超超临界机组补汽阀选型设计与调峰运行技术研究

余海鹏，赫广迅，刘 鑫，孙 嘉

（哈尔滨汽轮机厂有限责任公司，哈尔滨 150046）

0 引言

随着我国发电技术的进步和成熟，人们已把更多的目光投向清洁能源和新能源。传统火力发电面临前所未有的严峻考验，当前性能最先进的超超临界大型火力发电机组在大容量、高参数的基础上继续挖掘机组潜能的空间和难度将不断增加。近年来，受宏观经济尤其是工业生产下行等影响，用电量保持低速增长已经成为常态。与此同时，我国电力生产经过一段时期的迅速扩张和结构调整，电网容量不断扩大，能源结构不断调整，随着风电、水电和太阳能发电等的大力发展，可再生能源和核电在电力结构中所占比例逐步上升［1］。为顺应清洁、高效、环保的发展趋势，许多火电机组纷纷进行了节能减排技术改造和控制策略改进，以满足国家的新标准和新要求［2］。电网为了保证发电机组的供电质量，对于火电机组一次调频的投入率、调节指标的考核较以往更加严格［3-4］，从而推动了发电厂与设备厂家不断追求技术进步与革新。

火电机组最常见的配汽调节方式主要分为非全周进汽配汽调节和全周进汽配汽调节两大类，其中非全周进汽配气调节主要是指喷嘴调节，全周进汽配汽调节又分为全周进汽节流调节和全周进汽补汽阀调节［5］。随着超超临界机组进汽参数和容量的不断提高，常规喷嘴调节技术无法满足机组高参数的技术要求，全周进汽加补汽阀的配置逐渐成为追求技术进步与革新的一个方向［6-7］。国际大型汽轮机设备制造商（如西门子、阿尔斯通等）和国内汽轮机厂家（如上海汽轮机厂、哈尔滨汽轮机厂等）都有带补汽阀运行的机组设计能力和投运业绩。带补汽阀运行作为660 MW 等级和1 000 MW 等级超超临界机组主流运行方式之一［8-9］，其带来的实际经济效益和核心技术将是任何一家公司发展不能忽略的重要竞争力，必须投入人力、物力进行研究，才能保证可以满足用户多样化的需求。

本文针对补汽阀设计与运行的关键技术进行研究，主要解决了补汽阀设计工程中开启点选取、补汽位置选取、补汽阀流量配汽计算、补汽阀开启点优化、补汽阀机组一次调频能力研究等问题。

1 补汽阀技术

1.1 补汽阀进汽原理

补汽阀技术主要是指通过在主进汽与补汽位置之间增设一个补汽阀，当机组达到额定通流能力后，通过补汽阀将一部分主汽流量直接送入补汽位置，从而达到在不增加主汽压力的前提下提高机组负荷的目的。这样设计的优点在于：一是可以提高机组额定工况的主汽参数，从而提高机组效率；二是在机组运行过程中可以通过快速升负荷来实现机组一次调频功能。补汽阀机组进汽方式如图1所示。

图1 补汽阀机组进汽示意图

1.2 采用补汽阀技术的必要性

随着国内火力发电技术的发展，机组不断向高参数、高容量方向发展，以追求更高的发电效率。当前比较成熟的高效机组已经达到1 000 MW的功率等级，同时进汽参数达到28 MPa/600 ℃/620 ℃等级，并且不断向更高参数31 MPa/630 ℃/630 ℃发展。随着机组参数提升，必然需要结构设计优化的支持。在1 000 MW功率等级、28 MPa/600 ℃/620 ℃进汽参数条件下，不同的配汽方式会有不同的经济性和安全性。

在我国，火电机组常见的进汽调节方式主要是喷嘴配汽调节、全周进汽节流调节、全周进汽补汽阀调节等3种调节模式。其中，喷嘴配汽调节适用于600 MW 等级超临界参数及以下的机组，当参数达到28 MPa/600 ℃/620 ℃时，喷嘴本身的安全裕度小、设计困难，如果强行采用喷嘴配汽调节，需要牺牲较大程度的经济性［11］，与提高机组效率的目标不相符。目前最先进的超超临界机组都不采用喷嘴配汽调节技术。

全周进汽节流调节和全周进汽补汽阀调节在结构设计方面均不存在安全问题，唯一的差别是全周进汽节流调节机组在设计运行过程中需要保留一定的主汽压力节流以满足一次调频需求，这就使得机组在全负荷范围内都有进汽节流压损，而且额定工况进汽压力往往低于额定进汽压力，机组运行效率相对较差。与之相反，全周进汽补汽阀调节机组由于其补汽阀技术可以实现一次调频，机组运行时不需要保留主汽压力节流，而且额定工况进汽压力可以达到额定进汽压力，机组运行效率相对较好。根据计算，当机组负荷低于补汽阀开启点负荷时，全周进汽补汽阀调节机组的热耗一般比全周进汽节流调节机组的热耗低12～20 kJ/kWh，机组运行效率更高［12］。所以，全周进汽补汽阀调节机组既能满足机组一次调频需求，又能提高机组运行效率，已大量应用于超超临界机组设计当中。

