加強對標管理深度優(yōu)化平圩2#汽輪機組

1、.加強對標管理，深度優(yōu)化平圩2#汽輪機組噴嘴配汽運行方式【摘 要】本文在分析和研究了大量機組運行優(yōu)化方式的基礎(chǔ)上，提出聯(lián)合考慮負荷和閥點的運行優(yōu)化方式，并考慮噴嘴配汽汽輪機組在單閥切換多閥運行時出現(xiàn)的汽流激振問題，提出相應(yīng)的配汽優(yōu)化方案。將該綜合考慮汽流激振問題的方案應(yīng)用于平圩2#汽輪機組，通過試驗研究得到該機組的最佳滑壓曲線和最優(yōu)運行方式并成功解決過程中出現(xiàn)的汽流激振問題，與以往運行優(yōu)化方案相比該方案更準確、更安全，更適用于實際運行情況?！娟P(guān)鍵詞】600MW 機組 運行優(yōu)化 汽流激振 機組效率0 引言近年來，為滿足持續(xù)增長的全國電力需求總量，大批600MW 及以上機組投入運行，逐漸在電網(wǎng)中承

2、擔主力機組。大多數(shù)已投運的600MW 汽輪機常年運行在500MW 負荷區(qū)間，新建機組也提出了參與調(diào)峰的要求。機組長時間偏離設(shè)計工況運行，會導致運行經(jīng)濟性降低、存在安全隱患等諸多問題，如何保證機組在調(diào)峰運行時的經(jīng)濟性與安全性，是各廠家關(guān)注的重點。尤其是對于600MW 及以上機組來說，提高運行安全性與經(jīng)濟性對于國家電網(wǎng)安全及節(jié)能減排都有重要影響。針對這個問題，國內(nèi)外不少研究學者和制造商都進行了大量的研究工作，并且提出了眾多運行優(yōu)化方案，較為合理地解決了運行優(yōu)化問題。但以往的大多數(shù)研究往往只著眼于經(jīng)濟性而忽略了安全性。對于國內(nèi)采用噴嘴配汽“順閥”運行方式的機組，運行優(yōu)化過程中暴露的安全性問題越來越突

3、出。因為，順序閥控制方式只有一個高壓調(diào)節(jié)閥進行開度調(diào)節(jié)，其余的閥門保持全開或全關(guān)，處于非對稱性的部分進汽狀態(tài)，調(diào)門的動作又會使部分進汽的狀態(tài)發(fā)生變化，往往會引發(fā)汽流激振，造成的危害較大，通常與機組所帶的負荷有關(guān)，主要產(chǎn)生于大容量高參數(shù)機組的高壓和高中壓轉(zhuǎn)子上，有時候為了考慮安全性而不得不犧牲一定的經(jīng)濟效益。若能合理解決汽流激振問題，將能提高機組的安全性，從而進一步提高經(jīng)濟效益。1 運行優(yōu)化試驗方案本文針對平圩2#汽輪機組通流改造后，為進一步提高機組在低負荷運行時的經(jīng)濟性，進行定滑壓運行優(yōu)化試驗，并在優(yōu)化過程中成功地解決了汽流激振的問題。通流改造后，原最優(yōu)滑壓曲線將不再適用，為了重新獲得最優(yōu)滑壓

4、曲線，保證機組運行經(jīng)濟性，需要進行定滑壓運行優(yōu)化研究。以往大部分運行優(yōu)化試驗認為噴嘴部分進汽不影響非調(diào)節(jié)級的內(nèi)效率，研究表明部分進汽對高壓缸后續(xù)流場也會造成影響，并且部分進汽度越小對非調(diào)節(jié)級影響越大，造成非調(diào)節(jié)級相對內(nèi)效率下降，導致裝置效率下降。在實際操作過程中，考慮可操作性和安全性，使用文獻提出的聯(lián)合使用負荷與閥位基準的概念，在2 閥與3 閥之間、3 閥與4 閥之間，提出復合滑壓運行方式，保持2 閥（或3 閥）全開，1 個閥門處于節(jié)流狀態(tài)進行滑壓，定義為復合滑壓工況。全國火電600MW 級機組能效對標及競賽第十五屆年會論文集 汽機16參考國內(nèi)同類試驗并結(jié)合平圩實際運行情況及機組在3 閥及2

