135 MW机组新型凝抽背供热技术分析及试验验证

刘 帅， 夏 明， 郑立军， 俞 聪， 刘国弼， 汪晓龙， 曾 军, 王 隆

(1. 华电电力科学研究院有限公司， 杭州 310030；2. 新疆华电哈密热电有限公司， 新疆哈密 839000)

热电机组采暖抽汽供热，绝大多数采用中压缸排汽作为供热汽源，在小容积流量下低压缸长叶片会发生如鼓风超温、叶片颤振断裂和叶片水蚀等危害，因此国产机组低压缸有最小进汽流量下限的设计理念。受低压缸最小进汽流量的限制，在供热量一定的情况下，机组发电负荷不可低于某一下限值，这种“以热定电”的运行模式限制了供热机组在冬季供热期间的深度调峰能力，同时也使其无法实现供热能力最大化。

为了提高机组的运行灵活性和使供热能力最大化，国内出现了凝汽抽汽背压式的热电机组(简称NCB机组)[1]，其主要特点为在中压缸和低压缸中间设计加装了同步自动转换档离合器(简称SSS离合器)，同时将发电机设计在高压缸前端，根据热电负荷的需求，利用SSS离合器切除低压缸(简称切缸)，高中压缸以背压方式单独运行，全部排汽用于供热。低压转子低速旋转处于热备用状态，当需要恢复低压缸运行时，将低压转子与高压转子衔接实现同频运转。与传统抽汽式热电机组相比，NCB机组既实现了抽汽供热能力最大化，又有效提高了运行灵活性。但是，由于我国当时电力行业大发展的特殊背景，NCB机组并没有被广泛应用，当前服役的机组依然是传统抽汽式热电机组。

近年来，我国以光伏发电和风力发电为主的可再生能源机组迅速增长，大力发展可再生能源是我国未来能源战略的重要组成部分。为配合可再生能源机组发电并网以及消除峰谷差日益增大对电网安全的影响，电网对火电机组的调峰次数和品质提出了更高的要求。在供暖季，受系统热力特性的限制，热电厂均采取“以热定电”的模式运行，而供热负荷随时间变化缓慢，为保证供热质量，机组基本不具备调峰能力，稳定的供热需求和频繁的调峰需求之间存在矛盾。

由于厂房以及本体改造等客观因素限制，在中压缸和低压缸中间加装SSS离合器，将现役机组改造成为NCB机组的难度较大。因此，研究在不加装SSS离合器的前提下直接切缸进汽具有非常重要的意义。笔者以某公司135 MW机组为例，以两个采暖季的实际运行效果为依据证实了国产热电机组切缸进汽运行的可行性[2-8]。

1 机组概况

该135 MW机组汽轮机型号为N135-13.24/535/535，超高压、中间再热反动式、双缸双排汽、高中压合缸、单轴、反动凝汽式汽轮机, 低压转子由2×5个压力级组成，末级动叶长度为700 mm。机组于2001年服役，2009年通过连通管打孔抽汽方式改造为热电联产机组，机组主要参数见表 1。

表1 汽轮机设计参数

2 新型凝汽抽汽背压式供热技术分析

新型凝汽抽汽背压式供热技术(简称新型凝抽背供热技术)是对国内热电机组抽汽供热运行理念的重大突破，它不同于加装了SSS离合器的NCB机组，该技术可以在低压转子不脱离、整体轴系始终同频运转的情况下，通过中低压缸连通管上新加装的全密封、零泄漏的供热蝶阀启闭动作，实现机组凝汽、抽汽、背压(切缸)三种工况的灵活切换。

切缸运行属于极小流量工况，不在程序准确计算范围内，图1为苏联哈尔科夫工学院针对某汽轮机末级叶片动应力随相对容积流量k(变工况后的容积流量与标准工况下的容积流量的比)和背压p变化的试验测量数据。由图1可以看出：当k=0.2～0.3时，随着k的减小，动应力大大增加；k=0.05～0.1时，动应力达最大值；k进一步减小时，动应力急剧下降；当k=0.03～0.05时，动应力达到零；到k=0～0.03时，末级叶片已经没有动应力了。在高背压、小容积流量的情况下，末级叶片的脱流规律及动应力变化规律基本相同。由此判断针对每台低压缸，其切缸运行的冷却蒸汽流量必须小于额定排汽流量的3%才能保证机组安全运行。

BMCR—锅炉最大连续蒸发量。

冷却蒸汽也要考虑鼓风热是否能被带走，达不到要求会造成叶片顶端过热或差胀超限，带走鼓风热的有效手段是适当地增加冷却蒸汽流量和降低冷却蒸汽温度，仅通过调节流量的单一手段不一定能实现切缸运行，因此设计具有减温功能的冷却蒸汽系统是行之有效的手段。

切缸运行，排汽温度需要缸后喷水投运才可控制在合理范围内，汽流回流会将部分水滴夹带到叶片出汽边造成水蚀损伤，但是分析认为此时的汽流数量级非常小(相对于抽凝低负荷运行)，并且是被前几级鼓风加热后的过热蒸汽，自身夹带水滴的能力非常有限，因此判断切缸运行叶片出汽边水蚀损伤不严重。

