第50卷第1期熬力透年Vol.50 No.1 2021 年 03 月_________________________________________T H E R M A L T U R B I N E___________________________________________Mar.2021
文章编号：1672-5549(2021)01.025.4
夏晓华\梁晓军2!王灿文2
(1.上海电气电站设备有限公司汽轮机厂，上海200240 &
2.山东省泰安市国家能源泰安热电有限公司，泰安271000)
摘要：针对超临界350 M W等级汽轮发电机组的高背压改造，上海汽轮机厂设计开发了全新配套的宽背压给水泵汽轮机。对该汽轮机的热力通流设计，包括调节级设计、配汽机构、末叶片的选型以及推力计算等方面进行了研究和分析，为后续该类型机组的开发提供借鉴。
碱茅
关键词：超临界；350 M W；高背压；宽背压&给水泵汽轮机&热力通流
中图分类号：TK262 文献标志码：A doi：10.13707/j. cnki. 31 -1922/tli. 2021.01.006 Designand Analysis of Feedwater PumpTurbine for High
Back-Pressure Retrofit in Supercritical 350 MW Unit
XIA Xiaohua1#LIANGXiaojun2#WANGCanwen2
(1. Shanghai 日ectric Power Generation Equipment Co. #Ltd. Turbine Plant，Shanghai 200240# China;
2.National Energy Taian Thermal Power Co. #Ltd. #Taian 217000# China)
Abstract%To match the high back-pressure retrofit of supercriticD 350 MW unit，a new feedwater pump turbine witli wide back-pressue range was d esigned and developed by ShanghD Turbine Plant. The thermal flowdesign of the steam turbine was studied and a nalyzed from aspects of control stage design，steam distribution mechanism，last stage blade selection and thrust calculation. The research can provide referencc for the subsequent development of units of this type.
K eyw ords:supercritical;350 MW;high back-pressure;wide back-pressure range；feedwater pump turbine;
thermal flow
随着中国国民经济的高速发展，国内能源消 费总量逐年增加，其中对电能的需求也在不断增 加。根据国家节能减排政策要求，清洁高效的燃 煤发电技术是中国燃煤机组未来发展的主要方 向。超临界和超超临界技术的快速发展，为火电 行业的节能减排提供了技术支持，导致中小火电 机组基本失去了生存空间，纯发电的中小机组已 经很难维持运营，300 M W等级的机组只有实行 热电联产才具有竞争力[1]。
另一方面，随着城市面积的增大，冬季供暖需 求量增加，高背压供热改造能很好地满足这一供 热需求。高背压供热，顾名思义，就是提高汽轮机 的运行排汽压力，以提高汽轮机的排汽温度，利用 汽轮机排汽加热供热循环水实现对外供热[2]。近年来，已有黄台、裕华、清苑、大连等多个电厂施行 了高背压供热改造技术[3>]，在提高机组供热能 力的同时，显著降低机组的能耗水平。 湿冷机组一般采用更换低压通流、互换双转 子技术来实现高背压供热。在非供热季，采用常 规低压转子运行；在供热季（运行背压通常在45 ~55 k P a之间），采用高背压转子（一般通流级数 比原来少1 ~2级）提高背压运行。主机高背压改 造后，与之配套的给水泵汽轮机需要适应夏季和 供热季两种极端工况，原有的小汽轮机会出现出 力不足及鼓风等问题。故需要设计全新的给水泵 汽轮机来适应改造后的宽背压运行要求。
