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末級最小安全流量對空冷機組高背壓供熱的影響

文檔作者：萬逵芳文檔來源：中國大唐集團科學(xué)技術(shù)研究院有限公司火電所		點擊數(shù)：	更新時間： 2021年06月05日
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收稿日期:２０１6-１０-３１　　　　　
　作者簡介:萬逵芳（１９6９-),男,博士,副教授?，F(xiàn)主要從事火力發(fā)電廠節(jié)能及分布式供能技術(shù)研究。
末級最小安全流量對空冷機組高背壓供熱的影響
萬逵芳
(中國大唐集團科學(xué)技術(shù)研究院有限公司火電所,北京１０００４０)
摘要:針對空冷機組高背壓供熱汽輪機末級葉片安全問題,以某３００MW 空冷機組為例,采用定量分析方法,擬合出
末級最小安全流量與背壓關(guān)系的計算公式,給出末級安全流量的監(jiān)測方法。并研究了末級安全流量對高背壓供熱
的影響,認為在保證末級安全的流量下,與抽汽凝汽式供熱相比,高背壓供熱機組排汽量大幅增加、抽汽量下降,機
組的供熱能力、經(jīng)濟性和熱電靈活性均變差,不宜作為余熱利用方案。而吸收式熱泵回收余熱方案在上述方面均
具有明顯優(yōu)勢,應(yīng)優(yōu)先考慮。
關(guān)鍵詞:空冷機組;余熱利用;高背壓供熱;最小安全流量;末級
分類號:TK１２３　　　文獻標識碼:A　　　文章編號:１００１-５８８４(２０１７)０５-０３８１-０４
Influence of Last Stage＇s Minimum Safe Flow on Heat Supply
of Air Cooling Steam Turbine Unit
WAN Kui-fang
（China Datang Corporation Science and Technology Research Institute,Beijing １０００４０, China)
Abstract：Direct at the safe of the steam turbine＇s last stage during heat supplying with high back pressure, the minimum
flow calculating and monitoring method of last stage was determined according to back pressure by taking a ３００MW aircooling
unit as an example． The quantitative analysis showed that, when the last stage＇s safe was taken into consideration,
high back pressure shouldn＇t be used to recover turbine＇s exhaust heat due to its worse heat supply capacity, economy and
efficiency, flexibility between heat and power duty than those of extraction condensing steam turbine, whereas the
absorption heat pump should be a much better choice．
Key words：air-cooling turbine; heat recovery; heat supply with high back pressure; minimum safety flow; last
