超超临界汽轮机补汽系统优化研究

范谊章，康 明，吴仕芳

(1.上海电气集团，上海 200002;2.上海电气电站设备有限公司汽轮机厂，上海 200240;3.上海汽轮机厂有限公司，上海 200240)

补汽技术可以提高汽轮发电机组的经济性和运行灵活性，目前在高参数大功率汽轮机机组中得到了广泛的应用[1-4]。补汽技术是为实现机组调频或负荷调节的要求而从某工况开始从主汽阀后、调节汽阀前引出一股新蒸汽，经补汽阀节流，以较低参数的新蒸汽进入高压缸某级动叶后，与主流蒸汽混合，在以后各级继续膨胀做功的一种措施。但是补汽会影响主通道蒸汽的流动，如何减少补汽系统对主流流场和轴系稳定性的影响，许多学者对此进行了研究。王世柱等[5]采用数值方法研究了补汽对上下游透平级气动性能的影响，以及非定常气流激振对转子动力特性系数的影响规律。余松等[6]采用数值方法研究了2种不同的补汽进汽结构对汽缸内部汽流的影响。更进一步，韩丰胜等[7]研究了2种不同补汽进汽结构方式下的气动力对转子临界转速和轴系稳定性的影响。以上学者均采用数值模拟方法，研究了补汽对汽缸内部汽流及轴系稳定性的影响，但目前还少有文献从补汽阀结构及补汽管路系统的角度进行优化研究分析。

本文针对2种不同的补汽系统，采用数值模拟、气动试验、现场试验的方法进行对比分析，旨在探究如何最大程度降低补汽阀开启对轴系稳定性的影响。研究成果可直接指导后续的汽轮机设计和运行维护。

1 研究对象

1.1 单阀补汽系统

单阀补汽系统的结构如图1所示，主阀调阀组件布置在高压缸两侧，补汽阀布置在机组运转层下面，补汽蒸汽从主阀、调阀之间引出，经过补汽进汽管道从两侧进入补汽阀，经过节流后，从两侧的补汽出汽管道进入高压缸做功。

图1 单阀补汽系统结构

在机组开发及运行中，现有单阀补汽系统存在如下不足：

1)因补汽参数一般为17 MPa、520 ℃左右，补汽管道采用P91耐高温合金材料，管路冗长，单台机组的管路系统成本达100万元以上，而且复杂管路系统导致蒸汽流动阻力损失较大，因此补汽系统的经济性有待提高。

2)因补汽阀布置在机组运转层下面，且补汽管路需穿过基础，需与机组其他管路系统避开，故每个项目的补汽管路布置均有差异。这造成每个项目在与设计院协调管路布置过程中，一般需2个月的技术配合周期。而且补汽管路通用性较差，其设计、采购均受很大影响。

3)因单阀补汽系统采用双进双出形式，只通过1个补汽阀调节补汽流量，而进入汽缸的上、下补汽流量不能单独调节，故个别机组在补汽量较大的情况下，轴系振动受到不利影响。

1.2 双阀补汽系统

双阀补汽系统结构如图2所示，将原布置在中间层的1个补汽阀优化设计为2个补汽阀，补汽阀与主汽阀调阀组合为一体，布置在运转层上。由此可以精简补汽管路设计，并且2个补汽阀可以单独调节进入高压缸上、下侧的补汽流量。

图2 双阀补汽系统结构

双阀补汽系统有如下优点：

1)补汽管路大大简化，新补汽系统仅有补汽出汽管道，补汽管路成本降低80%；单个补汽阀改为双补汽阀后，虽阀门成本有所增加，但补汽系统的总成本可降低约50%。

2)管路布置简单，可实现每个项目的标准化设计，大大缩短了管路的设计、采购周期。

3)可对单侧的补汽阀进行调节，针对不同的补汽量，可根据机组轴系的振动情况调节每侧阀门的开度。并且可实现更大的补汽流量，适应当今机组在宽负荷高效率方面的要求。

2 对比分析

2.1 数值模拟

文献[8]对2种补汽系统进行气动计算，计算对象包括主阀调阀补汽阀组件的流道、补汽管道的流道、汽缸补汽腔室的流道。采用网格变形技术和网格自动重构技术，对阀门从0开度慢慢打开的过程进行了非定常模拟。

本文以采用单阀补汽系统的某超超临界1 000 MW补汽阀为例进行了气动计算，单阀补汽系统的两侧出口流量波动如图3所示。图3中显示了单阀补汽系统的补汽阀开度从0%到44%的过程中，补汽阀门左、右两侧出口的流量大小是波动变化的，在开度为26%时，最大流量差为40 kg/s。补汽阀在26%和44%开度下的压力分布如图4所示，从图4可以看出，不同开度下的流量波动是由补汽阀的2个出口前面的球形区域中的不稳定旋涡引起的。由于流量波动幅度大，蒸汽密度大，蒸汽波动能量仅在补汽出口管道中耗散了一小部分，剩余的能量转移到高压级透平中，这正是个别机组的补汽阀在某些开度下影响轴系振动的关键原因。

