#2汽轮机高中低压缸通流改造项目可行性研究报告Word文档下载推荐.docx
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2005.11
功率MW
300
294
270
303.6
303
主蒸汽压力MPA
16.7
16.85
16.4
16.81
16.95
主蒸汽温度℃
537
535.6
535
540
536.4
调节级压力MPA
12.11
12.94
11.9
11.93
12.01
调节级温度℃
488
483.3
一抽压力MPA
5.9
6.53
6.2
6.4
6.01
6.096
一抽温度℃
383
402.4
401
402
369.1
393.5
高排压力MPA
3.66
4.02
3.95
3.6
3.626
3.825
高排温度℃
317
339.2
339
334
334.9
339.9
二抽压力MPA
3.62
3.8
3.52
二抽温度℃
343
三抽压力Mpa
1.84
1.88
1.74
1.64
1.707
1.79
三抽温度℃
433.6
449.8
443（460）
463
465.2
431.6
高压缸效率%
88.22
79.42
中压缸效率%
91.64
88
主蒸汽流量t/h
911
1062.6
933
900
919
924
汽耗kg/kwh
3.04
热耗kJ/kwh
7955
9225.1
凝汽器压力Kpa
4.9
9.87
7.3
5.6
5
表－2**#2机组额定工况抽汽参数（2006、10、8）
额定工况设计值
#2机300MW工况
压力（Mpa）
温度
（℃）
压力
（Mpa）
主蒸汽
16.6
16.34
534.9
一段抽汽
6.820
417.2
二段抽汽
316.7
4.18
348.9
再热蒸汽
3.2
3.82
535.8
三段抽汽
1.8
433.
1.93
458.7
四段抽汽
0.8
334.6
0.89
335.2
低排压力
5．4
8．53
44．6
表－3**＃2机组近期额定工况试验结果（2006、10、8）
项目
单位
设计值
＃2机试验值
2006、10、8
主蒸汽压力
Mpa
16.67
16．34
主蒸汽温度
℃
534．4
主蒸汽流量
T／H
911.0
996．95
高排汽压力
3.662
4．240
高排汽温度
349．1
再热汽压力
3.26
3．82
再热汽温度
536．0
中排汽压力
0.795
0．997
中排汽温度
334.27
335．9
排汽压力
5.39
给水流量
976．89
给水温度
272.3
268．7
试验电功率
MW
300.168
300．06
试验热耗率
KJ/kw.h
7954.9
8882．84
试验汽耗率
g/kw.h
3.035
3．411
修正后功率
314．612
修正后热耗率
8623．57
高压缸内效率
％
79．49
中压缸内效率
88．63
从上述三表中可以看出,各厂的实际值与设计值相比，存在较大的差距，有进行技术改造的必要。
其中我公司和西柏坡电厂的机组经济性最差、安全可靠性低,而西柏坡电厂已进行了改造。
2、从主要辅机的角度来看
我公司＃2机为汽轮机配套的三台高加是哈尔滨锅炉厂生产的，是按汽轮机热力系统超压5％工况进行设计的。
其最初设计参数如表－4
表－4高加最初设计参数
＃1高加
＃2高加
＃3高加
型号
JG－1100-2-1
JG－1180-2-2
JG－820-2-3
P工作max
Mpa
6.13
3.72
T工作max
376.3
311.3
424.3
由于实际的抽汽参数远远高于三台高加的设计参数，我们要求哈尔滨锅炉厂重新核算，后来将三台高加的安全门动作参数作了调整，已经到了高加设计材质的承受极限，并且哈尔滨锅炉厂对高加如此超参数运行，其安全不予保证。
修改后三台高加的安全门动作参数见表－5：
表－5高加修改后三台高加的安全门动作参数
6.77
4．29
1.96
400
375
450
即使作了调整，＃2机在满负荷时的实际抽汽参数仍然有超出高加设计运行参数极限的情况，对三台高加的安全运行构成了重大隐患。
我公司＃1机改造后，高加进汽参数基本达到了设计要求。
3、从安全的角度来看
我公司＃2汽轮机末两级叶片围带和拉金经常断裂，其主要表现有如下形式：
●围带断裂的区域，拉金也同时发生断裂。
从机组围带断裂的情况来看，断裂的叶片处有较大的错位，说明围带断裂除与机组的结构强度有关外，还承受较大的预应力，当围带断裂后，预应力得到释放，在中部的松拉金本应不再断裂，但实际情况是在同一区域发生围带和拉金同时飞脱和断裂的情况，说明在运行中的叶轮叶片系统局部受到了较大的应力。
●末两级的叶片的连接方式为整圈拱形围带加一道拉筋，而松拉筋沿圆周有一个缺口。
从结构上分析，在松拉筋缺口的位置围带应较容易断裂，但从多次大修的情况来看，围带断裂位置并没用出现在该处。
