四排汽及以上汽輪機提高調峰深度的方案研究

文圓圓，韋龍飛，米斌，張東連，鐘剛云，孫奇

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司，四川 德陽，618000）

0 前言

長期以來，煤炭在我國一次能源消費的比重均在50%以上，減少燃煤發電量是實現“碳達峰碳中和”的重要舉措。降低煤電發電量就必須大力發展清潔能源發電，構建以清潔能源為主體的新型電力系統，然而太陽能、風能等清潔能源具有間歇性、隨機性和不穩定性，需要在役煤電機組發揮靈活調峰的作用，從而解決清潔能源發電的消納問題。圍繞雙碳目標，“十四五”期間，國家政策指導通過對存量煤電機組實施大規模靈活性改造，大幅增加電力系統調節能力，有效滿足電力系統調峰需求，促進更大規模新能源消納。

本文針對四排汽及以上汽輪機（多個低壓缸汽輪機）的一種深度調峰的技術方案進行研究，著重分析了機組深度調峰對汽輪機長葉片的影響，探討了切除部分低壓缸，從而提高機組調峰深度的技術措施及其可行性。

1 深度調峰對汽輪機的影響分析

一般來說，汽輪機允許的最小連續運行負荷為30%額定負荷（濕冷機組）或40%額定負荷（空冷機組），當機組長時間在該負荷以下運行時，諸多參數將偏離設計安全運行的范圍，可能會造成機組運行異常，嚴重時會導致跳機甚至設備損壞等故障。

根據汽輪機設計及實際運行經驗來看，機組在深度調峰時（低于允許的最小連續運行負荷），對機組的影響主要有以下幾個方面：

（1）低壓缸長葉片安全性

機組進汽流量很小，低壓缸長葉片將處于小容積流量工況，其氣動特性惡化，此時長葉片極易發生顫振、鼓風以及根部返流造成的出汽邊水蝕等問題。

（2）閥門小開度沖刷及振動風險

機組進汽流量很小，此時高壓調節閥開度很小，在閥座與閥碟配合形成的環形通流面上蒸汽流速極高，極易導致閥門沖刷，且存在一定的閥芯振動風險。

（3）輔助系統適應性

機組輔助系統適應性不佳主要體現在疏水邏輯不適應、凝汽器除氧能力不足、軸封供汽溫度不穩定、給水泵汽輪機出力不足等。

從總體來看，低壓缸長葉片安全性是制約調峰深度的最主要限制瓶頸因素。本文將主要針對深度調峰工況下汽輪機低壓缸長葉片安全性問題進行探討，提出相應的解決方案。

2 深度調峰工況下長葉片安全性分析

根據長葉片特性可知，限制機組最低允許運行負荷的是長葉片相對容積流量。深度調峰時，機組在小流量工況下運行，低壓缸長葉片工作在小容積流量下，末級氣動特性將惡化。末級汽流發生脫流可能導致葉片氣動彈性失穩，發生失速顫振，同時動葉根部回流使濕蒸汽中的水滴隨汽流倒流沖刷動葉根部出汽側，產生侵蝕，危及葉片安全。如果低壓缸進汽量小于末兩級葉片的最小冷卻流量，末兩級葉片運行時處于鼓風狀態，工作溫度大幅上升，對葉片和轉子安全性造成影響。

某長葉片動應力與相對容積流量關系如圖1所示。

圖1 某長葉片動應力與相對容積流量關系

從圖1 可以看出，隨著長葉片相對容積流量降低，其動應力水平先逐漸上升，在某一相對容積流量下達到峰值，隨后動應力水平又逐漸下降，不同的葉片動應力峰值對應的相對容積流量略有不同。研究表明：長葉片相對容積流量10%～30%時，其動應力水平較高，在此區間外的動應力水平則較低。除控制葉片的流量使其在相對安全工況下運行外，對于長葉片顫振問題，還可以通過增加相應的葉片安全監測系統，實時監控葉片運行情況。此外，葉片鼓風、水蝕等問題也需要采取相應措施予以解決，從葉片設計、材質選取、表面處理、溫度監測及噴水減溫等方面著手。