现依托上海汽轮机厂（上汽厂）首台超临界 350 M W机组高背压改造项目，结合电厂热网供
收稿日期:2020-07-8 修订日期：2020-12-10rtu
作者简介：夏晓华（1987-)，女，毕业于上海交通大学，硕士，工程师，现主要从事汽轮机的热力、通流设计工作。IIIII
第1期超临界350 M T机组高背压改造给水泵汽轮机设计与分析
热的实际特点，开发了全新的宽背压给水泵汽轮 机。本文将从热力通流设计、配汽机构、末叶片选 型等方面对汽轮机进行分析和介绍，旨在为后续 该类型机组的开发提供借鉴。
1总体方案
本机组主机为上汽厂设计生产的超临界350 MW —次再热抽凝式汽轮机，型号为C350-24. 2/ 0.343/566/566。
给水泵汽轮机为单缸、单流、冲动、纯凝式、变 转速汽轮机。机组跨距与改造前一致，通流部分 由1列调节级和5级压力级组成，压力级为冲动 式，末叶片全新设计。
本机组汽缸属组合式汽缸，分为前汽缸与后 汽缸。前汽缸材质为ZG230-450。低压调门阀壳 与前汽缸上半铸为一体，蒸汽室各腔室与新的喷 嘴匹配设计，且通流部分为新设计。设有一组平 衡管，使平衡活塞腔室与压力级第2级后相通，以平衡转子的推力及减少漏汽量。
后汽缸通过螺栓与前汽缸连接，通过其下半 两侧的座架支撑于后座架上。后汽缸采用铸造形 式，材质为QT400-15A。
机组的前轴承座利用旧设备，为落地式，后轴 承座座缸，机组排汽通过排汽管道排至主机凝汽 器。汽轮机转子与给水泵之间采用膜片式联轴器 连接。盘车装置利用旧设备，为电动盘车，置于后 轴承座上盖。机组外形示意图如图1所示。
图1机组外形示意图
2热力通流设计
本机组供热季运行背压由额定背压5.9 kPa 提升到55 kP a，由于高背压供热工况下排汽焓比 纯凝工况要高200〜300 kj/k g，故在同样进汽参 数和给水泵耗功的条件下，机组的主汽进汽量将1111比纯凝工况增大约503，因此主机改造后，小汽 轮机的进汽能力将大幅增加。此外，机组存在调 峰的需求，因而在供热季背压较高且电负荷较低 的情况下，排汽容积流量将下降很多，甚至低于末 叶片最佳排汽容积流量的303，带来鼓风的风 险，给机组的安全运行带来严重隐患。
在保证足够的进汽能力和叶片安全性的同 时，还要兼顾纯凝工况和供热工况的经济性，这是 本机组设计的一个重大难点，具体体现在进汽段 调节级的设计、配汽方式的选择和末叶片的选型 三方面。
2?进汽段调节级设计
可以通过两个途径来实现小汽轮机进汽能力 的增加：一是适当增加调节级及压力级的通流面 积，以增加小汽轮机进汽能力；二是小汽轮机增设 高压进汽阀，使其具有进汽内切换功能，即在给水 泵耗功大，4段抽汽汽源进汽不足以满足耗功需 要时，开启高压汽源进汽，使机组具有高低压汽源 同时进汽的功能，以满足给水泵耗功需求。
2.1.1增大调节级进汽能力
常规给水泵汽轮机设计时，低压喷嘴就能满 足机组的最大进汽需求。根据设计规范，调节级 进汽能力选取最恶劣进汽工况进汽量，再考虑 103〜203的余量。
表1对比了本机组和常规给水泵汽轮机的设 计边界，选取的特征参数是纯凝T H A工况流量与 调节级进汽能力的比值。通常该值越小，T H A I 况阀门开度越小，部分进汽度也越小，调节级效率 下降，导致经济性越低。
表1本机组和常规给水泵汽轮机边界对比
机组
运行背
压/kPa
流量/(t
THA
-h>)
调节级进
汽能力
THA流量
/调节级
进汽能力某常规给7水
泵汽轮机1
5.2-12. 1142.72000.714
某常规给7水
泵汽轮机2
6.28-13.2853.4780.685
本机组 5.9-5558.15119.50.487
相比于常规给水泵汽轮机二者流量比约0.7，本机组该比值不足0. 5，即T H A工况流量不到调 节级最大通流能力的一半，这将导致在满足机组 最大进汽能力的条件下，T H A工况的经济性很不 理想。图2展示了本机组几个调节级方案下THA 工况效率与调节级进汽能力之间的关系曲线，二 者呈负相关的关系。
026
超临界350 M T机组高背压改造给水泵汽轮机设计与分析热力透平
图2 TH A工况缸效与调节级进汽能力关系曲线
2.1.2补充高压进汽
如前所述，采用常规增大调节级进汽能力的 方案，将导致纯凝工况经济性大幅下降。为了平 衡调节级进汽能力和机组的经济性，最终采用第 二种方案，即小汽轮机增设高压进汽阀补充进汽，以满足机组整体经济性和灵活性运行的需求。