stage
０　前　言
汽輪機乏汽（循環(huán)水)余熱用于冬季采暖供熱[１] 可以大
幅提高機組熱效率和經(jīng)濟性,國內(nèi)已有諸多工程案例。乏汽
（循環(huán)水)余熱利用方式主要有吸收式熱泵[２,３] 、雙背壓雙轉(zhuǎn)
子[４,５] 和高背壓直接供熱[6] 。以上３ 種余熱利用方式通常要
求汽輪機背壓不同程度的提高。其中,高背壓直接供熱僅適
用于空冷機組,是在轉(zhuǎn)子不做任何改變的前提下,將汽輪機
部分甚至全部排汽接入新增的乏汽余熱回收器,由熱網(wǎng)水冷
卻并將熱量用于供熱。乏汽余熱回收器與空冷島并列運行,
當乏汽余熱回收器可以回收全部乏汽余熱時,空冷島退出運
行。
因為熱網(wǎng)回水溫度通常在５０℃左右,且熱網(wǎng)水流量相對
較少,為回收更多乏汽余熱,應(yīng)盡量提高熱網(wǎng)水在乏汽余熱
回收器中的溫升,致使主機背壓高達３２kPa ~ ３４kPa 左右。
此時排汽容積流量大為減少,容易誘發(fā)末級葉片顫振,應(yīng)對
最小蒸汽流量給予限制[７] 。但國內(nèi)空冷機組高背壓直接供
熱更多關(guān)注經(jīng)濟性,既未對末級葉片進行處理,也未明確保
證末級安全的最小流量措施,長期運行恐影響汽輪機安全。
本文將在分析大容量直接空冷機組末級最小安全流量的基
礎(chǔ)上,就其對高背壓余熱供熱的影響進行研究。
１　末級最小安全流量及確定方法
１． １　末級最小安全流量的提出
上世紀6０ 年代~８０ 年代,全蘇熱工研究所及國內(nèi)相關(guān)
研究機構(gòu),對長葉片小容積流量顫振斷裂問題曾進行過深入
研究,通常認為,當末級的容積流量減小到設(shè)計容積流量的
３０%左右,末級動葉根部會出現(xiàn)渦旋（汽流倒流)現(xiàn)象（如圖
１ 所示),進而誘發(fā)末級葉片顫振[７,８] ,長期運行會導(dǎo)致葉片
斷裂。因此,末級動葉根部出口不發(fā)生渦旋的最小容積流量
即為最小安全容積流量。通常在汽輪機出廠時,廠家會給定
末級最小安全容積流量,如哈汽廠規(guī)定某３５０MW 機組末級
最小容積流量１２９１m３ / s。為便于測量和監(jiān)視,工程上多用與
之對應(yīng)的質(zhì)量流量來表示,但質(zhì)量流量與排汽狀態(tài)有關(guān),并
非定值。
在不考慮余熱利用情況下,機組運行壽命期內(nèi)末級容積
第５９ 卷第５ 期汽　輪　機　技　術(shù)Vol． ５９ No． ５
２０１７ 年１０ 月TURBINE TECHNOLOGY Oct． ２０１７
萬方數(shù)據(jù)
圖１　汽輪機末級葉片實測流線[７]
流量僅在啟停過程中會短時間低于最小安全流量,累計運行
時間短,末級葉片不會因此而疲勞損壞,所以用戶未予以重
視、廠家也未提明確要求。但在乏汽余熱利用前提下,高背
壓和供暖抽汽量的雙重作用,致使末級容積流量大幅度下
降,需要注意末級葉片的安全問題。
１． ２　末級最小安全質(zhì)量流量的確定
質(zhì)量流量與容積流量的關(guān)系可由式（１)確定：
Gmin（pc ,x) = Vmin
ν（pc ,x) （１)
式中,Gmin（pc ,x)為末級最小安全質(zhì)量流量,kg/ s;Vmin 為廠家
給定的末級最小安全容積流量,m３ / s;ν（pc ,x)為排汽比容,
m３ / kg;pc 為背壓,kPa;x 為排汽干度。
實際應(yīng)用中,精確計算末級最小安全質(zhì)量流量需要對通
流部分進行變工況熱力計算,確定末級排汽比容。該過程比
