孙铭志，房 伟，王春艳，徐东昌，张建波

（华能山东烟台发电厂，山东 烟台 264000）

0 引言

引风机作为电厂的重要辅机，目前绝大多数为电力驱动，随着机组容量的增大，大容量引风机电机带来的启动电流过大，厂用电电压等级提高等问题愈来愈严峻，文献［1-4］对引风机的驱动方式进行了大量分析研究，柳桐对电站引风机汽轮机驱动可行性进行了分析，对比了电机直接驱动、电机带变频器驱动及汽轮机驱动的优缺点和经济性［5］，马晓珑等以某电厂超超临界1 000 MW 机组的设计和运行参数为基础，计算了汽动引风机的能耗及投资，并与电驱动方式进行了比较［6］，刘发灿等提出了引风机采用汽轮机驱动的多种方案，并对背压式汽轮机和凝汽式汽轮机两种系统进行了分析比较［7］，以上文献大多是关于汽轮机驱动引风机的理论分析，而结合工业蒸汽系统的实际工程应用方面的文献较少。

A 电厂作为国内首创汽动引风机排汽至工业抽汽与主机回热系统热力耦合的机组，其热效率及经济性达到国内较高水平。

1 机组概况

1.1 设备简介

A 电厂2×670 MW 机组配置超超临界、四缸四排汽、双背压、一次中间再热抽汽凝汽式汽轮机，并首次在超超临界机组实现大面积供热。

汽动引风机为静叶可调轴流式风机，采用单系列100%容量设计方案，配备单缸、变转速、背压式汽轮机，部分参数如表1所示。

表1 背压式汽轮机参数

1.2 引风机汽轮机系统

引风机汽轮机正常运行的汽源为一级再热器出口蒸汽，另设一路辅汽作为调试用汽以及暖管汽源。其排汽通往除氧器进汽辅汽联箱和工业蒸汽系统，系统如图1所示。

图1 汽动引风机工业供汽系统

1.3 工业蒸汽系统介绍

工业蒸汽系统汽源共有两路，一路来自引风机汽轮机排汽，另一路来自汽轮机第三级抽汽（备用），经过减温减压装置调整参数后通往各工业蒸汽用户，如图2所示。

A 电厂单机设计工业热负荷供给量为80 t∕h，供汽参数为1.2 MPa∕326.6 ℃。厂外北线工业抽汽管网主要用于工业伴热，参数要求较低，南线用户主要为化工企业，蒸汽品质要求较高。

为保证工业抽汽维持1.2 MPa 的供汽压力，A 电厂采用引风机汽轮机排汽至工业抽汽与主机回热系统耦合的方式。通过调节引风机汽轮机调速系统满足各负荷下引风机出力需求的同时，控制引风机汽轮机排汽至除氧器进汽辅汽联箱的流量，保持工业抽汽压力的恒定，实现工业热负荷的稳定供给。

2 运行存在的主要问题

2.1 汽动引风机静叶开度线性差

2019 年4 月4 日，2 号机负荷300 MW，为提高引风机出力，将50%容量的电动引风机切换至100%容量的汽动引风机运行。切换过程中汽动引风机静叶开度激增，炉膛负压迅速降至-2 000 Pa，锅炉MFT动作（炉膛压≤-2 000 Pa），机组跳机。

检查热工指令和反馈信号无异常后，对执行机构的布置和各部件安装情况进行校核，发现伺服机构的基础高度偏低，且连杆与水平面不垂直，存在偏移现象。判断是由角行程执行机构的安装及布置问题引起汽动引风机静叶开度线性差。

切换风机期间，运行人员曾发现汽动引风机传出异响，分析叶片受高温膨胀因素影响，部分间隙偏小的部位可能发生碰磨、卡涩。

图2 厂内工业蒸汽系统

2.2 引风机汽轮机出力不足

1 号机组500 MW 负荷工况下，引风机汽轮机进汽压力3.43 MPa，排汽压力1.11 MPa，进汽流量37 t∕h，转速4 100 r∕min，汽动引风机静叶开度85.2%，转速560 r∕min，炉膛负压-112 Pa。此时引风机汽轮机主汽门、调速汽门已达到全开状态，汽动引风机静叶接近最大流量开度，无法继续提高汽动引风机转速。

对比实际工况参数、主机厂及引风机汽轮机厂提供的相关设计参数，进行原因分析，相关数据如表2—表4所示（表中THA为热耗率验收工况）。

将500 MW 负荷实际工况相关参数与75%THA工况设计值进行对比（75% THA 工况近似于500 MW负荷实际工况［8］），发现引风机汽轮机实际入口压力3.43 MPa 低于设计值3.71 MPa。对比机组性能考核试验相关参数和各工况相关参数的设计值，发现在各工况下，引风机汽轮机进汽温度达到设计值，高压缸排汽压力、引风机汽轮机入口压力均低于设计值。在引风机汽轮机背压低于额定值的情况下，引风机汽轮机进汽量依然达不到设计值。对比一级再热器出口压力及引风机汽轮机入口压力的设计值，沿程压损最高为0.09 MPa。实际工况下，仅引风机汽轮机入口流量孔板即可造成0.2 MPa压损。

