100MW汽轮机通流技术改造及应用

摘要：漳泽发电厂#1汽轮机由于生产年代较早，投入运行时间长，存在许多缺陷，同时机组经济效益低下、热耗率过高。通过对机组通流部分现代化改造及调速系统DEH改造，消除了设备隐患。改造后提高了机组出力和使用寿命，节能降耗，经济效益显著。
关键词：汽轮机　通流部分　设备改造　经济分析

1　机组存在的问题
漳泽发电厂#1汽轮机采用原苏联50年代技术设计生产的产品，与现代设计制造水平相比，其设计理论落后、生产制造水平低，主要表现为热力特性差、结构设计较为落后、汽轮机效率低、能耗大、电厂经济性较差，同时由于机组出厂已27年，设备上存在许多重大缺陷，需要利用大修彻底消除，具体表现如下：
1.1　汽缸漏汽、调门汽室群裂
高压缸漏汽可以追溯到1999年底，一次甩负荷后，出现缸高压侧猫爪开始漏汽，虽漏汽量不是很大，但站在前箱处，可以感到明显汽流，尤其在启停机，汽缸法加系统投运时，漏汽量更加明显。为此在机组正常运行中，只能稍开法加至凝汽器门，以引走大部从汽缸中窜的蒸汽，这样做会使凝汽器的冷汽对高缸产生冲击，使汽缸结合面出现冷热应力，加速汽缸裂纹的出现。
在1993年8月大修时发现，高压缸下半左侧蒸汽室内存在较为严重的群裂现象，当时采用挖补消除裂纹。在1997年12月大修时发现，高压缸下半左侧蒸汽室内又出现严重的群裂现象，高压缸上半左侧蒸汽室内也同样存在很多微裂纹，为此采用大面积挖补的办法除去大部裂纹，由于微裂纹很多，位置狭小，无法进一步打磨，当时未做彻底处理，给机组安全运行带来隐患。
1.2　不合格动叶片的存在
低压转子末级叶片曾多次发生断裂、裂纹。1987年6月首次大修时第20级叶片裂7片，裂纹均在外拉筋孔处，从内弧孔边沿开始向进汽边沿伸，裂纹长度为15-20mm,其中#3叶片已裂透。1993年8月大修时第20级叶片裂7片， 1997年12月大修时又发现第20级叶片裂3片。机组每次大修均需要进行更换低压转子叶片，不但增大了大修工作量，而且对机组长期安全运行带来极大隐患。
在2002年底至2003年初的跨年度大修时，发现低压第16级转子进汽侧轮盘根部燕尾槽3/4圈开裂，若非大修停机，可能会发生第16级转子叶片或轮盘飞出事故，后果不堪设想。
1.3　#1瓦球面吃力差，轴向位移超标
1997年大修时发现，#1瓦球面吃力非常差，球面、瓦枕变形严重，球面与瓦枕之间局部间隙达0.10mm,经磨削上瓦枕结合面后，接触点仅分布在球面下部及顶部，左右两侧间隙仍有0.10mm无法消除，整个球面接触点仅有40%左右，导致开机后，轴向位移经常在+0.95～+1.05mm(标准为-0.40～+1.00mm，报警值-0.40mm，+1.00mm，严重困扰机组的正常运转。
1.4　#6瓦垂直、水平振动大
#1机6瓦2002年9月20日轴向振动达90μm，水平振动达60μm。检查发现#6瓦底座及台板振动大，后采取临时措施，在下部备垫铁，并做支撑加固，使6瓦轴向振动在60μm，水平振动45μm,困扰机组安全运行。
1.5　经济效率低下，能源浪费严重
限于当时制造、设计条件，机组的热耗率非常高。从2002年大修前节能诊断试验结果来看，在100MW工况下的机组试验热耗率较设计值高7.55%，高、低压缸效率分别为84.6%、71.93%，比设计值偏低1.87%、8.07%。总之#1机组的经济指标不仅远低于目前同类新机组，并且与其设计值相比，也有很大差距，而且随着时间推移，机组主要部件老化严重，只有对设备进行改造，降低生产成本，提高设备完好率，才能在电力市场的激烈竞争中站稳脚跟。
2　影响机组经济性的主要因素
造成汽轮机组热耗偏高、缸效率偏低的原因是多方面的，高压缸设计比先进水平低约3-5%，低压缸效率也明显偏低。其主要原因为：设计落后，调速级效率偏低；静叶片未采用现代高效化设计，叶型损失和流动损失大；动叶片未采用可控涡优化设计，短叶片多为等截面直叶片，动叶损失大；围带和汽封结构不合理，叶栅拉筋过多，相对栅距不合理，通流的子午面不光滑；进汽和排汽通道压力损失大。同时由于制造工艺落后，安装检修有关间隙调整不当，使部分老机组实际内效率与设计值又存在较大偏差；加之汽缸结构不合理，汽缸内漏与本体相连的辅助系统泄漏，对主机经济性也产生很大影响。
3　改造技术方案
3.1　高压部分
⑴调节级由双列改为单列调节级，静叶采用子午面收缩型，高压压力级由原来14级增至15级。
⑵高压2～16级静叶采用高效"后加载"叶型，第2、3两级采用分流叶栅，第9～16级采用弯扭静叶栅。