較復(fù)雜,需要汽輪機設(shè)計機構(gòu)完成。為簡化計算過程,可以
采用下述的公式擬合法和簡單熱力過程線法。
１． ２． １　公式擬合法
公式擬合法就是根據(jù)廠家給定的若干不同背壓下的末
級最小質(zhì)量流量,擬合出二者的計算公式,將末級最小安全
流量表示為背壓的函數(shù)。
汽輪機排汽通常為濕蒸汽,由水蒸汽h - s 圖可見,等壓
線與定比容線接近平行。定壓下,只有干度影響比容,干度
每降低０． ０１,比容較飽和蒸汽（干度x = １)比容降低１%。而
在最小安全流量下,背壓對干度的影響因低壓缸進汽節(jié)流導(dǎo)
致的熱力過程線右移而弱化,即此時不同背壓下的排汽干度
差別很小。因此,可認為末級葉片最小安全質(zhì)量流量僅隨背
壓而變化。由此可借助廠家給定的幾組不同背壓下的末級
最小安全質(zhì)量流量,擬合出末級最小安全質(zhì)量流量與背壓關(guān)
系計算公式,并據(jù)此推算不同背壓的末級最小安全質(zhì)量流量。
表１ 為廠家給定的某３００MW 直接空冷汽輪機長期運行
時允許的末級最小流量及在１０6０t/ h 進汽量下對應(yīng)的最大抽
汽量。圖２ 為據(jù)此繪制的末級最小質(zhì)量流量與背壓關(guān)系曲
線,R２ =０． ９９９３,線性關(guān)系很好?？梢?末級最小安全質(zhì)量流
量隨背壓的上升而近似成正比上升,供熱最大抽汽量下降。
１． ２． ２　簡單熱力過程線法
簡單熱力過程線法就是在h - s 圖上近似畫出低壓缸熱
力過程線,進而確定不同背壓的排汽參數(shù)。
認為低壓缸通流效率不變,先假定末級最小安全流量,
加上低壓缸各段回?zé)岢槠玫降蛪焊走M汽流量,根據(jù)弗留格
爾公式,在h - s 圖上確定低壓缸進汽點和簡單熱力過程線,
圖２　某３００MW 機組最小安全流量與背壓關(guān)系
并得到排汽點蒸汽比容,根據(jù)式（１)計算得到此時的末級最
小安全流量計算值,隨后用該計算值替代原假定值,重新計
算,直至計算值與假定值吻合為止,最終的計算值就是該背
壓下的末級最小安全質(zhì)量流量。
　　表１　某機組背壓與最小排汽量和最大抽汽量關(guān)系
背壓,kPa 最小排汽量,t/ h 最大抽汽量,t/ h
８ １５０ ５6７
１6 ２８３ ４００
２８ ４７１ ２００
３２ ５２５ １５０
　　考慮到定比容線與背壓接近平行,上述方法計算誤差足
以滿足工程精度需要。
１． ３　監(jiān)控方法
根據(jù)汽輪機的基本原理可知,在回?zé)嵯到y(tǒng)及通流部分正
常情況下,凝汽式汽輪機的級（級組)前壓力與流量成正比。
因此,低壓缸的排汽質(zhì)量流量可以通過低壓缸進汽壓力信號
反映出來。根據(jù)排汽壓力計算出末級最小安全流量后,利用
弗留格爾公式計算出最小安全流量對應(yīng)的低壓缸進汽壓力,
實際運行中保證低壓缸進汽壓力高于前述計算值即可保證
末級安全。
G
Gmin ≈ pLin
pLin,min
= G０
GminpLin０
pLin ≥ １ （２)
式中,G、Gmin、G０ 分別為末級實際排汽量、最小安全排汽量以
及額定排汽量,kg/ s;pLin 、pLin,min、pLin０ 分別為低壓缸實際進汽
壓力、末級最小安全流量時低壓缸進汽壓力、低壓缸額定進
汽壓力,MPa。
由弗留格爾公式應(yīng)用條件可知,也可用低壓缸第一段抽
汽壓力取代式中的低壓缸進汽壓力,試驗數(shù)據(jù)證明足夠準
確[6] 。
２　最小安全流量對高背壓余熱供熱的影響
２． １　供熱能力
高背壓余熱供熱機組的供熱能力包括熱網(wǎng)水吸收的抽
汽放熱和乏汽放熱兩部分,抽汽放熱量取決于機組的額定
（最大)抽汽量,乏汽放熱量取決于特定背壓下熱網(wǎng)水在乏汽
