赵岩峰，张立波，冯知正

(1.国电沈西热电厂，沈阳 110141；2.国电龙源节能技术有限公司，北京 100039)

0 引 言

随着国内多省发布《电力调峰辅助服务交易规则》，交易规则指出，电力调峰辅助服务坚持谁受益、谁承担原则，按需调用，公平调度。电力调峰辅助服务包括机组深度调峰交易和火电应急启停交易。深度调峰交易初期，卖方暂为统调公用燃煤火电，买方为集中式风电和光伏，以及出力未减到有偿调峰基准的统调公用燃煤火电，机组有偿调峰基准为初始额定容量50%，机组采用“阶梯式”负荷率分段式报价。这些措施对带有抽汽，特别是工业抽汽的机组提出了更高的要求。

目前常规亚临界300 MW机组电厂的系统配置和运行方式，为了保证供热，采暖期机组负荷率基本需要维持在50%以上，无法进行深度调峰，不能达到当地电力辅助服务市场规定的有偿调峰补偿负荷(50%负荷以下)水平。进行灵活性改造后，每天可以实现一定时间段的深度调峰，负荷水平达到有偿补偿范围，增加电厂收益[1]。

根据亚临界300 MW机组的结构和强度等设计特点，在机组不进行改造的前提下，提出以下降负荷方案。不同压力的供热需求，和机组负荷相适应，对应采用不同的应对措施来满足，进行不同压力及负荷下热再抽汽特性的计算对比分析，以期为同类型机组抽汽提供参考依据。

1 热再抽汽的本体可靠性评估

1.1 热再抽汽系统简介

300 MW亚临界汽轮机通常有两个结构相同的蒸汽室，分别位于机组两侧，蒸汽通过主汽阀进入独立控制的调节阀，控制高压缸进汽。

汽轮机再热调节阀的功能是为再热系统提供备用的保险部件，当机组的转速超速跳闸时，执行机构立即动作。通常情况下，机组的再热主汽调节阀布置在再热器出口到汽轮机中压缸进汽之间的管路上，接近机组汽缸的位置。

图1 再热阀门调整抽汽系统简图

1.2 中调门的调节原理

汽轮机中压调节阀的原设计是在机组启动及低负荷情况下参与调节，在高负荷时阀门开度增加，主要为中压进汽整流的作用。减少并削弱汽流的作用力，是保持阀门稳定性良好的最根本措施，同时也能减少阀杆和阀蝶的激振。

为保证中调门的稳定性，在设计时应有以下特点：

(1) 阀蝶的尺寸足够大，能够承受汽流的冲击；

(2)在阀门打开的过程中，阀门的关键部件，如阀蝶、阀杆等在汽流流动区域中运动，汽流在进入汽缸的过程中产生的蒸汽力，作用在阀蝶和阀杆上并正常工作；

因此，中调门的调节性能需电厂通过现场试验来确定，运行时需重点监视中调门的振动情况、推力轴承瓦温、低压缸排汽温度、且在调试过程中按照调节级级后压力与高排调整抽汽压力关系曲线进行调整高排压力、此外还应该监视轴振、瓦振、轴向位移等参数，确保机组安全、稳定运行，有异常情况下迅速切回；

从理论上来看，采用中调阀进行压力控制调整，是能够实现抽汽要求的。

图2 再热阀门结构图

1.3 中调门调节计算数据

汽轮机的启动和停机以及功率的变化，都是通过调节阀的开度控制的，阀门开大或关小改变进入汽轮机的蒸汽流量及参数。中压调节阀是汽轮机进汽机构的重要部件之一，阀门的气动性能高低直接影响整个设备乃至电厂的经济效益。

2 热再抽汽高排压力的影响

2.1 应维持适当的高排压力

机组热再抽汽，在中压调节阀不参与调节的情况下，由于中压进汽流量减少，造成高压排汽压力降低。供热机组在抽汽口前的叶片，特别是动叶，长时间受到抽汽压力以及抽汽流量变化的影响，抽汽对通流内蒸汽产生扰动，引起汽流的激振，产生很大的动应力；特别是当抽汽时压差增大，供热的压力降低，抽汽口附近的几级叶片的压差将大大增加，故应在叶片强度上进行考虑。