●1995年、1996年机组安装时对末两级轮系振动频率进行检测，m＝3时（m为节径数），末级轮系的静频率为95Hz，制造厂要求m＝3时（m为节径数），末级轮系的静频率为99Hz，故轮系的振动频率是合格的。
1999年、2002年机组大修时对＃1、＃2机组的末两级围带更换为加厚围带后，测得末级轮系频率在m＝3时（m为节径数），轮系的静频率为101Hz，大于制造厂的要求。
从以上数据可知，由于该型号的机组是早期引进的技术，一直存在着低压转子末两级叶片围带容易断裂的问题，虽然对机组的末两级叶片的围带进行了加厚，但由于连接刚度的增加，机组轮系的静频率提高，尤其是当节径数m＝3时，机组轮系的静频率由原来的95Hz提高到101Hz，大于制造厂的要求，长期运行中存在一定的安全风险。
为了解决机组末两级叶片围带、拉筋易断裂的安全性问题，根据哈尔滨汽轮机厂73B型机组良好的运行稳定性和成功的经验，我公司低压转子末两级叶片有必要改为73B型机组的自带冠结构形式。
（四）调查研究的主要依据、过程及结论:
我公司＃1、＃2机组为哈汽公司早期生产的73型机组，该机型高中压缸效率低、抽汽参数严重超标、经济性差、安全可靠性低，尤其设备经过多年运行的损耗，该问题进一步突出，已严重制约我公司可持续性发展。
目前哈汽公司对引进型300MW机组的技术进行多年的消化和吸收，已发展到生产73B型机组，该机组良好的经济性和运行的稳定性已得到普遍的认可。
如对73型机组采取73B型机组技术进行改造，可以取得较好的效果。
我国目前安装哈汽公司生产的引进型73型300MW机组共计约31台，该类型机组普遍存在高中压缸效率差，热耗偏高，轴汽参数超标、末两级叶片围带、拉筋容易断裂等缺点，各项指标与机组的设计值相差较大。
针对机组的实际情况，各电厂进行了不同规模的技术改造，这些改造不同程度地提高机组的可靠性和经济性。
根据我公司机组运行的实际情况，厂部在2002年、2004年和2006年安排我公司技术人员对相关单位进行调研考察。
2002年对陕西渭河电厂进行调研，考察该机组改造后的运行情况。
渭河电厂共计4台300MW机组，其中＃3、＃4机组为上汽生产的四缸四排汽机组，＃5、＃6机组与我公司同类型哈汽公司生产73型机组，存在与我公司类似的问题，02年该厂对＃6机组的高压缸调节级汽封和隔板汽封进行改造，机组高压缸的效率有较大的幅度提高，但机组的各段抽汽参数与设计值相差较远，没有从根本解决问题。
2004年根据西柏坡电厂改造成果的反馈，公司再次组织部分技术人员到西柏坡电厂、哈汽公司、铁岭电厂进行相关调研。
西柏坡电厂＃1、＃2机组为哈汽公司生产73型300MW机组第四台、第五台，92年左右投产。
机组投产后的运行情况与我公司基本一致，02年、03年分别对两台机组进行较大的通流改造，机组改造后效果较明显，如图表－6为该厂＃1机组改造后对比情况：
表－6西柏坡电厂＃1机组改造后效果对比表
项目
单位
改造前
改造后
日期
2001．03．02
2003．12．17
负荷
304.35
309
主汽压力
MPa
17.117
主汽温度
537.8
537.7
调节级压力
12.258
11.73
调节级温度
462
高排压力
3.996
3.7
高排温度
342.4
330
3.487
3.691
3.5
534.8
544.1
1抽压力
6.374
5.93
1抽温度
405.7
390
2抽压力
2抽温度
329
3抽压力
1.806
1.76
3抽温度
452.3
460
高压缸效率
%
77.73
84.11
中压缸效率
89
91
从上表可以看出，设备经过改造后，机组的各项性能得到大幅度的提高，机组的各段抽汽参数能控制在安全合理的范围内，高压缸的效率虽然还没有达到设计值，但提高幅度较大。
由于＃1组改造后机组的性能得到提高，2003年12月该厂对＃2机组进行类似的改造，同样取得较好效果。
表－7为西柏坡电厂＃2机组改造后对比情况：
表－7
改造前5+24.5％
改造后（五阀全开）
功率
300MW
11.97
6.0
389
3.75
328
3.63
327
三抽压力MPA
1.81
454
82.2
89.28
89.9
发电煤耗g/kwh
297.5
345.6
311.4
982.2
修正后汽耗kg/kwh
3.15
修正后热耗kj/kwh
8199
凝汽器压力KPA
6.24
2006年3月，厂部再次组织相关技术人员到西柏坡电厂，哈汽公司落实改造情况，调研在我公司实施改造的可能性。
2007年5月，我公司利用＃1机组大修的机会，对＃1汽轮机高中低压通流部分进行了改造。
#1机组大修后于7月5日开机，湖南省电力试验研究院于7月7日-7月11日对#1机组进行了大修后热力性能试验。
大修前、后额定工况试验计算结果与设计值对比分析如下：
表8
单位
改造前设计值
改造后设计值
大修前
2006．6．9
大修后
2007．7．9
