浅析打孔抽汽机组的安全问题

申景波

(神华国能天津大港发电厂有限公司天津300272)

摘要：打孔抽汽机组投入抽汽运行后，机组的运行状态不同于冷凝工况，对中压缸、低压缸、连通管、抽汽蝶阀及抽汽系统的安全都会产生一定的影响。本文以大港发电厂328.5MW纯冷凝机组供热改造为例，就由抽汽带来的安全问题及应对措施进行研究。为同类300MW纯冷凝机组的供热改造提供借鉴。

关键词：打孔抽汽、热平衡、涡流、容积流量冷凝工况

1、引言：

大港发电厂#1、#2机组原来是冷凝机组，现已改造为打孔抽汽机组。目前国内的冷凝机组改造为打孔抽汽的机组有很多。有上百台100MW、200MW、300MW、600MW冷凝机组改造为打孔抽汽机组并已投入运行。这种改造方案简单易行，只要设计合理，可以安全可靠运行。1、2号机组在中低压连通管上加装了抽汽蝶阀和抽汽管路系统，通过从中压排汽管抽汽来供热。由于增加了抽汽系统，投入运行后，机组的运行状态不同于冷凝工况，对中压缸、低压缸、连通管、抽汽蝶阀及抽汽系统的安全都会产生一定的影响。下面就由抽汽带来的安全问题及应对措施进行研究。

2、低压缸末级动叶片安全问题

抽汽机组投入抽汽运行时，低压流量减少，效率降低，排汽温度会升高。如果低压流量太少，排汽温度会急剧升高，超过允许值，以致不能运行。

同时，由于末级容积流量（质量流量乘比容）也减少，汽道不能充满，产生涡流，引起颤振，末级动叶的动应力升高，过高的动应力会影响低压末级动叶的安全。由图1可以看出，末级动应力与排汽压力有关，排汽压力越高，动应力越大。另外，末级动应力与末级的容积流量有关。当容积流量为额定容积流量的5%～20%时，动应力会出现峰值。当容积流量超过额定容积流量的30%，动应力基本上下降到正常值。

图1叶片应力与容积流量关系曲线

综上所述，影响低压缸和末级动叶片安全的是低压缸流量。如果低压缸末级容积流量大于额定工况的30%，机组就可以安全运行。

就本机组而言，按制造厂提供的热平衡，额定工况排汽量的30%是187t/h。只要抽汽运行时低压排汽量大于187t/h，机组就可以安全运行。

按制造厂提供的热平衡，最大抽汽工况，主汽1080t/h，抽汽400t/h，排汽324.24t/h。设定最大抽汽400t/h是安全的。

但是要注意的是，不是所有工况都能抽400t/h。需要根据不同的主汽量来确定对应该主汽量的最大抽汽量。这些由制造厂提供。

在运行时，无法测量低压缸流量，可以用低压缸进口压力来间接控制低压缸流量。在蝶阀后的连通管上安装压力测点，来监视低压缸。按制造厂提供的热平衡，30%额定工况阀后压力是0.288MPa(绝对压力)，只要不低于0.288MPa(绝对压力)，低压缸就是安全的。

3、中压缸的安全问题

机组在冷凝工况运行时，中压缸排汽压力与中压缸排汽流量有关，按照设计，各个冷凝工况都是安全的。抽汽机组投入抽汽运行时，中排压力，亦即抽汽压力，是由抽汽蝶阀控制，按照需要进行整定，不再遵循冷凝工况的中压缸排汽压力与中压缸排汽流量的关系。

3.1中排压力过高

如果系统发生故障，例如，热网加热器解列，热负荷甩掉，快关阀关闭，而抽汽蝶阀不能快速打开，高调阀又不能关小开度，且安全阀拒动，中排压力和温度会急剧升高，产生闷缸现象，会对中压缸排汽端、连通管、蝶阀产生破坏。

3.2中排压力过低

如果抽汽量过大，或抽汽压力整定过低，致使中排压力过低，会使得中压末级或末几级的级前后压差过大，同时级焓降过大。如超过设计允许值，会使得中压末级或末几级产生安全问题。

3.3应对措施

1)设置抽汽压力高和压力低的报警及停机值；

2）设置合适的抽汽安全阀起跳值和起跳流量；

4、超速问题的研究论证

由于加装了供热管道，事故情况甩负荷时机组的管道容积增加导致积蓄能量增加，为避免带来更多的转速飞升，在布置阀门时，应尽量接近抽汽点。以300MW供热机组从中排对称打孔两根DN600抽汽为例，若抽汽逆止门布置在与抽汽口的管道距离为10米的地方，抽汽压力为0.8MPa～1.0MPa(绝压)，其中以1.0MPa抽汽对转速影响最大。现就1.0MPa抽汽对转速飞升的影响进行分析如下：