余熱回收器中吸收的熱量。機組供熱能力可由式（３)確定：
　　　Q０ = De （he - -ts ) + （Dc - Dk )（hc - -tc )
= De （he - -ts ) + ４. １８6Dw （tg１ - t１ ) （３)
式中,Q０ 為機組額定（最大)供熱能力,MW;De 為額定（最
大)抽汽量,kg/ s;Dc 為機組排汽（乏汽)總量,kg/ s;Dk 為主
３８２ 汽　輪　機　技　術(shù)　　第５９ 卷
萬方數(shù)據(jù)
機排汽量中進入空冷島的乏汽量,kg/ s;Dw 為熱網(wǎng)水流量,
kg/ s;he 、-ts 分別為抽汽焓和抽汽疏水焓,kJ/ kg;hc 、-tc 分別為
排汽焓和余熱回收器中凝結(jié)水焓,kJ/ kg;tg１ 為乏汽余熱回收
器出口熱網(wǎng)水溫度,由排汽壓力和回收器端差決定,℃;t１ 為
乏汽余熱回收器進口熱網(wǎng)水溫度,即廠外熱網(wǎng)回水溫度,℃。
需要注意的是,式（３)應(yīng)滿足下列條件：
Dc ≥ Dcmin
Dc + De + ΣDi ≤ D０
{ （４)
式中,Dcmin 為末級最小安全流量,kg/ s;D０ 為汽機進汽量,
kg/ s; ΣDi 為回?zé)嵯到y(tǒng)抽汽及各處漏汽總量,kg/ s。
由式（３)可知,在熱網(wǎng)水流量和回水溫度一定的情況下,
適當提高機組背壓,可以提高余熱回收器出口水溫tg１ ,增加
熱網(wǎng)水吸收的乏汽熱量。但背壓的升高將導(dǎo)致排汽比容減
小和末級最小安全質(zhì)量流量的增加（見式（１)和表１),由式
（４)可知,隨著背壓的升高,機組排汽量Dc 上升,最大抽汽量
De 下降。若熱網(wǎng)水不能回收足夠多的乏汽余熱,有可能導(dǎo)致
整機供熱能力的下降。
以表１ 機組為例,不同熱網(wǎng)水量和回水溫度下機組高背
壓供熱能力隨背壓變化關(guān)系如圖３ 所示?？梢?在考慮末級
安全流量前提下,熱網(wǎng)回水溫度５０℃時,機組高背壓供熱能
力小于抽汽供熱;在熱網(wǎng)水流量１０ ０００t/ h 條件下,只有當熱
網(wǎng)水回水溫度低至４３． ５℃時,高背壓供熱機組供熱能力方與
抽凝機組供熱能力基本持平。若熱網(wǎng)水流量下降,其在余熱
回收器中吸收乏汽余熱能力同步下降,除非進一步降低回水
溫度,否則整機供熱能力必定下降。目前２ ×３００MW 配置供
熱機組,熱網(wǎng)水流量通常不高于１０ ０００t/ h、實際回水溫度在
５０℃ ~6０℃之間,因此,高背壓供熱機組的供熱能力通常低
于抽凝機組的供熱能力。
圖３　某高背壓機組供熱能力與背壓、熱網(wǎng)水參數(shù)關(guān)系
２． ２　經(jīng)濟性
根據(jù)能量守恒原理,進入汽輪機的熱量轉(zhuǎn)換為３ 部分：
電能、熱能和通過空冷島散失的乏汽熱量。在進入汽輪機的
總熱量不變的情況下,熱電總效率可以通過進入空冷島乏汽
量的變化體現(xiàn)出來。
由１． ２． １ 節(jié)分析可知,汽機末級最小安全流量隨背壓升
高呈線性關(guān)系增加,但受熱網(wǎng)水流量和回水溫度限制,乏汽
量增加導(dǎo)致的余熱增加部分,一旦不能被熱網(wǎng)水全部回收,
將意味著更多余熱需通過空冷島散失到大氣中,全廠熱損失
增加。
文獻[6]給出了未考慮末級最小安全流量情況下的空冷
機組高背壓供熱經(jīng)濟效益計算方法。在考慮末級最小安全
流量情況下,經(jīng)濟性分析需要在文獻[6]方法基礎(chǔ)上,考慮供
熱能力下降臨機抽汽補充熱負荷導(dǎo)致的發(fā)電量下降和全廠
年供熱量下降等因素。由前述分析可知,機組供熱能力下降