16.38
16.12
534．29
537.38
t/h
899.9
1009．6
958.50
3.622
3.628
4.150
3.78
316.4
356．99
337.35
再热蒸汽压力
3.265
3.729
3.33
再热蒸汽温度
534．79
537.31
0.8111
0.853
0.866
0.84
334.3
340.3
334．337
345.87
Kpa
5.4
7．487
7.01
954．461
909.19
274
272．68
272.30
294．237
304.88
kJ/kW.h
7870.2
8818．29
8238.01
g/kW.h
3.000
3.431
3.144
二类修正后功率
300.0
304．981
319.80
二类修正后热耗率
KJ/kW.h
8646．52
8103.95
高压缸内效率（设计不含阀门损失，试验含阀门损失）
87.42
87.7
72.60
81.28
中压缸内效率（设计不含阀门损失，试验含阀门损失）
92.86
93.1
88.07
88.43
1热耗率
#1机组大修前（2006年06月09日）额定工况试验热耗为8818.29kJ/kWh，修正后的热耗率为8646.52kJ/kWh。
大修后额定工况下的试验热耗为8238.01kJ/kWh，修正后的热耗为8103.95kJ/kWh，大修后比大修前热耗下降了542.57kJ/kWh，热耗下降明显。
但高于哈汽保证值7900kJ/kWh，更是高于改造后设计值7870.2kJ/kWh。
机组热耗比设计值偏高，其主要原因如下：
a．机组各缸内效率仍比设计值偏低，是机组热耗偏高的主要原因；
b．由于机组目前采用单阀运行方式，调门开度减小，增大了节流损失，减低了高压缸内效率，导致热耗率增加。
如果以后改用顺序阀方式运行，机组的热耗率还会有所下降，特别是在低负荷运行时效果更加明显。
c．过热器减温水流量偏大，部分给水没有经过回热系统加热就进入锅炉，增加了系统热耗，降低了汽机效率；
d．高压加热器的端差偏离设计值，使回热系统效率降低，给水温度达不到设计值，导致运行经济性降低；
e.大修后热耗未经过一类修正（即系统修正），也是本次试验机组热耗高于设计值的一个原因。
2高、中压缸内效率
在额定负荷时，#1机组的高压缸效率为81.28%，比大修前（72.60%）提高了8.68%；
中压缸效率为88.43%，与大修前（88.07%）基本持平。
因大修后机组目前采用的是单阀运行方式，调门节流损失增大，故降低了高压缸的效率；
另外高压缸效率设计值不含阀门损失，而试验工况含阀门损失，这也是高压缸效率试验值（81.28%）低于设计值（87.7%）的一个原因。
中压缸效率变化不大的一个重要原因是：
由于大修前汽轮机高中压合缸部分高压前轴封至中压缸的漏汽量比大修后要大，这部分蒸汽降低了实际进入中压缸通流部分的进汽温度，使得大修前试验测量的中压缸效率值产生一个不真实的提高量，而大修后漏汽量的减少，在试验计算数据上降低了大修所获得的部分收益。
另外中压缸效率设计值不含阀门损失，而试验工况含阀门损失，这也是中压缸效率试验值（88.07%）低于设计值（93.1%）的一个原因。
3主蒸汽流量
大修后300MW工况修正后试验主蒸汽流量为958.5t/h，大修前（2006.06.9）300MW工况修正后试验主蒸汽流量为1009.6t/h，同比降低51.1t/h。
但较设计值899.9t/h偏大58.6t/h，主要原因是汽轮机本体的高中压缸效率与设计值相比偏低，导致单位质量工质的作功能力降低，要达到同样的出力，机组的流量必然增大。
4大修前后主要经济指标对比分析
蒸汽压力
蒸汽温度
凝结水
调节级
再热冷段
中缸排汽
低缸排汽
高缸排汽
再热热段
低压排汽
流量
左
右
调端
电端
KPa
299.8
16.0
12.3
0.80
7.7
531.0
493.2
491.2
358.3
531.4
330.4
37.4
37.8
1101
36.5
1000.3
300.56
15.87
11.87
0.73
8.28
531.62
474.55
478.15
333.48
536.61
341.25
37.54
37.88
1014
39.45
1040
4．1调节级压力、温度下降明显，调节级压力下降约0.5Mpa，在THA工况，可以达到设计值11.5Mpa的要求，调节级温度下降约16℃，与设计温度485℃相当。
通流部分改造后，调节级做功能力提高。
4．2给水流量减少约90T/H,机组热耗率及汽耗率降低。
4．3高缸排汽温度降低约25℃，高压缸效率提高。
5改造前后监视段参数对比分析（负荷300MW，真空93.1KPa）：
＃1抽
＃2抽
＃3抽
＃4抽
＃5抽
＃6抽
＃7抽
＃8抽
参数分类
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