机组甩负荷后，抽汽管道内的蒸汽流出进入低压缸。此时管道中的过热蒸汽参数为：

压力P=1.0MPa

焓H=3170.3kJ/kg

比容v=0.2850m3/kg

容积V=（2×3.1416×0.602×10）/4=5.6549m3

容量G=V/v=19.842kg

进入汽机的总能量为。

综合考虑汽机效率、低压鼓风等因素取排汽焓为2561kJ/kg（4.9kPa的饱和汽焓），实际上，甩负荷时排汽温度可能更高。

则做功热量为

由

其中：N—功率(Ｗ)

ω--角速度(1/s)¬¬¬¬¬

J--转动惯量(kgm2¬)

t—时间(s)

取N为常数，则

ω0=3000r/min=314.1591/s

J为机组转动惯量J=16505kgm2

ω=316.48181/s

飞升转速到n=ω×60/2π=3022.2r/min

即转速飞升了22.2r／min.

从计算结果来看，抽汽逆止门与抽汽口的管道距离为10米时，其他抽汽止逆门及主汽门、再热汽门，严密不漏，汽轮机转速还不足以使机组转速飞升到危急遮断器动作转速。根据经验，建议抽汽管道上的逆止门离抽汽口的距离不要超过10米，此产生的问题需电厂和设计院给与关注。

5、抽汽蝶阀的安全问题

为了在蝶阀故障阀碟全关不能打开时，保证低压缸的最小流量，本机组设计蝶阀留了较大的阀碟缝隙。缝隙漏汽计算如下表：

表1蝶阀缝隙漏气量

由上表可以看出，如果单边缝隙小于10mm，蝶阀全关时，缝隙漏汽量小于安全所需的冷却流量。

如果单边缝隙大于20mm，蝶阀全关时，缝隙漏汽量大于最大抽汽工况低压缸流量（主汽1080t/h，抽汽400t/h，排汽324.24t/h）。主汽量已是最大，漏入低压缸的汽量也很大，抽出的汽量就达不到最大汽量。所以，单边缝隙大于20mm，将不能达到最大抽汽量400t/h的要求。

为了防止阀碟卡涩，还需要确定一个最小的防卡涩间隙。

6、抽汽系统的安全

图2抽气系统简图

打孔抽汽系统的简图如图2。抽汽系统中的设备都是必不可少的。

为了系统的安全，要注意下列问题：

1）安全阀是为了保护汽轮机的，要装在抽汽逆止阀前。

2）安全阀要有足够的流量。它在起跳压力下能排掉最大抽汽量。

3）蝶阀安装在连通管上升段，避免振动。

4）一般情况下热网加热器的压力远低于抽汽压力。进入热网加热器的管道在截止阀后都是热网加热器压力。此段管道流速不可高于100m/s，否则会产生噪音和振动。另外，抽汽管路和其中的阀门的流速最后好不高于60m/s，以便抽汽压力降低时也能抽出最大汽量

5）抽气管道不能对连通管产生过大的推力和扭矩，为此应加装补偿器，补偿器考虑补偿抽汽管道对汽轮机组轴向、水平以及天地方向的影响。

7、抽汽供热运行时安全问题

投入抽汽运行后，机组的运行状态不同于冷凝工况，各级的压力分布和温度场都发生了变化。各缸的张差和机组推力也会发生变化。因此，投入热负荷或增减电、热负荷时要缓慢，监视推力瓦温和各缸胀差变化，注意抽汽蝶阀后的压力。

8、总结

打孔抽汽供热机组在低压缸最小冷却流量、中排压力以及抽汽控制系统等方面均需要在安全方面重点监测，同时制定相应处理方案，确保机组供热期间安全稳定运行。

参考文献：

【1】邱丽霞热力发电厂【M】北京：中国电力出版社，2008

【2】沈士一.汽轮机原理【M】北京：中国电力出版社，1992.6

【3】刘志真.热电联产【M】北京：中国电力出版社，2006

【4】田玉卓.供热工程[M]北京：机械工业出版社，2008

【5】孙奉仲.热电联产技术与管理[M]北京：中国电力出版社，2008

作者简介：

申景波（1986-）男黑龙江鹤岗人，毕业于华北电力大学，本科，热能与动力工程专业，工作单位：神华国能天津大港发电厂有限公司。