3 提高多低壓缸汽輪機調峰深度的方法

根據上述分析，要繼續降低機組最低連續運行負荷，提高機組調峰深度，就必須繼續減小低壓缸末級葉片的最小容積流量，而隨著低壓末葉片容積流量不斷減小，面臨的主要問題就是顫振、鼓風以及水蝕的防控問題。對此，針對四排汽及以上的多低壓缸機組，本文提出保留一個低壓缸的最小進汽流量，切除其余低壓缸的進汽（僅保留一小部分冷卻流量）的方法，降低機組總的進汽量，從而降低機組最低負荷，達到提高調峰深度的目的。

雙低壓缸機組的切除低壓缸系統示意圖如圖2所示。

圖2 深度調峰雙低壓缸汽輪機系統

如上述系統所示，通常汽輪機正常運行時，A、B 2 個低壓缸進汽流量基本一致，且單個低壓缸進汽流量需控制在一定范圍。根據長葉片顫振研究分析，一般認為顫振易發范圍為葉片相對容積流量的10%～30%。當排汽流量降低到相對容積流量30%時，負荷無法進一步降低。為進一步降低機組電負荷，可以將其中一個低壓缸流量快速降低直至完全切除運行，避開顫振易發范圍，在保證葉片相對安全的情況下降低電負荷。

具體操作：在需要深度調峰運行時，低壓缸關斷閥A 全開，旁路調節閥A 全開，蒸汽經低壓缸進汽管A，低壓缸進汽管旁路A 進入汽輪機低壓缸A；快速關閉低壓缸關斷閥B，旁路調節閥B開啟一定開度，蒸汽經低壓缸進汽管旁路B 進入汽輪機低壓缸B，通過調整旁路調節閥B 開度，將汽輪機低壓缸B 流量控制在最小冷卻流量下運行。

4 可行性分析

以某600 MW 超臨界機組為例對可行性進行分析，該機組為三缸四排汽，低壓分為A、B 2 個低壓缸。低負荷工況下低壓缸流量和單缸切除工況下對比見表1?？梢钥闯?，未切除低壓缸時，在20% THA 工況下，末級相對容積流量＜30%，無法在此工況長期運行，機組安全運行的最低電負荷為30%THA，通過切除A 低壓缸，僅流過較少的冷卻流量，20% THA 工況B 低壓缸末級相對容積流量迅速增大，遠大于30%，機組安全運行的最低電負荷可以降低到20% THA 甚至更低。

表1 電負荷與末葉相對容積流量關系

對于切除的A 低壓缸，存在鼓風、水蝕等問題，目前已有成熟的安全防控措施防止切缸后長葉片出現嚴重的安全問題。

（1）針對長葉片鼓風問題，低壓缸通入的少量蒸汽可以起到冷卻作用，同時還應增設溫度監控措施，一般在長葉片出汽側增加溫度測點對鼓風升溫情況進行監測，通過運行調整確保長保葉片工作溫度不超過允許范圍。另外，視情況投入低壓缸排汽噴水，控制排汽溫度在允許范圍內，避免低壓外缸因工作溫度過高發生變形等問題。

（2）針對葉片出汽邊水蝕問題，有必要對末葉易水蝕部位進行防水蝕處理，同時優化低壓缸排汽噴水，改善其霧化效果，緩解葉片水蝕情況。

（3）制定完善的切除低壓缸的運行控制、保護邏輯，包括葉片溫度保護定值，切缸投入和退出的相關操作，出現異常的應對措施等，從而保障機組切缸功能的順利實現。

上述措施實施后，可以使切除的低壓缸工作在相對安全的范圍內。

5 經濟性分析

下面分別對純凝和供熱工況下，切除單個低壓缸的經濟性進行分析。

（1）純凝工況經濟性分析

隨著負荷減小，低壓缸的容積流量降低，低壓末級的排汽環形速度逐漸減少，當排汽環形速度到達某一數值時，排汽損失最小，對應低壓缸效率最高，容積流量如果繼續降低，排汽損失逐漸增大。負荷降低到一定程度時，葉片表面開始出現明顯的脫流，尾緣處產生通道渦，進一步增大了通流損失，低壓缸效率明顯降低。