3 切缸进汽的技术措施

3.1 低压缸冷却蒸汽旁路系统设计

切缸进汽主要是依靠中低压缸连通管上新加装的全密封、零泄漏的供热蝶阀启闭动作实现低压缸进汽与不进汽的灵活切换，如果仅依靠这个阀门来控制冷却蒸汽流量，那么是无法实现完全的切缸要求的。分析原因为供热蝶阀口径较大，当开启角度较小时，由于前后压差较大，难以实现高精度的调节要求；加装供热蝶阀不能对冷却蒸汽温度进行调节。因此， 最终加装了一条具有减温减压功能的冷却蒸汽旁路系统，用于热电机组切缸进汽运行工况(见图2)。

M—电动调节阀；PT—压力测点；TE—温度测点。

3.2 低压缸安全运行温度监测

切缸进汽时，极少量冷却蒸汽在末两级长叶片处处于鼓风状态，冷却蒸汽温度非常高，为了准确监测低压缸末两级动叶叶顶处的冷却蒸汽温度，保证整个试验数据的完整性，设计在末两级动叶后共加装四个温度测点，实现低压缸内温度场的实时监测。

4 试验验证

该135 MW机组于2017年12月初成功实施该改造方案，2017年12月26日投入连续切缸运行，到2019年春季采暖季结束已经成功运行了两个采暖季，累计切缸时间约6 000 h。于2019年8月停机进行了开缸检查。

4.1 鼓风发热试验验证

该135 MW机组THA工况低压缸排汽质量流量为270 t/h，则冷却蒸汽质量流量上限为8.1 t/h，兼顾小旁路冷却蒸汽质量流量随负荷波动的可能性，以5 t/h作为小旁路冷却蒸汽质量流量的控制目标值引入低压缸；THA工况中压排汽温度为260 ℃，为了有效控制缸内温度场，试验方案将温度限制在160 ℃以内，试验期间共尝试了110 ℃、130 ℃及160 ℃三种工况。

机组于2017年12月26日投入切缸试验，第一次切缸控制冷却蒸汽温度目标值为130 ℃，08:00:00进入切缸状态，此时机组的低压差胀为4.42 mm，24 h后差胀稳定在3.42 mm，次末级温度稳定在110 ℃；随后调整低压缸进汽温度至1.0 ℃，24 h后低压差胀稳定在2.81 mm，次末级温度稳定在120 ℃左右；最后将冷却蒸汽温度调整到160 ℃，24 h后低压差胀稳定在5.21 mm，次末级温度稳定在130 ℃。

图3、图4分别为次末级温度、低压差胀随冷却蒸汽温度的变化趋势。

图3 次末级温度随冷却蒸汽温度变化趋势

图4 低压差胀随冷却蒸汽温度变化趋势

由图3、图4可以看出：随着冷却蒸汽温度的降低，低压差胀降低，但是次末级温度先降低后升高，说明并不是冷却蒸汽温度越低次末级温度就越低。分析认为随着冷却蒸汽温度的降低，低压级的鼓风起点前移，但是冷却蒸汽温度的降低使得整个缸内温度场下降，因此低压末两级处的鼓风温度逐渐降低；随着冷却蒸汽温度的进一步降低，低压级的鼓风起点进一步前移，此时低压级的鼓风空间变大，综合作用下，末两级处的鼓风温度反而升高；首级之后的高温蒸汽始终处于叶片的上半段，与转子并没有直接接触，仅有低压缸入口对称分流空间处蒸汽始终与转子接触，因此随着温度的降低，转子的膨胀量也随之降低。最终确定以130 ℃作为低压缸冷却蒸汽温度的目标值，并连续切缸至采暖季结束。

4.2 水蚀损伤试验验证

图5为末级动叶叶顶进汽边切缸前后水蚀损伤对比，切缸前该机组已经运行20 a，已经有了一定的水蚀损伤，但是并不严重；经过两个采暖季的切缸运行之后，开缸发现进汽边的水蚀损伤几乎没有变化。试验证实：切缸进汽，叶顶处蒸汽是被鼓风加热后的过热蒸汽，不会对叶片进汽边进一步造成水蚀损害。

图5 末级动叶叶顶进汽边水蚀

图6为末级动叶叶根出汽边切缸前后水蚀损伤对比。

由图6可以看出：水蚀损伤状况也几乎没有进一步增长，这充分说明切缸不会对叶片出汽边造成进一步的水蚀损害。

图6 末级动叶叶根出汽边水蚀

图7为切缸后低压首级叶片的实拍照片。由图7可以看出：首级叶片也没有损伤，说明喷水减温后的冷却蒸汽没有给首级叶片造成损伤。

图7 切缸后低压首级叶片水蚀

4.3 叶片颤振试验验证

为了验证切缸后叶片内部损伤，特意做了着色探伤，并未发现内部有裂纹等损伤出现，说明连续两个采暖季的切缸运行不会造成叶片裂纹损伤。由该135 MW机组开缸后关于叶片颤振所反映出的情况可以看出：只要冷却蒸汽流量控制合理，切缸进汽运行不会对叶片造成危险，国产热电机组完全可以适应切缸进汽的运行工况。

5 切缸运行热耗计算

切缸供热工况运行时，采集了机组80 MW、75 MW、65 MW、55 MW和45 MW工况下的热力参数，并进行了测算，结果见表2。

表2 热力试验主要计算结果

表2(续)

6 结语

通过对热电机组新型凝抽背供热技术分析和某135 MW机组长达两个采暖季的试验验证，证实了国产机组切缸进汽运行的可行性,通过技术手段完全可以规避叶片的水蚀、颤振以及鼓风所导致的金属材料过热损伤和低压差胀超限危害，为火电灵活性改造起到了一定的示范作用。