5、閥全開時所能帶最大負荷，試驗安排90%、80%、70%、60%、50%等負荷點，見表1。表1 平圩2#機組定滑壓運行試驗工況負荷 工況1 工況2 工況3 工況4580MW 定壓運行工況 - - 常規(guī)滑壓工況540MW 定壓運行工況 - - 常規(guī)滑壓工況480MW 定壓運行工況 3閥點滑壓工況 復合滑壓工況 常規(guī)滑壓工況420MW 復合滑壓工況1 3閥點滑壓工況 復合滑壓工況2 常規(guī)滑壓工況360MW 2閥點滑壓工況 3閥點滑壓工況 復合滑壓工況 常規(guī)滑壓工況300MW 2閥點滑壓工況 3閥點滑壓工況 復合滑壓工況 -每個工況采取ASME PTC6簡化試驗方法，測量汽輪機組熱耗率，根據(jù)各試驗工況

6、修正后的熱耗率和電力功率繪制熱耗率與負荷的曲線，如圖1所示。圖中每個點對應(yīng)表1中每一個工況點，從圖中可以看出：在高負荷段，常規(guī)滑壓運行熱耗率高于定壓運行熱耗率；確定了幾種基準負荷工況運行的經(jīng)濟性，機組在580MW、540MW、480MW、420MW、360MW、300MW負荷點時的最低熱耗率分別為：8202.7kJ/(kW.h)、8319.6kJ/(kW.h)、8339.4kJ/(kW.h)、8435.8kJ/(kW.h)、8613.9kJ/(kW.h)、8899.4kJ/(kW.h)；尋找最低熱耗率運行方式作為經(jīng)濟運行方式：580540MW，定壓運行；540480MW，復合滑壓；480450

7、MW，3閥點滑壓；450370MW，復合滑壓；在370330MW，3閥點滑壓；330300MW，2閥點滑壓。根據(jù)上述經(jīng)濟運行方式，考慮操作上存在一定難度，并可能存在一定的安全隱患，故在370MW330MW負荷段，采用2閥點滑壓。最后結(jié)合現(xiàn)場可操作性、安全性及相應(yīng)修正理論得到最佳滑壓曲線見圖2。81008200830084008500860087008800890090009100300 350 400 450 500 550 600機組負荷/MW修正后熱耗率/kJ/(kW.h)定壓常規(guī)滑壓3閥點復合滑壓2閥點圖1 機組熱耗與負荷關(guān)系曲線全國火電600MW 級機組能效對標及競賽第十五屆年會論文集

8、 汽機1791011121314151617300 350 400 450 500 550 600機組負荷/MW主蒸汽壓力/MPa定壓常規(guī)滑壓3閥點滑壓復合滑壓2閥點滑壓最佳滑壓常規(guī)最佳滑壓曲線圖2 機組定滑壓運行曲線圖中曲線在420MW480MW負荷間的最佳壓力并不是直線上升的而是呈現(xiàn)出近似水平的一段，并且每段斜率也不一樣，這與與常規(guī)滑壓曲線不一樣（見圖中虛線）。相比較而言，該方法得到的滑壓曲線更精細，能夠準確地找到機組經(jīng)濟運行方式，并且在實際操作過程中也完全可以實現(xiàn)。根據(jù)圖2中的最佳滑壓曲線，可以確定機組在各負荷下的經(jīng)濟運行參考方式，見表2。表2 不同負荷優(yōu)化運行方式及閥門開啟情況序 號

9、負 荷 主蒸汽壓力（范圍） 最優(yōu)運行方式 閥門開啟情況1 580540MW 16.70MPa 定壓運行 3 閥全開1 閥節(jié)流2 540480MW 14.97-16.70MPa 復合滑壓運行 3 閥全開1 閥節(jié)流3 480450MW 14.85-14.97MPa 3 閥點滑壓運行 3 閥全開4 450370MW 13.44-14.85MPa 復合滑壓運行 2 閥全開1 閥節(jié)流5 370300MW 11.17-13.44MPa 2 閥點滑壓運行 2 閥全開2 運行優(yōu)化過程中汽流激振問題及解決方式在機組運行優(yōu)化過程中，汽機單閥切換多閥運行時，引起1#、2#瓦溫度急驟升高，短時最高達105，后下降，穩(wěn)

10、定在91；且振動異常變化，振動最大達108m，變化非常敏感。分析表明，噴嘴配汽引起的汽流激振是產(chǎn)生軸系振動和軸瓦溫度升高的根本原因，而不平衡汽流力則是引發(fā)汽流激振的主要原因。機組設(shè)計的閥門配置和開啟順序如圖3，即順序閥為3+412，配汽機構(gòu)數(shù)據(jù)如表3，機組軸系如圖4。全國火電600MW 級機組能效對標及競賽第十五屆年會論文集 汽機18圖3 閥門配置和開啟順序(從機頭向發(fā)電機看)其中，1、2、3、4 分別代表1 號、2 號、3 號、4 號閥門。以3+412 為例，該進汽方式為：3 號、4 號閥門同時開啟，然后開啟1 號閥門，最后打開2 號閥門。表3 配汽機構(gòu)數(shù)據(jù)表閥號 閥門公稱內(nèi)徑mm 閥門公稱

