300 MW汽轮机通流改造后进汽阀运行特性分析

胡远涛，张 琰，张 聪

(1.上海电力股份有限公司，上海 200010；2.上海核工程研究设计院有限公司，上海 200233；3.山东电力工程咨询院有限公司，山东 济南 250013)

“十三五”期间，随着经济发展进入新常态，全社会用电增速明显放缓，我国电力供应将进入持续宽松的新阶段。目前，300 MW机组在火电中仍占一定比重，某厂国产引进型300 MW汽轮机投产于1996年，为改善机组安全运行条件并提高效率，该厂对汽轮机通流部分进行了升级改造，设计铭牌功率提高至320 MW。由于蒸汽流动中存在沿程阻力和局部阻力等原因，将在高压进汽阀中产生压力损失[1]。对于300 MW亚临界及其以上汽轮机组，当汽轮机高压进汽阀的蒸汽压力损失上升1%，高压缸效率则大约下降0.14%[2]。针对该机组的特点，根据汽轮机同流改造后的滑压运行试验和通类型机组统计数据，得出机组在调峰范围内的滑压运行参考曲线，选择合适的阀门开启顺序，并对典型运行工况的阀门内部流场进行数值模拟分析，对阀门管理方式给出积极建议。

本文模拟所使用的高压进汽阀为联合进汽阀，由1个主汽阀和3个调节汽阀的蒸汽室组成，主汽阀是卧式布置，调节汽阀是立式布置[3-4]。

1 系统阀门管理

对于定压运行的变负荷机组而言，汽轮机负荷或转速的变化是通过改变调节阀的进汽量来实现，通过改变调节阀启闭个数和开度即进汽面积来调节进汽量。根据进汽面积改变方式的不同，把调节阀的调节方式分为两种：节流调节(或称为单阀调节)和喷嘴调节(或称为顺序阀调节)，也就是全周进汽和部分进汽。

节流调节方式下，各调节阀同时启闭来改变进汽的面积，在任何负荷下每个调节阀的开度均相同，调节级为全周进汽。喷嘴调节时，通过顺序开启各调节阀来改变进汽面积，部分负荷时只有一个(或多个)阀门有节流损失，其余阀门或全开，或全关，调节级为部分进汽。根据两种调节的特性，在机组启动、升速和变负荷过程中，希望采用节流调节均匀加热；而当均匀加热完成后，希望采用喷嘴调节提高机组的效率。阀门的切换就是这两种调节方式的转换，可以有效解决机组运行快速性和经济性的矛盾。阀门管理可以实现多种配汽规律并能实现各种配汽规律的无扰切换，使汽轮机可最有效运行。

2 通流改造后的滑压运行优化试验

机组通流部分改造后，铭牌功率有了提高，但为了适应改造后机组功率的提高，对其进行滑压运行优化试验。以单元机组为研究对象，分别在250，190，130 MW负荷点下，测定汽轮机在不同进汽压力下的机组热效率和缸效率，通过分析比较确定各负荷点机组滑压运行的最佳压力参数，得出机组调峰运行范围内的最佳滑压曲线。试验工况见表1。

为便于在同一负荷下对各工况的试验结果在同一基础上进行比较，根据汽轮机性能试验规程及汽轮机制造厂提供的各项目修正曲线，对机组试验热耗进行修正。修正包括参数偏差和系统条件偏差对热耗的影响，参数包括主蒸汽温度、主蒸汽压力、再热蒸汽温度和汽轮机排汽压力；系统条件包括过热器减温水流量和再热器减温水流量。

修正后热耗率[5]如下：

q=q0(1-ε1-ε2-ε3-ε4)-(q1+q2)

(1)

式中q，q0——修正后热耗率、试验热耗率；q1，q2——过热器减温水、再热器减温水对热耗率的修正量；ε1，ε2，ε3，ε4——主蒸汽温度、主蒸汽压力、再热蒸汽温度、汽轮机排气压力的热耗修正率。

