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末级最小安全流量对空冷机组高背压供热的影响

文档作者：万逵芳文档来源：中国大唐集团科学技术研究院有限公司火电所		点击数：	更新时间： 2021年06月05日
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收稿日期:２０１6-１０-３１　　　　　
　作者简介:万逵芳（１９6９-),男,博士,副教授。现主要从事火力发电厂节能及分布式供能技术研究。
末级最小安全流量对空冷机组高背压供热的影响
万逵芳
(中国大唐集团科学技术研究院有限公司火电所,北京１０００４０)
摘要:针对空冷机组高背压供热汽轮机末级叶片安全问题,以某３００MW 空冷机组为例,采用定量分析方法,拟合出
末级最小安全流量与背压关系的计算公式,给出末级安全流量的监测方法。并研究了末级安全流量对高背压供热
的影响,认为在保证末级安全的流量下,与抽汽凝汽式供热相比,高背压供热机组排汽量大幅增加、抽汽量下降,机
组的供热能力、经济性和热电灵活性均变差,不宜作为余热利用方案。而吸收式热泵回收余热方案在上述方面均
具有明显优势,应优先考虑。
关键词:空冷机组;余热利用;高背压供热;最小安全流量;末级
分类号:TK１２３　　　文献标识码:A　　　文章编号: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
汽轮机乏汽（循环水)余热用于冬季采暖供热[１] 可以大
幅提高机组热效率和经济性,国内已有诸多工程案例。乏汽
（循环水)余热利用方式主要有吸收式热泵[２,３] 、双背压双转
子[４,５] 和高背压直接供热[6] 。以上３ 种余热利用方式通常要
求汽轮机背压不同程度的提高。其中,高背压直接供热仅适
用于空冷机组,是在转子不做任何改变的前提下,将汽轮机
部分甚至全部排汽接入新增的乏汽余热回收器,由热网水冷
却并将热量用于供热。乏汽余热回收器与空冷岛并列运行,
当乏汽余热回收器可以回收全部乏汽余热时,空冷岛退出运
行。
因为热网回水温度通常在５０℃左右,且热网水流量相对
较少,为回收更多乏汽余热,应尽量提高热网水在乏汽余热
回收器中的温升,致使主机背压高达３２kPa ~ ３４kPa 左右。
此时排汽容积流量大为减少,容易诱发末级叶片颤振,应对
最小蒸汽流量给予限制[７] 。但国内空冷机组高背压直接供
热更多关注经济性,既未对末级叶片进行处理,也未明确保
证末级安全的最小流量措施,长期运行恐影响汽轮机安全。
本文将在分析大容量直接空冷机组末级最小安全流量的基
础上,就其对高背压余热供热的影响进行研究。
１　末级最小安全流量及确定方法
１． １　末级最小安全流量的提出
上世纪6０ 年代~８０ 年代,全苏热工研究所及国内相关
研究机构,对长叶片小容积流量颤振断裂问题曾进行过深入
研究,通常认为,当末级的容积流量减小到设计容积流量的
３０%左右,末级动叶根部会出现涡旋（汽流倒流)现象（如图
１ 所示),进而诱发末级叶片颤振[７,８] ,长期运行会导致叶片
断裂。因此,末级动叶根部出口不发生涡旋的最小容积流量
即为最小安全容积流量。通常在汽轮机出厂时,厂家会给定
末级最小安全容积流量,如哈汽厂规定某３５０MW 机组末级
最小容积流量１２９１m３ / s。为便于测量和监视,工程上多用与
之对应的质量流量来表示,但质量流量与排汽状态有关,并
非定值。
在不考虑余热利用情况下,机组运行寿命期内末级容积
第５９ 卷第５ 期汽　轮　机　技　术Vol． ５９ No． ５
２０１７ 年１０ 月TURBINE TECHNOLOGY Oct． ２０１７
万方数据
图１　汽轮机末级叶片实测流线[７]
流量仅在启停过程中会短时间低于最小安全流量,累计运行
时间短,末级叶片不会因此而疲劳损坏,所以用户未予以重
视、厂家也未提明确要求。但在乏汽余热利用前提下,高背
压和供暖抽汽量的双重作用,致使末级容积流量大幅度下
降,需要注意末级叶片的安全问题。
１． ２　末级最小安全质量流量的确定
质量流量与容积流量的关系可由式（１)确定：
Gmin（pc ,x) = Vmin
ν（pc ,x) （１)