1.3 补汽阀结构特点

某公司补汽阀结构有以下特点：补汽阀与主汽调节联合阀为一个整体，主汽调节联合阀通过法兰与汽缸连接在一起，补汽阀通过导汽管与高压模块进行连接，补汽阀与汽缸之间的管道具有一定的挠性。补汽阀与主汽调节联合阀布置如图2所示。

图2 补汽阀与主汽调节联合阀布置

主汽调节联合阀采用弹簧支架，同时主汽阀与汽缸之间为刚性连接，因此主汽调节联合阀与高压缸可以作为整体结构。当补汽阀开启时，阀体本身振动的一部分会被弹簧支撑吸收，同时由于导汽管具有一定的挠性，因此不会将振动传递到汽缸本体。

补汽阀开启时，蒸汽从补汽阀出口经导汽管进入高压通流。高压内缸补汽位置为环腔结构，在设计时针对其进行了优化，使得补汽汽流的冲击不会直接作用在转子上，而是在补汽环腔内进行分流，经过导汽流道进入通流部分。导汽流道出口方向与主蒸汽的流动方向有一定的夹角，补汽进入通流部分时会对主汽产生微小的扰动，因此在补汽阀开启时不会对转子造成额外的振动。

2 补汽阀的选型及设计

2.1 补汽阀开启点选取

在主汽压力达到额定值且主汽调节阀已经全开时的汽轮机进汽量，称为补汽阀的开启点［13-14］，此时已经达到机组最大通流能力。

如果开启点设置小于额定工况，虽然在部分负荷时机组经济性有所提高，但额定工况存在补汽损失，机组热耗偏高；如果开启点大于额定工况，额定工况存在滑压运行损失，机组热耗同样升高，只有机组在大于额定负荷点（补汽阀设置开启点）运行时才达到机组最优性能。补汽阀开启点对额定工况热耗的影响如图3所示。所以补汽阀开启点设置为额定工况时，机组额定负荷经济性最优，并且加权负荷同样具有较高的经济性能。

图3 补汽阀开启点对额定工况热耗的影响

根据图3对比可知，与开启点在100%负荷的额定工况热耗相比，开启点在96.2%负荷时额定工况热耗增加16.8 kJ/kWh，开启点在103.8%负荷时额定工况热耗增加6.9 kJ/kWh。因此，补汽阀开启点设置在100%负荷时，额定工况热耗最低。

2.2 补汽位置选取

在主进汽与补汽位置之间增设一个补汽阀，具体位置根据经济性、补汽前后温差、补汽对主调门通流能力的影响等方面来确定。主要考虑以下3点选取原则：

1）防止补汽阀出口达到音速，补汽阀前后压比不能低于临界压比0.546。

2）补汽温差建议不超过70 ℃，避免热应力大影响设备寿命。

3）补汽流量尽量小。

以百万超超临界机组为例，补汽位置选取在不同级后的数据如表1所示。

表1 不同补汽位置的机组参数

根据以上选型原则，经过详细计算分析，得出结论为：补汽引入位置在高压第4级后的机组相对热耗最低，补汽温差最小，设计最为合理。

2.3 配汽流量计算

常规调节阀和主汽阀前后压损较小，一般为4%以内，阀门口径选型时，可按照常规设计经验，根据喉部流速进行选型设计。根据大量运行机组经验反馈，该阀门口径选型方式合理，能满足实际运行要求。

为解决该问题，补汽阀设计需从流量配汽方法入手，按照补汽阀相对口径不同来进行配汽对比计算，主要是对比达到最大补汽流量时阀门的相对开度。最大补汽时阀门开度与相对口径的关系曲线如图4所示。

图4 最大补汽时阀门开度与相对口径的关系曲线

根据图4曲线对比可知：补汽阀阀门相对口径越大，最大补汽时的阀门开度就越小，越容易出现小开度下阀碟频繁磕碰阀座的现象；补汽阀阀门相对口径越小，达到最大补汽时的阀门开度就越大，即越有利于机组安全运行。根据工程经验，建议最大补汽时阀门开度在50%以上，可以保证补汽阀参与机组一次调频时阀碟不会频繁磕碰阀座，机组参与一次调频更安全。

3 调峰机组补汽阀开启点优化

当前，带补汽阀的调峰机组在调峰过程中负荷较低，一般处于开启点以下，此时机组运行存在滑压运行损失，机组运行热耗变高。开启点对机组参数的影响如图5、图6所示。补汽阀开启点设置越低，相同的调峰负荷下滑压损失越小，调峰负荷的经济性就越好［15］。

图5 开启点对主蒸汽压力的影响

图6 开启点对各工况热耗的影响

以100%负荷作为补汽阀开启点为基准，补汽阀在90%负荷开启和80%负荷开启对应的各部分负荷工况下，机组热耗变化如表2所示。

表2 不同补汽阀开启点下各部分负荷下的机组热耗

根据表2的对比可知：与100%负荷作为补汽阀开启点相比，90%负荷作为开启点时，90%负荷以上时机组热耗升高，90%负荷以下热耗降低；80%负荷作为开启点时，80%负荷以上时机组热耗升高，80%负荷以下热耗降低。可以看出，降低补汽阀开启点负荷后，与100%负荷作为补汽阀开启点相比，开启点以上负荷热耗升高，开启点以下负荷热耗降低。因此，具体项目最终的补汽阀开启点需要根据全年负荷情况进行核算后统筹考虑。