⑶高压第2～16级动叶型线优化，全部采用自带冠成组或整圈联接。
⑷通流子午面光顺，取消全部拉筋，将原铸铁隔板改为焊接钢隔板。
⑸高压缸前部材料采用ZG20CrMoV，后部材料采用ZG230-450，并采用高窄法兰形式，取消法兰螺栓加热系统。
⑹高压转子采用整锻转子，材料为30Cr1Mo1V，增大过渡圆角。
⑺取消凸轮配汽机构，对调速系统实施DEH改造，实现每个油动机控制一个主汽门及调门。
3.2　低压部分
⑴适当提高根径，优化速比。
⑵低压第1～5级静叶采用高效"后加载"叶型，弯扭静叶。
⑶低压第1～5级动叶采用性能优良高效新叶型，全部自带冠，叶顶汽封齿数增为第1～4级4道，末级3道。
⑷末级叶片材料采用17-4PH加镶焊司太林合金，并设置疏水槽，提高抗水蚀性能。
⑸末级叶片根部反动度提高到25% 。
⑹原隔板改为焊接钢隔板；低压缸汽封采用斜平齿结构。
⑺通流子午面光顺，只保留末级一根拉筋，其它拉筋全部取消。
3.3　轴瓦
将#1-5瓦原三油楔轴瓦改为椭圆瓦，将#6瓦同时更换为新椭圆瓦。
4　设备安装及存在问题分析、解决
4.1　#6瓦水平、轴向振动大处理
经大修解体检查发现，六瓦台板与其下部垫铁未焊接固定，仅用混凝土浇筑固定。经过长时间运行，台板与垫铁之间松动导致机组运行时#6轴向振动达90μm，水平振动达60μm。在本次#1机大修中，把台板吊出，底部垫铁重新进行了更换、进行对研磨，并进行了段焊固定；对台板进行了清理，台板地脚螺丝进行了紧固、螺帽进行了点焊，找平找正后重新进行了二次浇灌。开机后6瓦的垂直、水平振动均小于20μm，轴向振动小于30μm。
4.2　前箱与台板间隙大处理
解体前箱后测量发现，前箱与台板之间接触非常差，前箱出现较大变形，间隙最大处达0.55mm,大部间隙在0.30-0.40 mm，通过刮研台板，并进行对研，总计将前箱底面刮去0.60mm，修理后两者接触点、接触面达到质量标准。为保证大修后前箱膨胀自如，采用东方汽轮机厂的石墨涂膜技术，在前箱及台板上涂润滑膜，保证了机组的正常膨胀。
4.3　大修中的质量把关
旧汽缸拆除前的测量数据是新汽缸安装、管道对口的依据，在改造中制定详细的施工方案，严格按施工工艺施工，派专人将新旧汽缸每个孔洞的规格、相对位置都做细致的测量、比较，保证了新汽缸的准确就位、各连接管道的正确对口。保证开机后汽缸及其所属管道无一处泄漏，机组真空严密性达到0.22MPa/min。
4.4　调门顶部抗燃油油缸直径过小，提升力不足处理
在#1机组改造时高低压通流部分供货（不含调门关闭器及油缸）、调速系统的DEH供货（含调门关闭器及油缸）及改造分别由两制造厂进行。
大修结束开机后发现，在主汽压力为4.0MPa左右，转速仅能上升至400rpm左右，调门开度维持在12-14%，（调门总行程40mm,预启阀行程4-5mm），调速汽门顶部抗燃油油缸提升力仅能开启预启阀，而不能开启调门阀体，为此被迫采取将EH油压由额定14.0MPa调高至15.2MPa，并采用主闸旁路门调整进汽方式，方能正常冲车。#1机组于2003年2月大修结束并网后，各调门摆动幅度大，负荷不稳，给设备安全运行造成威胁。
4.4.1　油动机提升力特性计算
DEH改造后各调门由各自的油动机控制，油动机采用单侧进油方式，油动机靠电液转换器控制油压开启，在机组正常运行状态，油动机的提升力与操纵座弹簧的作用力、阀门蒸汽力、摩擦阻力、部件重力平衡。当操纵座与油动机作为一个整体考虑时，油缸的有效提升力应为油缸的液力与操纵座弹簧的作用力的差值，由下列关系式可确定出油缸的有效提升力。
油缸有效面积： Sy=（D02- d02）×π/4
油缸提升力：Ft= Sy×Pk
油缸有效提升力：Fty = Ft-Fh
在油动机下油压达到抗燃油压供油压力时，油动机的提升力最大，而在调门启始状态时，弹簧的作用力最小，最大提升力与最小弹簧作用力Fh的差值为最大的有效提升力。选择不同的不同抗燃油压及油缸直径，就可确定油缸最大有效提升力与油缸直径的关系。
计算结果表明：提高抗燃油压可在一定范围内增加油动机的有效提升力会有所增加，DEH改造后的油缸直径为83mm，在抗燃油压由14MPa提高到15.5MPa时，有效提升力可提高530 kg，但提高油压会增加泵的出力，加速各密封胶圈的老化，易造成抗燃油管弯头漏油；而加大油缸直径对提高提升力作用明显，当油缸直径由83mm增加至102mm时有效提升力可提高一倍。
4.4.2　调门设计提升力问题的分析