式中,Gmin（pc ,x)为末级最小安全质量流量,kg/ s;Vmin 为厂家
给定的末级最小安全容积流量,m３ / s;ν（pc ,x)为排汽比容,
m３ / kg;pc 为背压,kPa;x 为排汽干度。
实际应用中,精确计算末级最小安全质量流量需要对通
流部分进行变工况热力计算,确定末级排汽比容。该过程比
较复杂,需要汽轮机设计机构完成。为简化计算过程,可以
采用下述的公式拟合法和简单热力过程线法。
１． ２． １　公式拟合法
公式拟合法就是根据厂家给定的若干不同背压下的末
级最小质量流量,拟合出二者的计算公式,将末级最小安全
流量表示为背压的函数。
汽轮机排汽通常为湿蒸汽,由水蒸汽h - s 图可见,等压
线与定比容线接近平行。定压下,只有干度影响比容,干度
每降低０． ０１,比容较饱和蒸汽（干度x = １)比容降低１%。而
在最小安全流量下,背压对干度的影响因低压缸进汽节流导
致的热力过程线右移而弱化,即此时不同背压下的排汽干度
差别很小。因此,可认为末级叶片最小安全质量流量仅随背
压而变化。由此可借助厂家给定的几组不同背压下的末级
最小安全质量流量,拟合出末级最小安全质量流量与背压关
系计算公式,并据此推算不同背压的末级最小安全质量流量。
表１ 为厂家给定的某３００MW 直接空冷汽轮机长期运行
时允许的末级最小流量及在１０6０t/ h 进汽量下对应的最大抽
汽量。图２ 为据此绘制的末级最小质量流量与背压关系曲
线,R２ =０． ９９９３,线性关系很好。可见,末级最小安全质量流
量随背压的上升而近似成正比上升,供热最大抽汽量下降。
１． ２． ２　简单热力过程线法
简单热力过程线法就是在h - s 图上近似画出低压缸热
力过程线,进而确定不同背压的排汽参数。
认为低压缸通流效率不变,先假定末级最小安全流量,
加上低压缸各段回热抽汽得到低压缸进汽流量,根据弗留格
尔公式,在h - s 图上确定低压缸进汽点和简单热力过程线,
图２　某３００MW 机组最小安全流量与背压关系
并得到排汽点蒸汽比容,根据式（１)计算得到此时的末级最
小安全流量计算值,随后用该计算值替代原假定值,重新计
算,直至计算值与假定值吻合为止,最终的计算值就是该背
压下的末级最小安全质量流量。
　　表１　某机组背压与最小排汽量和最大抽汽量关系
背压,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
　　考虑到定比容线与背压接近平行,上述方法计算误差足
以满足工程精度需要。
１． ３　监控方法
根据汽轮机的基本原理可知,在回热系统及通流部分正
常情况下,凝汽式汽轮机的级（级组)前压力与流量成正比。
因此,低压缸的排汽质量流量可以通过低压缸进汽压力信号
反映出来。根据排汽压力计算出末级最小安全流量后,利用
弗留格尔公式计算出最小安全流量对应的低压缸进汽压力,
实际运行中保证低压缸进汽压力高于前述计算值即可保证
末级安全。
G
Gmin ≈ pLin
pLin,min
= G０
GminpLin０
pLin ≥ １ （２)
式中,G、Gmin、G０ 分别为末级实际排汽量、最小安全排汽量以
及额定排汽量,kg/ s;pLin 、pLin,min、pLin０ 分别为低压缸实际进汽
压力、末级最小安全流量时低压缸进汽压力、低压缸额定进
汽压力,MPa。
由弗留格尔公式应用条件可知,也可用低压缸第一段抽
汽压力取代式中的低压缸进汽压力,试验数据证明足够准
确[6] 。
２　最小安全流量对高背压余热供热的影响
２． １　供热能力
高背压余热供热机组的供热能力包括热网水吸收的抽
汽放热和乏汽放热两部分,抽汽放热量取决于机组的额定
（最大)抽汽量,乏汽放热量取决于特定背压下热网水在乏汽
余热回收器中吸收的热量。机组供热能力可由式（３)确定：
　　　Q０ = De （he - -ts ) + （Dc - Dk )（hc - -tc )
= De （he - -ts ) + ４. １８6Dw （tg１ - t１ ) （３)
式中,Q０ 为机组额定（最大)供热能力,MW;De 为额定（最
大)抽汽量,kg/ s;Dc 为机组排汽（乏汽)总量,kg/ s;Dk 为主
３８２ 汽　轮　机　技　术　　第５９ 卷
万方数据
机排汽量中进入空冷岛的乏汽量,kg/ s;Dw 为热网水流量,