表2 主机厂相关参数 单位：MPa

表3 引风机汽轮机技术协议相关参数

表4 机组性能考核试验相关参数

经过上述分析，可以得出：

1）机组性能试验中高压缸排汽压力在各负荷工况下均低于设计值。作为具备高热电比的670 MW 超超临界汽轮机，可能在汽轮机本体制造过程中，过分强调出力，部分汽轮机通流面积偏大，由此导致设计热平衡图与实际缸体进汽、排汽参数偏差大，由此导致对应负荷点引风机进汽参数偏低。

2）设计阶段，设计单位按照厂家提供的额定参数进行选取管道，未充分考虑参数变化以及变工况特性，在部分运行工况中，管道压损偏大，进汽量受限，一定程度上限值了引风机出力。

3）引风机汽轮机厂家在汽轮机排汽参数设计方面没有充分考虑调节裕量。在引风机汽轮机背压维持1.2 MPa 不变情况下，没有预留背压调节裕量，容易导致引风机汽轮机出力不足。

2.3 工业蒸汽参数较低

实际工况下，为满足汽动引风机出力需要，引风机汽轮机背压始终维持在较低状态，其排汽量和排汽压力均无法达到工业蒸汽参数要求，各负荷工况下引风机汽轮机排汽压力和排汽量如图3所示。

由于引风机汽轮机进汽参数低，并且引风机汽轮机选型偏小，导致引风机汽轮机排汽参数无法达到设计要求。引风机汽轮机排汽改造后，引风机汽轮机排汽压力进一步降低，与工业蒸汽参数要求差距更大。

图3 引风机汽轮机排汽参数趋势

3 解决方案

3.1 优化汽动引风机调节线性

重新校对汽动引风机静叶开度行程，调整执行器水平位置及基础高度，最后对执行器基础进行加固处理，防止执行机构在运行过程中发生偏移并保证连杆垂直于水平面。

检查汽动引风机内部，发现部分静叶叶顶间隙偏小、轴端不同心。通过放大静叶叶顶间隙、调整轴端同心度，避免热态情况下可能发生的碰磨或卡涩。

经上述处理后，进行汽动引风机静叶开度线性冷态及热态试验，试验结果良好且在热态情况下就地无异响。在由电动引风机切换至汽动引风机过程中，运行人员操作更加平稳安全。

3.2 降低引风机汽轮机背压

由于引风机汽轮机进汽管道改造成本较高，工期较长；并且50%容量电动引风机很难与100%容量汽动引风机并联运行，最终采用降低引风机汽轮机背压的方式来提高出力。

因工业蒸汽系统未投用，在试运阶段引风机汽轮机排汽仅通往除氧器进汽辅汽联箱，为降低引风机汽轮机背压，逐渐关闭四抽至除氧器进汽辅汽联箱电动门，直至除氧器进汽辅汽联箱压力降至0.89 MPa，引风机汽轮机仍无法达到额定出力。

临时在引风机汽轮机排汽排大气电动门加入中停功能，通过提高排大气电动门的开度来进一步降低引风机汽轮机背压，最终引风机汽轮机成功达到额定出力，顺利完成1号机168 h满负荷试运。

试运后期，对2 号机引风机汽轮机排汽管道进行了设计变更：在引风机汽轮机排汽管道上增设一路管道接至比除氧器压力低一级的回热蒸汽系统，即五号低加壳侧入口处，并通过调节阀控制流量。

2019年4月21日，该系统改造后首次投入使用。投运后，2 号机组整体稳定无异常，成功实现引风机汽轮机背压的有效控制，达到提高引风机汽轮机出力的目的，保证了机组的安全性。

由于该系统仅在高负荷段使用，并且引风机汽轮机排汽管道离5 号低压加热器较近，管线较短，压力较低，对管道材质的要求不高，是一种低成本、微影响、耗时短的解决方案。改造后会排挤部分五级抽汽，造成抽汽量减少，机组冷源损失增大，但在未投用工业抽汽的情况下，改造后的运行方式相比常规电驱方案仍可降低标煤耗0.4 g∕kWh，全年增收可达200万元。

3.3 提高工业蒸汽参数

由于工业蒸汽系统尚未投用，后期改造建议取消流量孔板、进汽管道阀门组等降低管道压损的方式来提高引风机汽轮机进汽参数。也可引用三抽蒸汽接至引风机汽轮机排汽管道，利用射汽抽气器维持引风机汽轮机背压，同时提高工业抽汽的参数。

投用工业抽汽后，A电厂年供汽量约30万t，年均全厂热效率可达59.40%，年增收可达4 000万元。

4 结语

通过对汽动引风机执行机构和静叶间隙的调整，解决了汽动引风机开度突变的问题，提高了机组的稳定性和安全性；在未投用工业蒸汽系统的情况下，通过对引风机汽轮机排汽管道的改造降低引风机汽轮机背压，提高汽动引风机出力，使机组顺利达到满负荷运行状态；改造后，增加了调节引风机汽轮机背压的手段，提高了整体系统的灵活性和稳定性；利用射汽抽气器技术，可在提高工业蒸汽参数的同时保证引风机汽轮机出力，工业蒸汽投用后，年增收可达4 000万元。

建议主机厂家对670 MW 超超临界机组高热电比采暖抽汽的设计做进一步的优化；设计单位优化单系列引风机汽轮机排汽供工业抽汽方案，提高引风机汽轮机背压调节裕量，避免引风机汽轮机出力不足；引风机汽轮机厂家设计排汽至工业抽汽与其他热力系统耦合的相关机型时，预留背压调节裕量，以满足工业蒸汽参数要求。