11、面mm2 每閥控制噴嘴數(shù)每閥控制面積mm2 累計噴嘴數(shù) 累計噴嘴面積mm21 196.85 30434 34 11105.7 34 11105.72 196.85 30434 34 11105.7 68 22211.43 196.85 30434 34 11105.7 102 11117.14 196.85 30434 34 11105.7 136 44411.8圖4 600MW 汽輪機軸系示意簡圖蒸汽進入調(diào)節(jié)級動葉柵產(chǎn)生合力Fb，通常Fb 分解為沿圓周速度方向的切向分力Ft 和沿汽輪機軸線方向的軸向分力Fz，如圖5、6 所示。切向分力Ft 產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩做機械功傳遞給發(fā)電機產(chǎn)生電能；軸向分力Fz

12、的合力由推力軸承平衡。這兩個方向上的力都會影響軸承的載荷，從而影響軸系的穩(wěn)定。FtFz Fbp1p2 2w11w2圖5 蒸汽在調(diào)節(jié)級動葉柵的流動簡圖全國火電600MW 級機組能效對標及競賽第十五屆年會論文集 汽機191#軸承2#軸承LD調(diào)節(jié)級L1 L2Fz3Fz4Fz1Fz2xyFxFy Ft調(diào)節(jié)級左視圖FxFy圖6 轉(zhuǎn)子與軸系支承系統(tǒng)（1）切向分力Ft 對軸承的影響分析調(diào)節(jié)級動葉汽流切向力在水平、垂直方向上的分力可以根據(jù)以下公式計算：= 10sin F F d x t ； = 10cos F F d y t (1)式中，0，1 分別為噴嘴弧段對應(yīng)的起、止相位角；Ft 為噴嘴弧段單位長度對應(yīng)的

13、汽流切向力，同一噴嘴組其汽流切向力相等。由公式1 可知，在全周均勻進汽時，積分為零，動葉上的汽流力不產(chǎn)生橫向作用力；調(diào)節(jié)級非全周進汽時，積分不等于零，汽流對轉(zhuǎn)子產(chǎn)生橫向作用力；調(diào)節(jié)級組不同進汽方式下，對轉(zhuǎn)子產(chǎn)生不同的橫向作用力，由此對轉(zhuǎn)子振動和軸承載荷產(chǎn)生影響。轉(zhuǎn)子兩端支持軸承上橫向作用力的分力決定于調(diào)節(jié)級葉輪與兩端軸承中心的距離。對如圖6 所示的轉(zhuǎn)子與軸承支承系統(tǒng)，1#、2#軸承上的分力為：x x FLF L21 = ； y y FLF L21 =x x FLF L12 = ； y y FLF L12 = (2)（2）軸向分力Fz 對軸承的影響分析如圖5 所示，調(diào)節(jié)級動葉汽流軸向力可以通過以

14、下公式計算：( sin sin ) ( ) 1 1 2 2 1 2 F G w w A p p z b = + (3)其中，G-單位時間內(nèi)動葉柵所通過的蒸汽質(zhì)量；Ab-動葉軸向面積；p1、p2-動葉前、后壓力；w1-蒸汽流入動葉前相對速度；w2-蒸汽流入動葉后相對速度。由公式3 可知，在高壓調(diào)節(jié)級產(chǎn)生的軸向分力Fz 與G 成正比的。設(shè)： 1 1 2 2 k = w sin w sin ， ( ) 1 2 R A p p z = 則公式4 簡化為：z F = kG + R (4)全國火電600MW 級機組能效對標及競賽第十五屆年會論文集 汽機20設(shè)GV1、GV2、GV3、GV4 調(diào)節(jié)閥對應(yīng)的噴嘴

15、組控制著蒸汽流量的大小G1、G2、G3、G4，那么，分別作用轉(zhuǎn)子調(diào)節(jié)級動葉柵上的軸向分力分別為：Fz1、Fz2、Fz3 和Fz4。若Fz 分別由四組不同開度的調(diào)節(jié)閥控制蒸汽流量大小，對高壓轉(zhuǎn)子就產(chǎn)生一個不對稱的側(cè)向翻轉(zhuǎn)力矩。以1#可傾瓦軸承為例進行受力分析，可知1#可傾瓦軸承不僅受到轉(zhuǎn)子重量載荷和轉(zhuǎn)子-軸承旋轉(zhuǎn)摩擦力載荷外，還受到高壓調(diào)節(jié)級的側(cè)向合力F 作用。如圖6 所示，假設(shè)以2#軸承為支點，1#軸承為自由端，根據(jù)力矩平衡方程，結(jié)合公式4 可得：k G G G G D LF F F F F D L x z z z z( 3 4 1 2) cos 45 / 2( ) ( ) cos 45 /

