶片结垢严重

1号汽轮机带额定负荷300MW时，调节抽汽压力远远高于规定值，而且随着机组运行时间的增加而不断恶化。带额定负荷300MW时，调节 抽 汽 压 力 五 抽 最 高 可 达0.6166MPa(额 定是 0.5166MPa)；调节抽汽压力 六抽最高可达0.208MPa(额定是 0.197MPa)。经检查，是因为1号汽轮机叶片结垢，使汽轮机通流面积相对减小，造成了机组在带额定负荷时监视段压力超标的现象。1号汽轮机叶片结垢情况如图1所示。

1.3 热力系统多个阀门内漏严重

通过对系统进行隔离，对机组进行流量平衡测试，发现1号机组的热力系统外漏量比较大。1号机组的3VWO工况不明外漏量为17.58t/h，漏泄率为1.88%，主要漏泄点为锅炉定排扩容器及汽轮机高加安全门(在无压放水门处有蒸汽)，1—3号高加事故疏水至疏水扩容器调节门(门后温度在110—120℃)、中辅联箱疏水门 (门后温度在 90℃左右)、主蒸汽至疏水扩容器调节门等处。

图1 1号汽轮机叶片结垢情况

1.4 低加疏水不畅

目前，5号低加疏水到6号低加的疏水管道布置在人行通道一侧，为不影响人员行走，管道挑得很高，而且疏水管道本身距离比较长，沿程阻力较大。这就导致5号低加疏水在克服较大的沿程阻力时，还需克服管道最高点与5号低加疏水口的高度差所形成的大约有4m的水封阻力，方可疏入6号低加。这导致管道不仅疏水不畅，振动也比较大。

6号低加到7号疏水系统管道沿途存在2个“U”型管水封。6号低加的疏水需克服这2个“U”型管形成的水封及沿程阻力后，才能进入7号低加，因此导致疏水不畅。由于5—6，6—7低加疏水不畅，为了保证低加水位，开启低加疏水至凝汽器快速疏水门，使回热效率下降，凝汽器热负荷增加，影响汽轮机真空，从而使机组热耗率升高。

当负荷为270MW时，7，8号低加凝结水进水温度为33℃、出口凝结水温度为75℃；6号低加入口凝结水温度为75℃，出口凝结水温度为107℃；5号低加入口凝结水温度为107℃，出口凝结水温度为132℃。此时，将6号低加至7号低加疏水旁路门、5号低加至6号低加疏水旁路门全开后，7，8号低加凝结水进水温度为33℃，出口凝结水温度为82℃；6号低加入口凝结水温度为82℃，出口凝结水温度为113℃；5号低加入口凝结水温度为113℃，出口凝结水温度为144℃。

关闭低加至凝汽器快速疏水门后，开启正常低加疏水旁路门，从而使低加出口温度升高，减少了高温疏水排至凝汽器，使机组真空提高，机组热耗降低。

1.5 汽封密封效果差

机组所采用的梳齿式汽封密封效果差，汽封漏气量大，严重影响机组的经济性。

1.6 辅汽供轴封系统溢流到冷凝器

由于该机组自密封好，一般在280MW负荷时，轴封供汽压力就超过0.031MPa，轴封就会溢流到凝汽器，造成热能损失并增加凝汽器热负荷。

2 优化措施

2.1 汽封改造

原汽封均采用梳齿式汽封。梳齿式汽封采用高低齿曲径式结构、斜平齿结构或镶嵌齿片式结构，利用许多依次排列的汽封齿与轴之间较小的间隙，形成一个个小汽室，使高压蒸汽在这些汽室中逐级降低压力，以达到减少蒸汽泄漏的目的。若汽封密封效果不理想(汽封齿磨损或汽封间隙变大)，汽封漏气量将变大，严重影响机组的经济性。为了提高1号机组的性能，实现节能降耗，将1号机组高、中、低压隔板汽封和轴封改用新型的蜂窝式汽封。

对1号汽轮机汽封采取以下改造措施：高压缸、中压缸、低压缸以及2台小汽机隔板汽封采用蜂窝式汽封。其中，各轴封供汽腔室的两侧的汽封，采用接触式蜂窝式汽封。在高压缸夹层上下缸分别加装退让式汽封，上缸间隙(2.50±0.05)mm，下缸间隙(0.50±0.05)mm。

2.2 采用新工艺对汽轮机叶片进行除垢

汽轮机叶片结垢后，一般采用停机解体各结垢部件，进行人工铲除的方法处理。这个方法费时费力，且难以将积垢彻底清除。为了解决这一难题，采用了转台式喷丸清理机清除。转台式喷丸清理机是采用引进的汽轮机喷丸除锈、除垢工艺而设计的专为电厂汽轮机除锈、除垢的设备。喷丸采用的玻璃珠材质为SiO2，粒径0.25—0.35mm，硬度45—55moh。采用该技术对汽轮机叶片进行除锈、除垢后，叶片表面光洁度能够达到5级，露出光亮的金属光泽。经过喷丸处理的汽轮机通流部分，效率可增加 1%—3%，表面疲劳强度能够提高 10%；同时也提高了除垢的工作效率。

2.3 更换、检修热力系统内漏阀门

由于主要漏泄点为锅炉定排至扩容器阀门，因此将其改为密封性好的进口手动球阀门。对汽轮机高加安全门(在无压放水门处有蒸汽)密封面进行了重新研磨。1—3号高加事故疏水至疏水扩容器调节门(门后温度在110—120℃)通过技改更换为密封性好的进口调节门。对中辅联箱疏水门(门后温度在90℃左右)密封面进行了重新研磨。针对主蒸汽至疏水扩容器汽动门等热力系统的直接外漏，大修前对高压阀门的严密性进行摸底排查，掌握阀门的内漏情况。大修时，安排检修技能较高的技术人员对内漏严重的阀门进行重点检修，对密封面进行研磨。