在相同工况，高排压力的降低，对于高压末级叶片来说，其前后的压差增大，作用在叶片上的汽流弯应力随之增加。由于机组原设计为纯凝机组，并未考虑非采暖季抽汽工况，因此需要对高排末级的安全性进行校核。

如在再热热段抽汽流量为150 t/h。机组40%额定工况再热流量为412.6 t/h，抽汽量为150 t/h，流量占比较大。在部分负荷工况，抽汽量占比逐渐减少，根据叶片强度核算准则，对于叶片安全性来说，应将该机组最大负荷抽汽工况作为强度校核点。

通过核算衡量高压末级叶片强度的关键指标G*Hu，来判断叶片的安全性，不同工况下数据变化详见表1。

表1 机组高压末级各工况下强度数据变化值

根据通流热力数据的变化对比，以及对抽汽后叶片所处流场进行分析。如非采暖季抽汽量进一步增加，为保证高压末级叶片的安全性，需要通过控制中压调节阀，维持高排压力不低于与之对应的纯凝工况压力，维持高压通流末级的压差小于强度工况的数值，从而保证高压末几级叶片满足安全要求。

因此，在大抽汽量下，必须采用中压调节阀进行调节，保证高压排汽压力值与高压进汽量相匹配，以满足高排叶片强度要求[2]。

2.2 应校核机组推力

推力计算是汽轮机设计中重要的一项数据，计算结果的精确与否关系到机组能否安全运行。该机组是反动式机组，推力是通过高中和低压平衡鼓进行自行平衡的设计，由于低压缸的整体推力通过正反通流的平衡而抵消，机组的轴向推力主要通常都来自高压和中压的转子动叶。为此需调整各平衡鼓直径和各轴封直径来平衡通流部分产生的轴向推力。而且，随着汽轮机运行工况的不同，整机推力都在不断发生变化，但汽轮机运行的推力值绝对不能超过推力盘所能承受范围，否则，会使得推力瓦磨损受热烧毁。

经计算， 40%THA负荷下汽轮机热再抽汽后，在抽汽150 t/h条件下，机组轴向推力与纯凝工况相比推力增加2.0 t，其他负荷抽汽工况推力也均有不同程度的增加[3]。

机组设计时，在推力设计上，均考虑不同工况，以及一些特殊工况(如停高加)等推力的变化和范围。根据某电厂机组设计推力的承受范围，机组抽汽改造后，不同工况运行时，机组总推力较原设计有所增加，但计算出的推力值在机组轴向推力允许范围内，轴向推力部分能够满足机组抽汽安全运行的需要。

按照汽轮机厂设计标准，轴向推力一般都留有裕量，根据该计算结果，综合设计施工的设计数据，推力值在安全范围内，能够满足机组安全运行[4]。

对于本机组而言，当投入非采暖季抽汽后，由计算可以看出，随着机组增加非采暖季抽汽量，由于高中压通流中流量的变化，整机推力也会增大。

图3

3 结束语

从以上计算分析可以看出，电厂低负荷实现供热要求，120 MW负荷热段抽汽340 t/h，在机组目前情况下，采用中调阀进行压力控制调整是能够实现的。

(1)机组在进行供热抽汽改造时，对于增设的管道、抽汽阀门等，应根据现场的实际情况，进行充分考虑合理布局。同时，应结合电厂检修周期，合理安排改造时间段。

(2)在满足热再抽汽量340 t/h的前提下，机组能够在120.0 MW负荷下运行。

(3)热再抽汽改造后，中压调门参与调节，满足340 t/h抽汽要求，应结合实际情况，采取可靠的中调门调整方案来保证机组安全。

综上所述，采用中调阀进行压力控制调整，来实现热再抽汽方案，能够满足机组安全、稳定运行。