16、2 3 4 1 2oo= + = + +(5)k G G G G D LF F F F F D L y z z z z( 4 2 3 1) sin 45 / 2( ) ( ) sin 45 / 2 4 2 3 1oo= + = + +(6)式中，D 為調(diào)節(jié)級節(jié)徑，L 為#1 軸承和#2 軸承之間的距離。由（公式5、6）得知：調(diào)節(jié)閥開啟過程中，1#可傾瓦軸承受到左、右側(cè)向力Fx；同時受到上、下側(cè)向力Fy。通過配汽優(yōu)化可以實現(xiàn)汽流量大小的合理配置總而減小Fx 和Fy。根據(jù)上述理論，借鑒國內(nèi)部分600MW汽輪機組配汽改進方案，對平圩2#機組進行順序閥試驗與軸承載荷的理論計算后提出改進配汽方案：3+2

17、41。針對改進前后閥門開啟順序，比較軸承承載的變化情況，針對不同的閥門開啟順序，軸承載荷F（載荷規(guī)定向下），可按下式計算，計算結(jié)果見圖5、6。= sara ka F F1cos (7)式中，F(xiàn)ra為第a瓦所受徑向力，ka為第a瓦支點位置角。5000700090001100013000150001700019000210000 300 600 900 1200 1500 1800 2100 2400進汽量(t/h)軸承載荷(kg)1#軸承2#軸承500070009000110001300015000170001900021000600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2

18、000 2200進汽量(t/h)軸承載荷(kg)1#軸承2#軸承原設(shè)計軸承載荷與進汽量的關(guān)系 改進后軸承載荷與進汽量的關(guān)系圖5 改進前后軸承載荷與進汽量的關(guān)系-75-65-55-45-35-25-15-550 300 600 900 1200 1500 1800 2100 2400進汽量(t/h)軸承載荷(°)1#軸承2#軸承-75-65-55-45-35-25-15-55600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200進汽量(t/h)軸承載荷方向(°)1#軸承2#軸承·原設(shè)計軸承載荷方向與進汽量的關(guān)系 改進后軸承載荷方向與進汽

19、量的關(guān)系圖6 改進前后軸承載荷方向與進汽量的關(guān)系+ - + -全國火電600MW 級機組能效對標及競賽第十五屆年會論文集 汽機21通過上圖可知，原設(shè)計的順序閥開啟順序3+412軸承比壓超過設(shè)計允許值，引起機組產(chǎn)生油溫高或振動大的現(xiàn)象。改進方案3+241軸承載荷在設(shè)計允許比壓范圍內(nèi)，對油溫和振動影響較小，可長期安全運行。采用順序閥3+241后，在運行中對汽輪機1#4#軸承振動與軸瓦溫度數(shù)據(jù)進行監(jiān)測，試驗數(shù)據(jù)見表3。監(jiān)測數(shù)據(jù)表明：配汽優(yōu)化后，與優(yōu)化前的振動最大值108m及瓦溫最高值105相比，機組運行中軸振和瓦溫等指標降低較多，達到安全值，并避免了1+43+2運行方式中2號和3號閥同時參與節(jié)流調(diào)節(jié)

20、，機組效率低的問題，比較成功地解決了不平衡汽流力引起的汽流激振。結(jié)合前面優(yōu)化所得最優(yōu)滑曲線壓，考慮實際運行中閥門開啟順序由3+412改為3+241，可有效避免汽流激振問題，在保證安全性的同時提高經(jīng)濟性。表4 600MW汽輪機配汽優(yōu)化后1#4#軸承振動、軸瓦溫度數(shù)據(jù)功率閥門開度（%） 軸承振動（m，X向/Y向） 軸瓦溫度（，1#瓦/2#瓦）（MW） GV1 GV2 GV3 GV4 1# 2# 3# 4# 1# 2# 3# 4#300 1 97 97 17 39/36 74/57 73/61 81/61 75/78 82/74 52/58 81/76360 1 91 90 18 42/36 81/58 73/59 82/61 75/78 82/74 52/58 81/76420 0 99 100 23 46/38 82/57 77/58 84/62 74/74 77/70 52/58 81/77480 1 99 99 23 43/40 77/57 76/61 84/61 74/76 78/71 52/58 82/77540 1 99 99 33 50/42 81/61 80/52 82/61 75