原设计的调门预启阀通汽面积为4×φ4mm的小孔，在考虑门杆漏汽量的情况下，在阀套总间隙0.50mm时，阀体上部压力必须达到6.7MPa时，才能使阀套的漏汽量与小孔的排汽量平衡，此时调门需要的提升力为7.66t。原设计油缸直径为φ83mm，在油压为14-15.5MPa下的提升力范围为3.62-4.15 t，远不能适应调门提升力的需要。即使在油缸直径为φ102mm时，提升力范围也仅为7.88-8.55 t/h，不能满足调门提升力的需要,在不考虑门杆强度问题的情况下进一步加大油缸的直径，可满足其提升力的要求。
计算表明：在通汽孔为4×φ7mm时，当阀前后差压为500kPa时，在阀套总间隙为0.50mm情况下，阀芯前后差压为27kPa；间隙为0.40mm情况下，阀芯前后差压降至10kPa；而间隙为0.60mm情况下，阀芯前后差压增加至65kPa。因此阀套间隙变化对阀体的稳定性具有十分明显的影响。
加大阀体上部通汽面积，虽然可有效降低阀体上部压力，但加大上部通汽面积会明显降低阀体上部压力，可能会出现调门接近全开时产生调门不稳定摆动问题。
4.4.3　调门改进的最终方案、实施
通过对调门大开度下的稳定性分析、不同条件下调门阀芯前后差压计算、阀芯前后差压与阀前后差压的关系、阀套间隙变化对阀芯前后差压与阀前后差压关系的影响、调门门杆强度核算、调门关闭时间与油缸容积的关系等诸多因素的全面分析计算、对通汽孔打孔的比选，得出以下计算结论：
1）根据调门动态特性满足甩负荷动态特性、油动机提升力应有足够的富裕的要求及制造厂家现有油缸规范，选择改进后的油动机油缸直径φ102mm。
2）根据图纸及大修时测量，阀套总间隙为0.40 mm左右，由此选取调门预启阀通汽孔为4×φ7mm，门体不加补汽孔。
经计算调门开启所需最大提升力4.5t，油动机提升力达7.5 t以上，富裕量充足，并可保证1#、2#调门在大开度下，调门不会发生摆动问题。
在2003年6月17日-25日进行的小修中对调门预启阀通汽孔改进，由原来4-Ф4，改为4-Ф6.9；对调门油动机油缸由原83mm改为Ф102mm,原调门关闭器、油管、卸荷阀等未做改动。
开机试验证明，各调门关闭时间在0.15-0.24s之间，在各负荷点调门控制稳定，在极热态情况下调门主汽门可以顺利开启，改造取得了圆满成功。
5　改造效果及经济分析
5.1　保证工况的机组热耗率
试验证明，保证工况（三阀全开、第四阀解列）参数修正后的热耗率为8927.48kJ/kWh，经系统、参数修正后的最终热耗率平均值为8840.75 kJ/kWh，比厂家的合同规定值8855.08 kJ/kWh低14.33 kJ/kWh，达到了厂家改造合同的保证值。
5.2　保证工况机组的电功率
保证工况下、参数修正后的发电机功率平均值为105901.75kW，对应的主蒸汽流量为377.0925t/h，修正至额定主蒸汽流量392t/h时机组的发电机功率为110088.3kW，达到了合同保证值。
5.3　保证工况的缸效率
保证工况试验高压缸效率为87.19%，比设计值87.50%低0.31个百分点，低压缸修正后的平均效率为83.63%，比设计值84.20%低0.57百分点。
5.4　机组的最大连续出力及通流能力
#1机组通流部分改造后在最大负荷工况下的试验主蒸汽流量为401.13t/h，试验发电机功率为111203.8kW，修正后的主蒸汽流量为388.33t/h，修正后的发电机功率为109029.5 kW，将主蒸汽流量折算到厂家最大连续出力的设计流量414t/h时，发电机的功率为116237.9 kW，达到了厂家的最大连续出力115491 kW 。
5.5　机组各运行工况试验结果
本次试验还进行了105MW、95MW、85MW、80MW四个负荷工况试验。从总体趋势上看，试验结果的规律性很好。高负荷工况下，机组的热耗率随负荷的变化较为平缓。
测试数据表明，机组在110MW负荷运行时，发电机的主要技术参数无明显超标现象，且机组在最大工况运行时，发电机线圈温度、铁芯温度无论是平均值，还是最大值均在标准范围。机组在110MW能够安全稳定运行。
6　结论
改造后消除原机组存在的弊端，提高了机组出力，并可以在110MW工况下安全连续运行，发电机各项指标无任何超标现象，调速系统DEH改造达到了改造要求，完全达到了现代化设计的机组标准，提高了机组使用寿命和机组自动化水平，为国内同类型机组改造提供了很好借鉴。

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