圖3 低負荷下流線圖

以某600 MW 超臨界機組為例，低壓缸效率和負荷的關系見表2 和圖4。

圖4 低壓缸效率和負荷關系曲線

表2 低壓缸效率和負荷的關系（雙低壓缸運行）

由表2 可以看出，在75%負荷，低壓缸效率達到最高，此時排汽速度為175 m/s，隨著負荷進一步降低，低壓缸效率降低。當機組為了滿足調峰需求，負荷降到30%時，低壓缸效率比較低。

如果采取切除單個低壓缸的方式運行，以切除A 低壓缸為例，此時A 低壓缸不進汽，所有的蒸汽都進入B 低壓缸，則對于B 低壓缸來說，容積流量大幅增加，排汽環形速度也將相應增加，變化情況詳見表3（缸效率變化以雙低壓缸運行THA 工況為基準）。

表3 低壓缸效率和負荷的關系（切除單個低壓缸）

由表3 可以看出，當切除A 低壓缸后、30%負荷時，B 低壓缸的容積流量和排汽速度與不切缸工況下75%負荷相當，此時，低壓缸效率達到最高。

從以上的例子可以看出，對于四排汽機組，由于深度調峰，機組排汽容積流量降低，低壓缸效率降低，但通過切除單個低壓缸，排汽容積流量大幅增加，在30%負荷工況下，排汽環形速度提高到效率最佳點附近，低壓缸效率大幅提高。

接下來對機組整體熱耗情況進行分析，從表4 可以看出，除了20%THA 工況，切除單個低壓缸后，熱耗有所降低，其他工況熱耗反而升高了。原因在于切除單個低壓缸后，相當于低壓缸通流面積縮小，導致中排壓力大幅升高，中壓通流完全偏離了設計工況，中壓缸效率大幅降低。而20% THA 工況低壓缸效率提高較多，產生的熱耗收益抵消中壓缸效率降低的影響后，仍使整體熱耗降低。

表4 中壓缸效率對比

（2）供熱工況經濟性分析

對于中排供熱機組，一般通過蝶閥憋壓滿足供熱壓力，低負荷工況下，為了滿足供熱壓力，蝶閥開度逐漸關小，閥門壓損增大，機組熱耗迅速增加。通過切除單個低壓缸，可以使蝶閥后壓力憋高，相當于低壓缸通流面積縮小，此時在滿足同樣的供熱壓力，蝶閥開度大幅增加，甚至全開，閥門壓損降低。相對于純凝工況，由于中排壓力不變，切除單個低壓缸并不會影響中壓缸效率，所以機組整體熱耗大幅降低。以某600 MW超臨界機組為例，供熱壓力0.8 MPa，供熱流量200 t/h，分別按照60%、50%和40%負荷主汽流量進行計算，其經濟性對比見表5?？梢钥闯觯弘S著主汽流量降低，低壓缸進汽壓力降低，進汽壓損增大，切缸單個低壓缸后，60%主汽流量工況自然升壓，50%和40%主汽流量工況壓損遠小于不切缸工況，熱耗大幅降低。

表5 供熱工況下經濟性對比

下面給出機組實際供熱工況下，低壓進汽壓損情況。

切缸前，機組負荷為206 MW，中排供熱抽汽量為361 t/h，A、B 低壓缸蝶閥開度分別為16.4%和17.2%。通過DCS 運行數據可以看出2 個低壓缸的蝶閥壓損都接近50%，見表6。

表6 切缸前機組參數

切除A 低壓缸后，機組負荷為204 MW，中排供熱抽汽量為356 t/h，A 低壓缸蝶閥完全關閉，少量蒸汽通過旁路進入低壓缸用于冷卻，B 低壓缸蝶閥開度為36.4%。通過DCS 運行數據，可以看出中壓缸效率基本維持不變，B 低壓缸碟閥壓損大幅降低，為11.4%。切除A 低壓缸后，機組振動情況基本維持不變，見表7。

表7 切缸后機組參數

6 結論

針對有多個低壓缸的汽輪機組，通過切除部分低壓缸運行，可以大幅降低機組允許的最低連續運行負荷，提高機組調峰深度。純凝工況下，切除部分低壓缸后，低壓缸效率提高，但由于中壓缸效率降低，經濟性總體變差；對于供熱工況，切除部分低壓缸后，低壓缸進汽壓力升高，閥門壓損大幅降低，機組經濟性提高。