明顯,由熱電聯(lián)產(chǎn)向純發(fā)電機組傾斜。且高背壓供熱期間空
冷島乏汽量增加,機組熱經(jīng)濟性下降,發(fā)電煤耗率必然上升,
可以斷定高背壓供熱經(jīng)濟效益不占優(yōu)勢。
圖４ 為前述機組在１０6０t/ h 進汽量、不同熱網(wǎng)水條件下
高背壓機組最終進入空冷島的乏汽總量（含本機給水泵汽輪
機排汽)與背壓關(guān)系。當回水溫度高于５０℃時,即便熱網(wǎng)水
量達到１０ ０００t/ h,但因總排汽量隨背壓升高而增加,最終進
入空冷島的乏汽量明顯高于抽凝工況（背壓８kPa)上島乏汽
量,余熱損失增加,機組熱電總效率下降,發(fā)電煤耗率上升。
圖４　空冷島乏汽量與背壓、熱網(wǎng)水參數(shù)關(guān)系
若要提高高背壓供熱機組經(jīng)濟性,必須大幅度增加熱網(wǎng)
水設(shè)計流量、降低熱網(wǎng)水回水溫度,同時在熱負荷變化期間,
盡量保持較大的熱網(wǎng)水流量。
當熱網(wǎng)水回水溫度低至４３． ５℃ 時,若熱網(wǎng)水量高于
８０００t/ h,在適當背壓下可實現(xiàn)高背壓供熱機組上島乏汽量減
少。但由圖３ 可知,此時供熱能力并不增加,減少的余熱損
失其實轉(zhuǎn)化為電負荷。
２． ３　熱電靈活性
機組總電負荷可視為各汽缸功率之和,與抽凝工況相
比,在進汽量相同的情況下,高背壓供熱機組抽汽口前各汽
缸功率變化不大,但因為末級流量隨背壓升高而大幅度升
高,故抽汽口后汽缸功率成倍增加,機組總功率增加,調(diào)峰能
力下降。同時因最大抽汽量受限而供熱能力也有所下降,即
機組在更小的熱負荷和更高的電負荷下運行,熱電靈活性變
差。
３　高背壓與熱泵供熱方案比較
３． １　概述
高背壓和吸收式熱泵技術(shù)均可用于回收乏汽余熱供熱,
各有應(yīng)用案例。在不考慮末級最小安全流量的情況下,高背
壓供熱因投資較少、系統(tǒng)簡單甚至認為效率較高而更容易被
選擇。但在考慮末級最小安全流量帶來的供熱能力下降、熱
電效率降低等因素后,有必要與其它余熱利用方式進行比
較,為余熱利用提供更科學(xué)的參考。
３． ２　案例比較
仍以前述機組為例, 熱網(wǎng)水流量１０ ０００ t/ h, 機組在
１０6０t/ h 進汽量下,不同背壓時的最小排汽量、抽汽量見及發(fā)
電負荷取自汽輪機廠家熱平衡圖,供熱能力由式（３)計算。
單位建筑面積供熱指標５０W/ m２ , 能耗指標０． ４５
第５ 期萬逵芳：末級最小安全流量對空冷機組高背壓供熱的影響３　８３　
萬方數(shù)據(jù)
GJ/ （m２ ·年)。
乏汽利用依次考慮本機排汽、本機給水泵汽輪機排汽、
臨機給水泵汽輪機排汽、臨機排汽。上述所有排汽總量扣除
被熱和余熱回收器利用的乏汽量,即為全廠乏汽量,進入空
冷島散熱凝結(jié)。
不同熱網(wǎng)水回水溫度下的比較結(jié)果見２。
　　表２ 不同熱網(wǎng)水參數(shù)下供熱方案比較
項目
機組背壓
kPa
電負荷
MW
供熱能力
MW
發(fā)電煤耗率
g/ （kW·h)
熱電比新增供熱面積
萬m２
供熱增量
萬GJ
全廠乏汽
t/ h
熱網(wǎng)回水溫度５０℃
高背壓方案３２ ２８８ ３２１ ２１３． １ １． １１ -１３８ -6２ ４４２
熱泵方案１6 ２66 ５２２ １３７． ９ １． ９6 ２２８ １０３ １５０
抽凝方案８ ２４７ ３９７ ２１０． 6 １． 6１ ０ ０ ３９０
熱網(wǎng)回水溫度４３． ５℃
高背壓方案３２ ２８８ ３９７ １８０． 6 １． ３８ ０ ０ ２９２
熱泵方案１6 ２４７ ５５３ １３３． ０ ２． １6 ２８４ １２８ ０