图3 单阀补汽系统的两侧出口流量波动

(a)26%开度

而在双阀补汽系统中，原先1个补汽阀优化为左、右侧的2个补汽阀，每个补汽阀单出口，取消了原补汽阀的球形腔室。双阀补汽系统流线图如图5所示，从中可见其气动流动均匀。因此，双阀补汽系统从根本上解决了原补汽阀两侧出口的流量波动问题。

图5 双阀补汽系统流线图

2.2 气动试验

针对气动计算模拟的单阀补汽系统开启过程中出现补汽阀内蒸汽流场波动较强情况，搭建如图6所示的补汽阀空气试验测量平台，对补汽阀开启过程进行模化试验，用于研究补汽阀内的压力波动信息。在补汽阀空气试验中，维持阀门进出口压力一定，逐渐增大阀门开度，采集不同开度下的传感器压力信号，并进行快递傅里叶变换(Fast Fourier Fransform，FFT)分析，获得其频谱特征，获取压力波动典型峰值频率与阀门开度变化的关系。在进行多组气动试验后对比发现，阀座后的球形腔室内核心区域存在着不稳定旋涡结构，该旋涡结构的频率在40～65 Hz之间，随着阀门开度的变化，峰值出现的具体频率不同。这进一步论证了补汽阀阀座后的球形腔室在不同开度下产生的不稳定旋涡结构是补汽阀两侧出口流量波动的关键原因。

图6 单阀补汽阀气动试验平台装置

2.3 现场补汽试验

选取某1 000 MW电厂中采用单阀补汽系统的相同设计的X机组和Y机组进行现场补汽试验，当负荷稳定在950 MW时，补汽阀逐渐开启，进行开度从0%至44%各开度下的1号轴承振动试验。各阀门开度下的1号轴承轴振变化情况如图7所示，X机组补汽阀试验结果表明，在约26%开度时，1号轴承振动最为剧烈，轴承振动数据超过保证值76 μm；Y机组的补汽阀试验结果表明，在整个补汽阀开度试验过程中，1号轴承振动非常平稳。X机组和Y机组的补汽阀试验结果表明，即使相同设计的2台机型，补汽阀在某一开度下引起的1号轴承振动也有一定的随机性。

图7 各阀门开度下的1号轴承轴振

为改善X机组补汽阀试验中产生的问题，在原单阀补汽系统的双侧阀门出口增加整流装置，如图8所示。加装整流装置后，1号轴承轴振情况如图7中的“X机组1号轴承轴振-整流装置”曲线所示，1号轴承轴振随着补汽阀的开启会逐渐增大，且振动的峰值仍然出现在开度26%左右；当补汽阀关闭后，相对振动瞬时减小，和补汽阀的开启关联性密切；加装整流装置后，与原单阀补汽系统的振动数据相比，最高的振动值从85 μm降低到35 μm。以上说明在补汽阀出口两侧增加整流装置后，1号轴承振动的性能有很大的改善，上述结构优化方案能够满足机组轴系稳定运行的要求。

图8 增加整流装置的单阀补汽系统

应用双阀补汽系统的某汽轮机产品如图9所示。在电厂进行两侧补汽阀单独开启与同时开启的试验，结果表明，单侧左上补汽阀开启最大至17%，振动增加，振动幅值平均增加15～20 μm，最大峰值总值不到70 μm；单侧右下补汽阀开启至34%时，振动下降，振动幅值平均降低约10～15 μm，效果基本稳定。两侧补汽阀同时开启至40%时，1号轴承轴振增加不明显。此试验充分论证了补汽阀开度对1号轴承轴振动的影响，通过调节双阀补汽系统的2个补汽阀开度，可以使机组轴系良好运行，并可以实现更大比例的补汽流量，以适应当今机组宽负荷高效率的要求。

图9 应用双阀补汽系统的汽轮机产品

3 结 论

本文针对补汽阀的开启过程引起轴系稳定性下降，导致1号轴振增大等问题，通过数值模拟、气动试验及现场试验等方法，研究了单阀补汽及双阀补汽2种不同结构及系统下的补汽系统，得出如下结论：

1)单阀补汽系统成本较高，设计配合、采购交货周期长，在个别机组补汽量较大的情况下，单阀系统补汽阀大开度对轴系稳定运行有不利影响。

2)在不同的补汽阀开度下，单阀系统补汽阀左、右两侧出口流量是波动变化的；不同开度下的流量波动是由补汽阀2个出口前面的球形区域中的不稳定旋涡引起的。

3)在单阀补汽系统的补汽阀出口两侧增加整流装置后，补汽阀投入时，1号轴承振动的性能有很大的改善，能够满足机组轴系良好运行的要求。

4)双阀补汽系统与单阀补汽系统比较，由于结构及系统简化，管路系统实现标准化设计，其总成本、设计配合及生产周期大幅降低。

5)调节双阀补汽系统的2个补汽阀开度可以使机组轴系稳定运行，并可以实现更大的补汽流量，适应当今机组宽负荷高效率的要求。

今后将进一步采取相同的方法进行补汽阀最大容量设计研究，实现更大的补汽流量，为宽负荷高效率机组的优化研究提供参考。