2.1 250 MW工况试验结果与分析

机组在250 MW负荷下，汽轮机不同进汽压力下的热耗率试验结果见表2。

由表1得出，机组在250 MW负荷下，工况1的汽轮机进汽压力为16.50 MPa时，经过修正的热耗率比工况2低。由此得出，机组负荷高于250 MW以上时，汽轮机定压运行经济性较好，即额定进汽压力16.70 MPa。

表2 250 MW负荷下各试验工况试验结果

依据同类型汽轮机统计数据，机组负荷约220 MW以上，汽轮机定压运行经济性比滑压运行好。因此，机组负荷在220～320 MW区间，推荐汽轮机定压运行，即汽轮机进汽压力为额定值16.70 MPa。

2.2 190 MW工况试验结果与分析

机组在190 MW负荷下，汽轮机不同进汽压力下的热耗率试验结果见表3。

表3 190 MW负荷下各试验工况试验结果

由表3得出，在机组190 MW负荷下，工况3的汽轮机进汽压力为12.6 MPa时，其热耗率比工况1、工况2低(修正后热耗率)。由此得出，机组负荷约190 MW时，汽轮机调门阀位接近3阀全开(即2+45%，第4阀尚未开启)，此时汽轮机运行经济性相对较好。

2.3 130 MW工况试验结果与分析

机组在130 MW负荷下，汽轮机不同进汽压力下的热耗率试验结果见表4。

由表4得出，在机组130 MW负荷下，工况3的汽轮机进汽压力为10.22 MPa时，其热耗率比工况1、工况2低。由此得出，机组负荷约130 MW时，汽轮机调门阀位接近3阀全开(即2+45%，第4阀尚未开启)，此时汽轮机运行经济性相对较好。

表4 130 MW负荷下各试验工况试验结果

2.4 滑压运行试验结果与分析

机组在调峰范围内的汽轮机滑压运行试验结果见表5。

表5 机组在调峰范围内的汽轮机滑压运行试验结果

依据同类型汽轮机滑压运行特性，推荐机组在调峰范围内的汽轮机滑压运行参数见表6。季节不同有所变化。

表6 机组在调峰范围内的汽轮机滑压运行参考参数

机组在调峰范围内的汽轮机滑压运行参考曲线见图1。

图1 机组在调峰范围内的汽轮机滑压运行参考曲线

机组负荷在220～320 MW区间，推荐汽轮机定压运行，进汽压力为额定值16.7 MPa。机组负荷在130～220 MW区间，推荐汽轮机调门阀位调整在接近3阀全开[2+(40%～45%)，第4阀将开未开启]，汽轮机滑压运行，压力随汽轮机调门阀位而变化。

3 数值模拟

根据滑压运行试验情况探讨调节阀实际的运行管理模式。对于喷嘴调节来说，一般有两种进汽方式：对角进汽和顺序进汽。这两种进汽方式具有各自的优缺点[6]。

(1) 采用顺序进汽时，调节阀上产生的蒸汽推力对轴产生的附加作用力较大；采用对角进汽由于是上下缸一起进汽，调节阀上下产生的蒸汽推力方向相反，对轴产生的附加作用力小。

(2) 对于顺序进汽，汽流对动叶片的激振为2次/圈；对于对角进汽，汽流对动叶片的激振为3～4次/圈。

(3) 对于顺序进汽，在正常负荷时汽缸是半边受热，所以致使汽缸的温差较大；但是对于对角进汽，汽流对称进入汽缸，可以避免汽缸温差较大。

由于目前使用的配汽机构不适用于对角进汽，所以仍使用顺序进汽。在此前提下，如何优化进汽顺序，使得蒸汽对轴的附加推力最小、汽缸上下温差最小、热应力最小等问题则必须考虑到。