kg/ s;he 、-ts 分别为抽汽焓和抽汽疏水焓,kJ/ kg;hc 、-tc 分别为
排汽焓和余热回收器中凝结水焓,kJ/ kg;tg１ 为乏汽余热回收
器出口热网水温度,由排汽压力和回收器端差决定,℃;t１ 为
乏汽余热回收器进口热网水温度,即厂外热网回水温度,℃。
需要注意的是,式（３)应满足下列条件：
Dc ≥ Dcmin
Dc + De + ΣDi ≤ D０
{ （４)
式中,Dcmin 为末级最小安全流量,kg/ s;D０ 为汽机进汽量,
kg/ s; ΣDi 为回热系统抽汽及各处漏汽总量,kg/ s。
由式（３)可知,在热网水流量和回水温度一定的情况下,
适当提高机组背压,可以提高余热回收器出口水温tg１ ,增加
热网水吸收的乏汽热量。但背压的升高将导致排汽比容减
小和末级最小安全质量流量的增加（见式（１)和表１),由式
（４)可知,随着背压的升高,机组排汽量Dc 上升,最大抽汽量
De 下降。若热网水不能回收足够多的乏汽余热,有可能导致
整机供热能力的下降。
以表１ 机组为例,不同热网水量和回水温度下机组高背
压供热能力随背压变化关系如图３ 所示。可见,在考虑末级
安全流量前提下,热网回水温度５０℃时,机组高背压供热能
力小于抽汽供热;在热网水流量１０ ０００t/ h 条件下,只有当热
网水回水温度低至４３． ５℃时,高背压供热机组供热能力方与
抽凝机组供热能力基本持平。若热网水流量下降,其在余热
回收器中吸收乏汽余热能力同步下降,除非进一步降低回水
温度,否则整机供热能力必定下降。目前２ ×３００MW 配置供
热机组,热网水流量通常不高于１０ ０００t/ h、实际回水温度在
５０℃ ~6０℃之间,因此,高背压供热机组的供热能力通常低
于抽凝机组的供热能力。
图３　某高背压机组供热能力与背压、热网水参数关系
２． ２　经济性
根据能量守恒原理,进入汽轮机的热量转换为３ 部分：
电能、热能和通过空冷岛散失的乏汽热量。在进入汽轮机的
总热量不变的情况下,热电总效率可以通过进入空冷岛乏汽
量的变化体现出来。
由１． ２． １ 节分析可知,汽机末级最小安全流量随背压升
高呈线性关系增加,但受热网水流量和回水温度限制,乏汽
量增加导致的余热增加部分,一旦不能被热网水全部回收,
将意味着更多余热需通过空冷岛散失到大气中,全厂热损失
增加。
文献[6]给出了未考虑末级最小安全流量情况下的空冷
机组高背压供热经济效益计算方法。在考虑末级最小安全
流量情况下,经济性分析需要在文献[6]方法基础上,考虑供
热能力下降临机抽汽补充热负荷导致的发电量下降和全厂
年供热量下降等因素。由前述分析可知,机组供热能力下降
明显,由热电联产向纯发电机组倾斜。且高背压供热期间空
冷岛乏汽量增加,机组热经济性下降,发电煤耗率必然上升,
可以断定高背压供热经济效益不占优势。
图４ 为前述机组在１０6０t/ h 进汽量、不同热网水条件下
高背压机组最终进入空冷岛的乏汽总量（含本机给水泵汽轮
机排汽)与背压关系。当回水温度高于５０℃时,即便热网水
量达到１０ ０００t/ h,但因总排汽量随背压升高而增加,最终进
入空冷岛的乏汽量明显高于抽凝工况（背压８kPa)上岛乏汽
量,余热损失增加,机组热电总效率下降,发电煤耗率上升。
图４　空冷岛乏汽量与背压、热网水参数关系
若要提高高背压供热机组经济性,必须大幅度增加热网
水设计流量、降低热网水回水温度,同时在热负荷变化期间,
尽量保持较大的热网水流量。
当热网水回水温度低至４３． ５℃ 时,若热网水量高于
８０００t/ h,在适当背压下可实现高背压供热机组上岛乏汽量减
少。但由图３ 可知,此时供热能力并不增加,减少的余热损
失其实转化为电负荷。
２． ３　热电灵活性
机组总电负荷可视为各汽缸功率之和,与抽凝工况相
比,在进汽量相同的情况下,高背压供热机组抽汽口前各汽
缸功率变化不大,但因为末级流量随背压升高而大幅度升
高,故抽汽口后汽缸功率成倍增加,机组总功率增加,调峰能
力下降。同时因最大抽汽量受限而供热能力也有所下降,即
机组在更小的热负荷和更高的电负荷下运行,热电灵活性变
差。
３　高背压与热泵供热方案比较
３． １　概述
高背压和吸收式热泵技术均可用于回收乏汽余热供热,
各有应用案例。在不考虑末级最小安全流量的情况下,高背