4 补汽阀机组一次调频能力研究

4.1 超超临界机组一次调频特性

汽轮发电机组的一次调频主要靠汽轮机调节机构的瞬间动作来释放蒸汽管道及锅炉内部储存的能量，从而快速提高机组出力，达到电网对于机组一次调频负荷增加的要求。超超临界机组采用的直流锅炉不设汽包，因此用于储存热量的体积有限，一次调频能力较差，只能靠牺牲压力指标来尽量满足负荷波动需求，导致汽轮机调节阀动作大才能满足调频要求［16］。

直流锅炉储热体积为固定值，导致总储热能量与主蒸汽压力有很大关系，如图7所示。由图7可知：在相同主汽温度条件下，蒸汽比容随主汽压力降低而增加，固定储热体积的储热能力随主汽压力降低而降低。

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图7 机组主蒸汽压力与储热能力关系

在不同主蒸汽压力下运行时，相同的压损调整带来的可用于调频的蒸汽质量（相对储热量）如图8所示。由图8可知：在相同压力变化率条件下，主蒸汽压力越低，参与一次调频的可用蒸汽质量流量越小。超超临界机组主汽压力随机组负荷降低而降低，表明机组在负荷较低时一次调频能力更差。

图8 机组主蒸汽压力与相对储热量关系

根据计算，可以用于调频的质量基本正比于调频功率，经坐标转换后，相同功率调频量与所需主蒸汽压力变化率关系曲线如图9所示。由图9可知：在相同调频量下，主汽压力越高，所需压损变化率越小，此时一次调频速度更容易；主汽压力越低，所需压损变化率越大，此时一次调频速度更难。根据计算，常规百万超超临界机组，采用5%预节流，额定工况下可以调整的一次调频功率为26.8 MW，对应转速调频量为4.0 r/min。

图9 机组相同功率调频量所需压损变化率关系

4.2 补汽阀机组的一次调频能力

在一次调频时，由于锅炉蒸发量无法迅速改变，因此需要开启补汽阀迅速增加高压缸的进汽量，从而迅速增加机组出力，以满足一次调频的功率要求［17-18］。以百万超超临界机组为例，预节流调节与补汽阀调节一次调频能力对比如图10所示。

图10 机组一次调频能力与负荷关系

由图10 可知：在100%负荷下，预节流最大一次调频负荷为26.8 MW，对应转速调频量为4.0 r/min；补汽阀最大一次调频负荷为41.1 MW，对应转速调频量为6.13 r/min。在30%负荷下，预节流最大一次调频负荷为7.4 MW，对应转速调频量为1.10 r/min；补汽阀最大一次调频负荷为11.3 MW，对应转速调频量为1.69 r/min。根据上述对比计算，相比5%预节流调节，补汽阀调节在全负荷范围内的一次调频量增加了约53%。

4.3 补汽阀防振动措施

当前投运的很多百万机组补汽阀开启时均会产生一定程度的振动，导致补汽阀无法长时间投运。根据补汽阀的设计和运行特点，可以考虑从以下5个方面进行优化：

1）补汽阀设计时采用合适的阀体结构，如采用笼式阀，可以使其在小流量时仍有较大开度，避免出现阀门在小开度时形成气流涡引起振动。

2）补汽阀与主汽调节联合阀设计为一个整体，同时采用弹簧支架，使补汽阀本身振动不会影响振动。

3）高压内缸补汽位置设计环腔导流结构，补汽汽流不会直接冲击转子，而是与主蒸汽的流动方向有一定的夹角进入通流，在补汽阀开启时不会对转子造成额外的振动。

4）优化补汽阀控制逻辑，减少补汽阀在调负荷时的频繁动作，保证补汽阀尽量在必要调频时才做出开启响应动作。

5）在补汽阀开启过程中设置开度节点，使补汽阀每次都动作一定行程。同时，让主汽调节阀协助实现调频，防止出现因为补汽阀开度大幅频繁调整而引起汽流不稳。

5 结语

本文针对超超临界机组补汽阀的设计选型和运行相关问题进行研究，介绍了补汽阀的基本原理和机构特点，总结了补汽阀设计过程中开启点选取、补汽位置选取、不同口径补汽阀配汽流量对比的设计经验。针对调峰机组对比了不同负荷作为开启点对机组整个负荷区间的热耗影响，结果表明调峰机组补汽阀开启点需要根据全年负荷情况进行核算后统筹考虑。针对机组的一次调频能力，对补汽阀调节和节流调节的调频能力进行了对比，结果表明在全负荷范围内补汽阀调节的一次调频能力比5%预节流调节增加了53%左右。

本文研究的设计技术可以应用于后续所有带补汽阀机组。补汽阀开启点优化技术，可以考虑在参与深度调峰的超超临界机组项目中进行推广，提高设计机组在宽负荷范围内的运行效率。