改造后汽轮机组的调节阀开启顺序为1-2-4-3-6-5，如图2所示。主蒸汽进汽时，1号和2号调节阀同时开启，随着负荷的增加依次顺序开启4，3，6，5号调节阀。

图2 改进后调节阀开启顺序示意图

按照调节阀开启顺序，选取该机组的320，300，270，230，200，160，140，120 MW等典型工况进行联合进汽阀A，B内部流场的数值模拟，如图3至9所示。机组典型运行工况下的调节阀压损情况如表7所示。

表7 机组典型运行工况下的调节阀压损情况 %

图3 联合进汽阀A，B截面X=0的速度云图(机组负荷为320 MW)

图4 联合进汽阀A，B截面X=0的速度云图(机组负荷为300 MW)

图5 联合进汽阀A，B截面X=0的速度云图(机组负荷为270 MW)

图6 联合进汽阀A，B截面X=0的速度云图(机组负荷为230 MW)

图7 联合进汽阀A，B截面X=0的速度云图(机组负荷为200 MW)

图8 联合进汽阀A，B截面X=0的速度云图(机组负荷为160 MW)

图9 联合进汽阀A，B截面X=0的速度云图(机组负荷为140 MW)

结合图3至图9，分析表7中的数据可得到。

(1)负荷降低时，随着开度的减小，流量降低，单个调节阀压损的大小不仅受开度和流量的影响，还受同一个联合进汽阀中其他调节阀的影响。

(2) 同一负荷时，1号和2号、3号和4号调节阀开度相同，流量相同的条件下，1号调节阀和3号调节阀的压损分别比2号调节阀和4号调节阀的压损要大。1号和2号、3号和4号调节阀在联合进汽阀中具有相同的位置，主蒸汽通过主汽阀喉部后，在主汽阀轴线的上方交汇，主蒸汽不能顺利进入1号和2号调节阀，在主汽阀喉部和1号和2号调节阀之间的上部形成了漩涡，下部形成了流动死区，造成了流动不均匀，产生了较大的压力损失。通过主汽阀喉部能量较低的蒸汽大部分进入了1号和2号调节阀，其他蒸汽绕过1号和2号调节阀阀杆分别流向3号和4号调节阀，此时的蒸汽已经充分混合，速度方向相差不大，可以相对平缓的分别进入5号和4号调节阀喉部。同样的原理，如果5号和6号调节阀也同时开启，蒸汽经过3号和4号调节阀阀杆，更平缓地进入5号和6号调节阀喉部。因此，虽然5号阀中蒸汽的流程比3号阀的长，更比1号阀的长，5号阀和3号阀的压力损失相差不多，小于1号阀，同理，6号阀和4号阀的压力损失相差不多，小于2号阀；联合进汽阀A，B中1号和2号、3号和4号位置相对应，由于受到5号和6号调节阀开度的影响，1号和3号调节阀的压力损失分别比2号和4号调节阀的大。

(3) 滑压试验与数值模拟的结果大体一致。但是机组负荷在200，160，140 MW时，数值模拟采用的调节阀开度分别为2+50%+80%、2+20%+40%、2+25%，根据分析所得，这种调节阀阀位优于试验结论2中的调节阀阀位，产生的压损较小。

4 结语

通过对滑压运行优化试验及数值模拟可以得到如下结论。

(1) 通过滑压运行试验可得：机组负荷在220～320 MW区间，汽轮机定压运行，进汽压力为额定值16.7 MPa；机组负荷在130～220 MW区间，汽轮机滑压运行，压力随汽轮机调门阀位而变化。

(2) 负荷减小时，流量随开度的减小而减小，单个调节阀压损的大小不仅受开度和流量的影响，还受同一个联合进汽阀中另外两个调节阀开度和流量的影响。

(3) 同一负荷时，同一联合进汽阀中的调节阀内的蒸汽相互影响。

(4) 滑压试验与数值模拟的结果大体一致。