2.4 对低加疏水系统进行改进

(1)对5号低加到6号低加疏水系统的改进。将疏水管道布置到低加另一侧，管道的最高点(以5号低加疏水调节阀的进出口的高差，及6号低加的疏水接入口的位置确定)尽量降低，实际高度可降低1.5m左右。

5号低加到6号低加疏水系统的改进前后的对比如图2所示。

图2 5号低加到6号低加疏水系统改进前后对比

(2)对6号低加到7号低加疏水系统进行改进。降低疏水管最高点的高度，取消6号低加疏水出口第4个弯头，取直走向7号低加。可降低高度约1m。抬高疏水管最低点的高度，大约可抬高1.5m。将6号低加疏水调节阀及其旁路阀抬高，疏水调节阀后的隔离阀也抬高，阀柄水平安装。6号低加到7号低加疏水系统改进前后的对比如图3所示。

2.5 辅汽供轴封系统溢流改进

原轴封溢流到凝汽器去，造成热能损失并增加凝汽器热负荷。改进后将其回收到8号低加，回收轴封联箱溢流汽的低温热能。

图3 6号低加到7号低加疏水系统改进前后对比

将目前的隔离阀(安装在轴封溢流调节阀后的)后的弯头取消，直接与疏水扩容器的管道相连。在目前的轴封溢流调节电动旁路阀前增加隔离阀和轴封，使其溢流至8号低加调节阀。将现轴封溢流调节电动旁路阀作为轴封溢流至8号低加调节阀的轴封，溢流至8号低加后隔离阀。阀后管道通过1个弯头向上，再通过1个弯头转向8号低加，从8号低加上原7号低加到8号低加的疏水接入口接入。沿线走向根据具体情况布置，排管时应尽量减少“U”型管和弯头，并增加支吊架。

新增加的轴封溢流到8号低加的动作定值设定为原轴封溢流的动作定值0.031MPa，将保留的轴封溢流调节站动作值设定为0.032MPa。轴封溢流管改进前后对比如图4所示。

3 改进效果

(1)3VWO工况的热耗率试验结果：1号机组大修前后3VWO工况的参数修正后平均热耗分别为 8747.2kJ/kWh 和 7952.7kJ/kWh， 大 修 后热耗比设计THA工况热耗高76.6kJ/kWh，比1号机组大修前修正热耗降低794.5kJ/kWh，本次大修取得了很好的效果。

图4 轴封溢流管改进前后对比

(2)高、中压缸效率试验结果：机组大修后3VWO工况高压缸效率为83.65%，比设计值87.35% 低 3.70%，比修前高压缸效率 79.48% 升高4.17%。大修后3VWO工况中压缸名义效率为91.27%，比设计值 91.015% 高 0.255%，比大修前中压缸名义效率87.72%提高了3.55%，但中压缸实际效率得到了提高。中压缸名义效率的降低是由高中压平衡盘漏汽率降低导致的。

(3)大修前后热耗率对比情况：机组大修前试验共进行了3个工况试验，分别为3VWO，4VWO和300MW工况。因为改造不涉及机组增容，故这里仅取3VWO和300MW工况和修后相关试验进行对比。大修前后取得的试验热耗及修正后热耗数据如表1所示。

表1 大修前后试验热耗及修正后热耗数据对比

通过本次大修中进行的机侧优化改造、通流间隙调整及质量控制等措施的实施，热耗已经逼近机组设计值，降耗效果非常明显。

4 存在的问题

通过1号机组的性能试验，发现机组在运行方面，存在以下影响运行经济性的问题。

(1)汽轮机缸效率低于设计值。在3VWO工况下修前试验得到高、中压缸效率分别为79.48%，91.60%(中压缸实际效率要比此值还要低)，比设计值分别低了7.87%和高了0.585%。修后试验得到高、中压缸效率分别为83.65%和91.27%，比设计值分别低了3.70%和高了0.255%；修后效率比修前有所提高，但是还存在一定的提高空间。

(2)锅炉侧存在较大的泄漏。锅炉侧一部分阀门存在较严重的泄漏问题，特别是汽包定排和连排阀几乎关不住，导致试验时机组漏量较大，某些工况漏量甚至在20t/h之上，影响试验精度。试验过程中，1号机停机处理过泄漏问题，因此，在机组重启后所做的3VWO和4VWO工况锅炉定排漏量有明显的下降。

5 结论

改进前后的汽轮机组性能试验与运行结果表明，机组存在的问题得到一定程度的解决和改善，性能得到较大幅度的提高。机组运行各项控制指标在规程要求之内，各项经济性指标有明显提高。

在3VWO工况下，以给水流量计算为基准，在初、终参数相同情况下，机组热耗率下降了794.5kJ/kWh，机组发电煤耗率相应下降了29.8g/kWh。

在300MW工况下，机组采取顺序阀运行，在初、终参数相同情况下，机组热耗率下降了742.2kJ/kWh，机组发电煤耗率相应下降了27.8g/kWh。

1号机组运行及试验结果表明，进行完善改进是十分必要的，技术措施是可行的，改进是成功的。

改进后机组经济性虽有显著提高，但与设计值和同类型进口机组相比，仍存在相当差距。结合机组实际情况，进一步采取技术措施提高机组性能，仍有较大空间。

参考文献：

1 马士东．600MW超临界汽轮机热耗率偏高的原因分析[J]．华电技术，2009，31(10)：16-18.