200MW机组改供热后的安全性分析

摘要：通过对200MW机组改供热后遇到的中压末级隔板强度安全问题进行分析，结合现场实际情况提出了有效的监控方法；对200MW机组大流量抽汽后汽轮机末级叶片在小容积流量下运行出现的叶片振动、叶片出口水蚀、排汽过热等安全问题从理论上进行梳理分析，然后参考相关的研究报告的试验数据、公式，结合机组运行的实际参数进行了详细的安全性核算，提出了保证供热工况下机组安全运行的具体措施和数据，说明200MW机组改供热后在要求的工况下运行是安全可靠的。

关键词：机组改供热安全性 分析

中图分类号：TU833文献标识码： A

前言

下花园发电厂#3机为东方汽轮机厂生产的200MW三缸三排汽凝汽式汽轮机，为适应下花园区的供热需求，在2008年大修时进行了供热改造。在中低压连通管上打孔抽汽，加装供热蝶阀、快关阀、逆止阀和隔断阀，2010年又建立了供热首站，并于2010年11月开始正式对外供热。由于在供热抽汽量较大时汽轮机运行工况在抽汽口后各级与设计工况偏差较大，有必要对汽轮机在此种工况下的安全性进行深入分析。

1抽汽供热后机组面临的主要问题

在大流量抽汽后汽轮机面临的安全问题主要有两个：一是中压末级隔板的强度安全问题：当热网压力下降而抽汽调压系统又无法维持时，可能造成抽汽口压力大幅度下降，导致抽汽口前的中压末级隔板前后压差增大，甚至威胁到隔板强度的安全；二是在大流量抽汽后，供热抽汽口后各级蒸汽量大大下降，将使汽轮机最后几级特别是末级的容积流量大为减少。汽轮机的最后几级，特别是末级，在小容积流量下运行时，会出现叶片振动应力升高，转子和静子被加热，末级动叶出口边受到水珠冲蚀，级的有效功率可能是负值等现象，这将影响汽轮机的安全性与经济性。

1.1中压末级隔板的强度安全问题

供热改造设计方东方汽轮机厂提供的保护参数是：抽汽压力为0.18Mpa时报警，0.15Mpa时停机。由于抽汽口前中压末级隔板压差不仅仅取决于抽汽压力，还取决于机组总进汽量，因此厂家提示以上值是在最大进汽量最恶劣情况下的值。因为以上保护定值为绝对压力，而我厂抽汽参数采用的是相对压力，即相当于抽汽压力为0.08Mpa时报警，0.05Mpa时停机，我厂在负荷120MW至140MW之间进行供热时，抽汽相对压力在0.08Mpa以下，但此时主蒸汽流量较小，故该保护不投；即使在较高的负荷下，由于该保护值为最大进汽量和最恶劣工况下的保护值，因此是否投用值得商榷。考虑到该保护定值为经强度计算后得出的值，因此，可采用隔板前后压差值来作为保护定值进行控制。该隔板为汽轮机第22级隔板，由于没有隔板前后的压力测点，但有第22级动叶后压力测点（既是6段抽汽压力又是供热抽汽压力），有第20级动叶后压力测点（5段抽汽压力），所以可采用在最大进汽量下的5段、6段抽汽压力之差进行监视。汽轮机在最大进汽量下5段抽汽压力为0.449，因此保护可改为：当5段、6段抽汽压力差值达到0.269Mpa（0.449减去0.18）时报警，当5段、6段抽汽压力达到0.299Mpa（0.449减去0.15）时停机。采用压差进行监视后保护可随时投入，既能保证机组安全，又不影响机组低负荷的供热。

1.2小容积流量工况下的安全问题

1.2.1末级动叶根部出口边的水珠侵蚀

小容积流量时，原设计流场被破坏，末级叶片沿叶高的热力参数将重新分布，沿汽缸壁和叶轮的汽流发生了分离，汽流在动叶片根部和静叶栅出口顶部出现汽流脱离，形成倒涡流区。整个汽道只通过小部分汽流，相对的容积流量越小，旋涡区越大，分离的相对高度也就越大，对原200MW汽轮机末级叶片做各种负荷完全平衡计算，计算结果表明：当负荷低于60％时，根部出现负反动度，当负荷降低至40％时，根部反动度达－19％，同负反动度一起出现的是动叶前后近根部的递压梯度，此时动叶后的静压力将大于动叶前的静压力，在这种汽流条件下将使叶型表面的附面层增厚乃至脱离，为在根部区形成一个较大的倒涡流区造成外部条件。当汽流在动叶片根部和静叶栅出口顶部出现汽流脱离，形成倒涡流区时，由于末级排汽湿度大，汽流中夹带的水滴随蒸汽倒流冲击叶栅。水冲蚀使得根部截面积减小，大大削弱了其强度，对机组的安全运行造成了威胁。

1.2.2末级叶片的颤振

颤振是自激振动的一种类型。若气动力与结构（振动体）的变形恢复力是能够相比较的量，则自激振动频率与结构固有频率有明显差别，这类自激振动称为颤振。汽轮机末级叶片是汽轮机叶片中最长的叶片，叶顶薄而微弯，近于平板的形状，抗振性能弱，末级叶片在小容积流量大负冲角下运行，叶片表面蒸汽流发生脱离现象形成涡流，往往会导致叶片发生颤振以致损坏。图2为汽机测试所得的动应力随相对容积流量的关系曲线，在0.4～1.0范围内，动应力随负荷的降低而减小，进一步降低容积流量，动应力开始上升，当容积流量为0.2附近达到最大，然后随容积流量的减少急剧下降至零。图中虚线为假设有汽流脱离时的动应力。