抽凝方案８ ２４７ ３９７ ２１０． 6 １． 6１ ０ ０ ３９０
　　可見,吸收式熱泵方案在余熱利用量、供熱能力、發(fā)電煤
耗率、新增供熱面積和供熱量以及熱電負荷靈活性方面均明
顯占優(yōu),高背壓供熱與抽凝式無余熱利用相比甚至處于劣
勢。在熱網(wǎng)水回水溫度較低時,吸收式熱泵方案可以在不提
高背壓的前提下回水兩臺機組全部余熱。
４　結(jié)　論
本文就汽輪機末級最小安全流量及其對空冷機組余熱
供熱的影響進行了分析,主要結(jié)論如下：
（１)末級最小安全質(zhì)量流量是確保大型汽輪機末級長期
安全運行的最小流量,隨背壓的升高而升高,供熱機組余熱
利用時務(wù)必確保背壓升高后的排汽量高于最小安全流量。
（２)不同背壓下的末級最小安全質(zhì)量流量可以通過廠家
給定的最小容積流量計算得到。并可通過低壓缸進汽壓力
或低壓缸第一段抽汽壓力判定實際排汽量是否滿足要求。
（３)現(xiàn)有熱網(wǎng)水流量和回水溫度下,考慮末級最小安全
流量后,排汽余熱大幅度增加,空冷機組高背壓余熱供熱的
供熱能力、調(diào)峰能力、能源利用效率和經(jīng)濟性,與同型號抽凝
機組相比,均處于劣勢,不建議使用。進一步增加熱網(wǎng)水量、
將低熱網(wǎng)水回水溫度,供熱能力增加有限,電負荷增加明顯。
（４)相比于同型號抽凝機組,吸收式熱泵余熱供熱方式
在各方面均具有明顯優(yōu)勢,且可實現(xiàn)全廠乏汽余熱零損失。
參考文獻
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專利號：２０１２１０５８４８８２． １．
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換裝置[P]． 中國,２０１３．
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２１（４)：７ -１３．
(上接第３８０ 頁)
　　汽動給水泵停運后,拆開給水泵自由端軸承,發(fā)現(xiàn)給水
泵平衡盤處有一配重螺絲脫落,該螺栓重約２０g,根據(jù)廠家所
標配重位置,重新恢復(fù)配重螺絲,再次啟動汽動給水泵,給水
泵各軸振顯著恢復(fù)原值,且隨著轉(zhuǎn)速增長,振動能夠穩(wěn)定在
正常水平。
３　結(jié)　論
給水泵轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡是導(dǎo)致給水泵振動異常的主要
因素,認識和掌握轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡產(chǎn)生的振動原因、振動機
理及振動特點,有助于從復(fù)雜的振動現(xiàn)象中發(fā)現(xiàn)潛在的問題
并加以處理。本文以某廠6００MW 汽動給水泵在運行過程中
遇到的振動異常問題為例,通過大量的振動數(shù)據(jù)和圖表,總
結(jié)出了給水泵振動的特點,分析認為給水泵轉(zhuǎn)子突發(fā)性質(zhì)量
不平衡是引起給水泵４ 號軸振動大的主要原因。通過對４
號軸承進行解體檢查,發(fā)現(xiàn)平衡盤處一配重脫落,驗證了所
做出的結(jié)論,重新恢復(fù)配重螺栓后,汽動給水泵振動恢復(fù)正
常。
參考文獻
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３８４ 汽　輪　機　技　術(shù)　　第５９ 卷
萬方數(shù)據(jù)

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