在主机高负荷正常运行时，本汽轮机利用主 机第4段抽汽作为工作汽源（称低压蒸汽"。由于4抽蒸汽的参数随着主机负荷的降低而降低，当主机出现事故工况（如停机不停炉、4段抽汽压 力异常"或供热季达到最大抽汽工况导致低压蒸 汽不能满足汽动给水泵耗功的需要时，在本汽轮 机中另配置一套独立的高压配汽机构，采用主机 高排冷段蒸汽作为本汽轮机的补充汽源（称高压 蒸汽"，且在主机异常运行时能自动投入，即同时 采用低压、高压两种蒸汽作为本汽轮机的工作汽 源，以满足各相应工况运行的要求。
经过多方案比选和分析，最终确定低压调阀 蒸汽流量曲线如图3所示，最大进汽能力为92 ? @。该曲线光滑、没有突变，可以保证给水泵不同 工况运行时阀门之间切换平稳。
根据进汽参数计算出低压喷嘴的最大进汽流 量和运行负荷，若不能满足此工况下的给水泵耗 功，则开启高压阀门进汽，补充高品质蒸汽。混合 进汽的方案需要对配汽机构进行一定的优化改 造；此外混合进汽时，高压蒸汽会对低压蒸汽产生 一定的排挤作用，进而对高压喷嘴的强度产生不利的影响，
叶片强度考核的时候需要关注。
2.2配汽方式及设计
小机的进汽方式有两种，一种是内切换进汽，一种是外切换进汽。
内切换进汽采用喷嘴配汽，有2个蒸汽室，主 汽阀有高压阀和低压阀之分。正常额定运行时，由低压汽源进汽，低压阀门参与调节来满足不同 运行工况的要求。当主机出现事故工况（如4段 抽汽压力异常、停机不停炉"或供热季达到最大 抽汽工况，导致低压蒸汽不能满足汽动给水泵耗 功的需要时，高压阀也开启，高压工作汽源节流后 进入调门和高压蒸汽室，在高压喷嘴后与低压蒸 汽混合后进入通流做功。
夕卜切换进汽采用节流配汽，主汽阀只有一个，没 有高压、低压之分，只是在汽源之间进行切换。具体 是在冷段再热蒸汽管道上设置压力切换阀，当压力 达到开启整定值时(一般按主机403额定负荷的抽 汽压力设定)直接把4段汽源进汽切换成压力较高 的冷段蒸汽，再进入小汽轮机主汽阀后做功。
相对于节流调节，多阀门的喷嘴配汽方式有 其优越性，这种配汽方式可以保证在额定负荷时 若干个阀门在全开的阀点上，这样阀门的节流损 失最小，调节级及汽轮机的效率最高。同时又能 通过预留最后一个或几个阀门，来满足最大负荷 的要求。此外在部分负荷时，也可以通过开启部 分阀门来达
到提高效率的目的，即在部分负荷时 其经济性比节流调节方式高。喷嘴调节方式也可 以采用先进的阀门管理技术，达到延长机组寿命、灵活调节控制及稳定运行的目的，因此该种调节 方式特别适合于汽源参数随主汽轮机变化的给水 泵汽轮机。
本次设计给水泵汽轮机配汽采用喷嘴配汽的 方式。图4为机组配汽机构示意图，有高、低压2 套配汽机构，高、低压汽源采用内切换的方式。
高压蒸汽
图4机组配汽机构示意图
1111
027
第1期超临界350 M T机组高背压改造给水泵汽轮机设计与分析
低压配汽机构为1个主汽阀，[个调节汽阀
的喷嘴调节方式。主汽阀布置于机组右侧，采用
下端进汽方式。低压蒸汽经过主门、调门后，进入
低压蒸汽腔室，经由低压喷嘴流入汽缸做功。低
查重压喷嘴区域分为[组，其中第$至6组喷嘴位于
汽缸上半，第7至8组喷嘴位于前汽缸下半，按低
压调节汽阀开启顺序，喷嘴数量排列为
12-10-10-16-16。
高压配汽机构为一主一调的喷嘴调节方式。
高压喷嘴区域仅一组，喷嘴数量为15只。喷嘴与
内、外环焊成一体，均采用螺栓与前汽缸的喷嘴室
连接。
2.3末叶片选型
现代农业的特征在满足叶片强度的条件下，末叶片的选择原
则是最大限度地降低余速损失，提高机组经济性。
给水泵汽轮机排汽压力随主机凝汽器背压变
化，其排汽容积流量在冬季和夏季相差达5〜6
倍，末叶片处于“阻塞”和“鼓风”状态之间[6]，经
济性与安全性难以兼得。此外排汽温度的变化对
轴系也有较大影响，为保证机组安全运行，低压缸
排汽温度不宜高于00 X。
设计初期，考虑通用性，我们选用运行转速下
的2J315末叶片，其排汽面积为1.064 m2。表2
为各典型工况的计算结果，可以看出纯凝VWO
工况下排汽容积流量是供热季最小电负荷工况的
7*倍，运行工况较为恶劣。
通过进一步核算，该末叶片在最小电负荷工
况下存在鼓风的风险，考虑到居民供热采暖的安
全稳定性要求，决定开发全新的变转速末叶片，以
适应该机组的运行需求。
表2 2J315叶片下各工况排汽参数表
工况质量流量/背压/
kPa
排汽容积流量/
(m3 -s-"
TRL70.712.8219.9
纯凝VWO69.2 5.9445.5
THA57.2 5.9369
额定供热94.65581.2 VWO最大供热工况108.25591