压供热因投资较少、系统简单甚至认为效率较高而更容易被
选择。但在考虑末级最小安全流量带来的供热能力下降、热
电效率降低等因素后,有必要与其它余热利用方式进行比
较,为余热利用提供更科学的参考。
３． ２　案例比较
仍以前述机组为例, 热网水流量１０ ０００ t/ h, 机组在
１０6０t/ h 进汽量下,不同背压时的最小排汽量、抽汽量见及发
电负荷取自汽轮机厂家热平衡图,供热能力由式（３)计算。
单位建筑面积供热指标５０W/ m２ , 能耗指标０． ４５
第５ 期万逵芳：末级最小安全流量对空冷机组高背压供热的影响３　８３　
万方数据
GJ/ （m２ ·年)。
乏汽利用依次考虑本机排汽、本机给水泵汽轮机排汽、
临机给水泵汽轮机排汽、临机排汽。上述所有排汽总量扣除
被热和余热回收器利用的乏汽量,即为全厂乏汽量,进入空
冷岛散热凝结。
不同热网水回水温度下的比较结果见２。
　　表２ 不同热网水参数下供热方案比较
项目
机组背压
kPa
电负荷
MW
供热能力
MW
发电煤耗率
g/ （kW·h)
热电比新增供热面积
万m２
供热增量
万GJ
全厂乏汽
t/ h
热网回水温度５０℃
高背压方案３２ ２８８ ３２１ ２１３． １ １． １１ -１３８ -6２ ４４２
热泵方案１6 ２66 ５２２ １３７． ９ １． ９6 ２２８ １０３ １５０
抽凝方案８ ２４７ ３９７ ２１０． 6 １． 6１ ０ ０ ３９０
热网回水温度４３． ５℃
高背压方案３２ ２８８ ３９７ １８０． 6 １． ３８ ０ ０ ２９２
热泵方案１6 ２４７ ５５３ １３３． ０ ２． １6 ２８４ １２８ ０
抽凝方案８ ２４７ ３９７ ２１０． 6 １． 6１ ０ ０ ３９０
　　可见,吸收式热泵方案在余热利用量、供热能力、发电煤
耗率、新增供热面积和供热量以及热电负荷灵活性方面均明
显占优,高背压供热与抽凝式无余热利用相比甚至处于劣
势。在热网水回水温度较低时,吸收式热泵方案可以在不提
高背压的前提下回水两台机组全部余热。
４　结　论
本文就汽轮机末级最小安全流量及其对空冷机组余热
供热的影响进行了分析,主要结论如下：
（１)末级最小安全质量流量是确保大型汽轮机末级长期
安全运行的最小流量,随背压的升高而升高,供热机组余热
利用时务必确保背压升高后的排汽量高于最小安全流量。
（２)不同背压下的末级最小安全质量流量可以通过厂家
给定的最小容积流量计算得到。并可通过低压缸进汽压力
或低压缸第一段抽汽压力判定实际排汽量是否满足要求。
（３)现有热网水流量和回水温度下,考虑末级最小安全
流量后,排汽余热大幅度增加,空冷机组高背压余热供热的
供热能力、调峰能力、能源利用效率和经济性,与同型号抽凝
机组相比,均处于劣势,不建议使用。进一步增加热网水量、
将低热网水回水温度,供热能力增加有限,电负荷增加明显。
（４)相比于同型号抽凝机组,吸收式热泵余热供热方式
在各方面均具有明显优势,且可实现全厂乏汽余热零损失。
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(上接第３８０ 页)
　　汽动给水泵停运后,拆开给水泵自由端轴承,发现给水
泵平衡盘处有一配重螺丝脱落,该螺栓重约２０g,根据厂家所
标配重位置,重新恢复配重螺丝,再次启动汽动给水泵,给水
泵各轴振显著恢复原值,且随着转速增长,振动能够稳定在
正常水平。
３　结　论
给水泵转子质量不平衡是导致给水泵振动异常的主要
因素,认识和掌握转子质量不平衡产生的振动原因、振动机
理及振动特点,有助于从复杂的振动现象中发现潜在的问题
并加以处理。本文以某厂6００MW 汽动给水泵在运行过程中
遇到的振动异常问题为例,通过大量的振动数据和图表,总
结出了给水泵振动的特点,分析认为给水泵转子突发性质量
不平衡是引起给水泵４ 号轴振动大的主要原因。通过对４
号轴承进行解体检查,发现平衡盘处一配重脱落,验证了所
做出的结论,重新恢复配重螺栓后,汽动给水泵振动恢复正
常。
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３８４ 汽　轮　机　技　术　　第５９ 卷
万方数据

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