研究表明，引起汽轮机叶片在小容积流工况下动应力突增的是流体自激振动中的失速颤振。失速汽流对叶片所作的正功小于机械阻尼所消耗的功时，叶片从汽流吸收的能量不断被机械阻尼所消耗，叶片振动的振幅逐渐衰减，振动趋于消失。反之，叶片从汽流吸收的能量不断增加，叶片振动的振幅逐步加大，于是发生颤振。

1.2.3低压缸排汽室过热

小容积流量运行时，由于流入低压缸的蒸汽量很少，最末级动叶的流量也不是均匀分配的，凝汽器的真空有所降低，故可能导致排汽室温度升高。另外，小容积流量时，由根部脱流区叶轮鼓风损失转变的热量，足够使主汽流中的水滴汽化，且使主汽流进一步加热从而导致排汽室温度升高。排汽室温度的上升会引起低压缸的变形和轴承位置的变化，从而可能导致机组振动异常增大。

因此，小容积流量下动叶根部汽流脱离漩涡是造成叶栅水蚀、颤振和排汽室过热的主要原因。

2安全性核算

西安热工所在技术报告《665毫米末级叶片在小容积流量工况下的试验研究》中的试验和计算表明：随着容积流量的减小，脱流区高度增加，在相对容积流量GU小于0.422时脱流区明显扩大，在GU等于0.363时，脱流区高度骤增，该点是脱流区急剧增大的转折点。由于我厂末级叶片为660毫米叶片，可借鉴该结论对我厂#3机各种负荷下抽汽供热后低压缸小容积流量下的安全性进行核算,要求各种工况下相对容积流量GU均大于0.422

根据东方汽轮机厂提供的热力特性书中的数据：

设计工况下末级的流量G=419.34t/h，压力P=5.19kpa，比容v2=26.6kg/m3。

我厂冬季供暖时真空度为93%，大气压97kpa，所以末级叶片出口压力p=97×（1-93%）=6.79kpa，对应的比容v21=21.15 kg/m3。末级叶片出口相对容积流量GU=G1v21/ Gv2。

其中G为设计工况下末级的流量，G1为变工况下末级叶片出口流量，v2为设计工况下动叶出口比容，v21为变工况下动叶出口比容。

我厂2010年冬季供热负荷较小（30t/h-50t/h），靠热网入口调节阀控制供热抽汽量，低压缸入口供热调整蝶阀保持全开状态。实际我厂最低供热负荷120MW左右，此时主汽流量380 t/h，供热抽汽量50t/h,汽机8段抽汽共100t/h左右，所以：

G1=380-50-100=230 t/h，

GU=(230×21.5)÷(419.34×26.6)=0.436＞0.422,

由此可见120MW时供热抽汽50t/h是安全的；随着负荷的升高，GU将越来越大，因此，在120MW以上负荷机组供热抽汽量为50t/h是安全的。

按照设计要求，我厂机组供热时负荷应在145MW以上，对应最小主汽流量为437t/h，抽汽量额定工况下为150t/h，对应主汽流量610t/h，负荷183.1MW；最大进汽量下供热抽汽量为200t/h，对应主汽流量670t/h，负荷194.5MW。

为简化核算过程，当GU=0.422时，

对应的G1= Gv2GU/v21=(419.34×26.6×0.422)÷21.15=222.56t/h,

只要末级叶片出口流量大于222.56t/h即可认为机组运行脱离了脱流区。

140MW时，实际主汽流量455 t/h，8段抽汽量共116.5 t/h左右，设抽汽量为X，要保证机组安全，则有：

455-116.5-X＞222.56所以X＜115.94，即在140MW时，机组抽汽量最大为115.94t/h。依次类推：

在150MW时，实际主汽流量478 t/h，8段抽汽量共126.5 t/h左右，X＜128.94t/h，

在160MW时，实际主汽流量521 t/h，8段抽汽量共136.5 t/h左右，X＜161.94t/h，

在170MW时，实际主汽流量545 t/h，8段抽汽量共146.5 t/h左右，X＜175.94t/h，

在180MW时，实际主汽流量580 t/h，8段抽汽量共156.5 t/h左右，X＜200.94t/h，

在190MW时，实际主汽流量605 t/h，8段抽汽量共166.5 t/h左右，X＜215.94t/h。

在200MW时，实际主汽流量645 t/h，8段抽汽量共176.5 t/h左右，X＜245.94t/h。

因此，参照以上数据进行运行调整，可保证机组在供热情况下远离末级动叶根部脱流区范围，保证末级叶片安全运行。

3 结论

200MW纯凝机组改为供热机组在国内已有好多成功的先例，说明此项改造技术已是一种成熟的技术。通过以上分析计算说明，只要按要求进行控制调整，经过改造后的200MW供热机组完全可以安全的在较大的负荷范围内进行抽汽供热。

参考文献：

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