最小电负荷工况65.55560.1新开发末叶片叶高274 mm，排汽面积为0*05m2。经核算，纯凝工况会发生一定的阻塞，这个是无法避免的。但各运行工况远离叶片的鼓 风区间，安全性较高。此外叶片最大端负荷远小028于空冷末叶片设计端负荷，叶片具有足够的强度 裕量，能够满足设计要求。玉林柴油机
3推力计算
该机型为单缸、单流、单转子、凝汽式机组，通 流部分由1级调节级、5级压力级共6级叶片组 成，压力级为冲动式叶片。机组结构如图5所示。
主蒸汽
平衡管
排汽至主机凝汽器
图5机组结构示意图
前轴承座内置径向推力联合轴承，平衡管连 接平衡活塞腔室与压力级第2级后部。定义推力 的正方向为调阀端指向给水泵端，反之为负。
机组的轴向推力由以下3个推力单元组成: 调节级推力（方向为负压力级5级推力（冲动 式，方向为正平衡活塞推力（方向为负"。
推力计算及平衡活塞尺寸计算考虑了各种常 规运行工况和极端运行工况。根据计算结果，机 组正常运行工况下最大推力为34.44 =+最恶劣 工况下最大推力为35. 17 k N，而推力轴承额定许 用推力为37*8 =+，满足汽轮机运行要求。
4结论
上海汽轮机厂依托首个超临界350 M W机组 高背压改造项目设计开发的宽负荷给水泵汽轮 机，是该厂现有给水泵汽轮机产品系列的一次开 拓和补充。该机组采用先进的设计理念和配汽技 术，兼顾了纯凝季和供热季工况的经济性，保证了 机组安全稳定运行，对同类型机组的设计具有一 定的指导作用。该机型的设计有如下优势：1"采用高压喷嘴补充进汽的方式，规避了通 过增大调节级面积增加进汽能力带来的纯凝工况 效率下降的缺点，很好地兼顾了纯凝季和供热季 机组的运行效率。
(下转第68页）
第1期汽轮机主油泵损毁事故分析及处理
2) 发现盘车轴承箱后油挡间隙超标，重新镶 装油挡铜齿，检修后间隙满足要求；3) 进行了油质全样分析，颗粒度为NAS 8级 (合格）；水分及其他指标合格，持续滤油。
对主油泵进行了改进设计，加大其调速端密 封圈尺寸，保证正常运行时轴向推力推向泵发电 机端，推力瓦受力，并增大主油泵推力瓦工作面尺 寸，保证主油泵正常工作，后续更换改进型设备。
当汽轮机缸温下降到80 X 以下时进行了主 油泵女装。
Q
处理结果
安装结束后，A 机组进行一次预启动，盘车电
流21.9 A 。冲转期间，各参数、声音均正常。定 速后，主油泵人口油压0.167 M Pa ，出口油压2.37
M Pa ，均比事故前高0.02 M Pa ;1瓦X 、Y 轴振分别
为54 &m 和46 &m ，均比事故前高20 &m 左右，其
他参数正常。打闸停机后，揭前箱外观检查主油 泵、油管路连接、联轴器等均正常。A 机组启动并 网升负荷至139 MW ，其间各参数无异常，设备投 人正常运行。
7
结论及建议
本文针对某电厂A 机组运行过程主油泵损
毁的问题进行了分析，重点阐述了油泵损毁事故 经过以及后续的分析处理过程，提出了改进的措
(上接第28页）
2) 采用先进配汽方式和合理的配汽结构，保 证机组的最大出力，同时提高了机组部分负荷的 经济性。采用先进的阀门管理技术，达到延长机 组寿命、调节控制灵活及运行稳定的目的。
3)
宽背压的运行工况对末叶片的选型带来 很大挑战。通过开发全新的、合理长度的末叶片， 使机组各运行工况远离排汽鼓风风险区；通过采 用质量过硬的空冷叶片，使机组能够长期安全稳
定运行。
本汽轮机具有良好的整体经济性、较高的可 靠性和安全性。本机组能在足够宽的调速范围和 功率范围内连续运行，为各种运行工况和运行方 式提供了最大限度的可能性。
施。后期机组参数正常，运行稳定。就同类型机
组提出以下几点建议％
1) 针对齿套联轴器机组，2014版国家能源《防止电力生产事故的二十五项重点要求》8. 1. 18中明确指出：“主油泵轴与汽轮机主轴间具有 齿型联轴器或类似联轴器的机组，应定期检查联 轴器的润滑和磨损情况，其两轴中心标高、左右偏 差应严格按制造商的规定安装。”建议将主油泵 推力瓦、轴瓦、套齿、各部套间隙和中心检查列人
每年机组小修项目。
2) 提高检修工艺水平，严格控制安装质量检修期间，按照标准调整间隙，对存在问题的部件 及时处理。
3)
建议设计及科研机构进一步研究主油
及联轴器的改进方案，积极加快技改工作步伐，对
同类型设备及其部件进行优化升级改造。
4) 主油泵叶轮小轴自由端应增加热工位测量装置，更好地掌握主油泵的推力瓦及非推力 瓦的磨损情况，避免类似事件再次发生。
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1111
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