汽輪機缸效率對熱耗率影響的能級估算

徐曙，曾全芝

(1．湖南省電力公司科學研究院，湖南長沙 410007;2．華電長沙發電有限責任公司，湖南長沙 410203)

按照國家節能減排的要求，各火電廠紛紛對汽輪機本體進行改造，以提高汽輪機各缸內效率，改善機組經濟性。但汽輪機缸效率對機組熱耗率的影響程度必須通過等效焓降法進行計算才可得知，而計算過程往往比較復雜。文中以某廠600 MW機組設計熱力特性數據為例，提供一種可獲得汽輪機缸效率對熱耗能級影響的簡化計算方法。

1 缸效率對機組經濟性的具體影響

汽輪機各缸的設計、制造、安裝、結垢情況和變形、泄漏、葉頂汽封、隔板汽封、高調門開度以及主汽門、中聯門的壓損、過橋汽封的漏汽量、低壓缸排汽損失都會造成汽輪機缸效率的變化，所以各缸內效率對機組經濟性的影響比較復雜，即使是相同的缸效率變化，如果由不同的原因造成，對熱耗率的影響也不一定會完全相同。高壓缸一段抽汽前某級葉片變形和一段抽汽后某級葉片變形引起高壓缸內效率的變化可能完全相同，但由于一段抽汽對回熱系統的影響，汽輪機熱耗率的變化卻不同。同理，中、低壓缸抽汽前或抽汽后某級葉片造成的缸效率變化可能相同，但對熱耗率的影響也不會相同，甚至因為回熱系統還會對更高級的抽汽流量造成影響，使計算更加復雜。所以即使通過等效焓降法計算，也難以得到很精確的數據。

但是，通過一些假設，計算某些特殊狀況下缸效率對熱耗率的影響是可行的。這些特殊狀況的能級情況可以指導電廠在進行汽輪機本體改造前決定具體哪一個汽缸應該引起重視，并對改造的效果進行預期分析，在平時的節能運行中，也可以幫助電廠分析汽輪機缸效率對熱耗率的大致影響。總之，汽輪機各缸內效率對機組熱耗率的能級分析可以指導火電廠決策，并為平時的節能分析提供依據。

下面通過某廠600 MW機組熱力特性說明書提供的數據進行分析計算。為簡化計算，假定各段抽汽參數不受缸效率影響，且忽略發電機損失。

2 某廠600 MW機組熱力特性簡介

某廠600 MW機組為超臨界、一次中間再熱、沖動式、單軸、三缸四排汽、高中壓合缸、凝汽式汽輪機組，型號為N600－24.2/566/566。THA工況設計參數見表1。

表1 THA工況設計參數

由表1數據計算〔1，2〕，該廠600 MW機組THA工況設計高壓缸內效率為86.75%，中壓缸內效率為92.88%，低壓缸內效率 (UEEP，對有用能終點)為93.25%，機組熱耗率為7 551 kJ/kWh。

3 高壓缸內效率變化1%對熱耗影響的能級估算

為簡化分析，在計算高壓缸內效率對熱耗率影響的時候，假定機組中、低壓缸完全按設計狀況運行，且主蒸汽壓力、溫度、流量不變，發電機功率隨高壓缸內效率的變化而變化。由于再熱蒸汽壓力由高壓缸排汽壓力和再熱器壓損決定，為保證再熱蒸汽參數不受影響，假定高壓缸排汽壓力不變。以上假定的運行狀況，使高壓缸內效率的變化僅改變了高壓缸排汽溫度和高壓缸作功能力，并保證了中、低壓缸運行狀況和作功能力與設計值完全相同。

如果高壓缸內效率下降1%，由于高壓缸進汽壓力、溫度和高壓缸排汽壓力按設計值不變，則高壓缸排汽等熵焓不變，由此可計算高壓缸排汽焓上升為2 997.03 kJ/kg。此時高壓缸和設計值相比少作功:(高壓缸排汽焓－設計高壓缸排汽焓)×高壓缸排汽流量，計算結果為2.222 MW。由于中、低壓缸運行參數維持設計值不變，中、低壓缸作功不變，因此發電機功率下降為600.006－2.222=597.784 MW，按新的高壓缸排汽焓和發電機功率計算，機組的熱耗率為7 568.12 kJ/kWh。即該機組高壓缸內效率下降1%，熱耗率約上升7 568.12－7551≈17 kJ/kWh。

4 中壓缸內效率變化1%對熱耗率影響的能級估算

計算中壓缸內效率對熱耗率影響的時候，假定機組高壓缸和低壓缸完全按設計參數運行。由于高壓缸排汽壓力維持設計值不變，再熱蒸汽壓力必須維持設計值，另外由于低壓缸進汽參數維持設計值不變，中壓缸排汽參數必須維持不變。因此，假定中壓缸內效率下降1%后，可通過調整再熱蒸汽溫度保持中壓缸排汽壓力、溫度不變。以上假定的運行狀況僅改變了中壓缸進汽溫度和中壓缸作功能力，并保證了高壓缸、低壓缸運行狀況和作功能力與設計值完全相同。

通過迭代計算，再熱蒸汽溫度為563.54℃時中壓缸內效率和設計值相比下降1%，由此計算的再熱蒸汽焓下降為3 591.21 kJ/kg。此時的運行狀況和設計值相比，中壓缸少作功:(設計再熱蒸汽焓－再熱蒸汽焓)×再熱蒸汽流量，計算結果為2.198 MW。由于高、低壓缸運行參數維持設計值不變，高、低壓缸作功不變，因此發電機功率下降為600.006－2.198=597.808 MW，按新的再熱蒸汽焓和發電機功率進行計算，機組的熱耗率為7 565.57 kJ/kWh。即該機組中壓缸內效率下降1%，熱耗率約上升7 565.57－7 551≈15 kJ/kWh。

5 低壓缸內效率變化1%對熱耗率影響的能級估算

計算低壓缸內效率變化對熱耗率的影響時，假定機組高、中壓缸完全按設計參數運行，另外假定低壓缸排汽壓力維持設計值不變。由于中壓缸排汽壓力、溫度、流量保持設計值，因此低壓缸進汽參數不變，低壓缸內效率 (UEEP，對有用能終點)下降1%僅改變了低壓缸作功能力及低壓缸排汽焓(排汽干度)。

由于低壓缸排汽壓力不變，因此低壓缸排汽等熵焓不變，由此計算的低壓缸排汽焓為2 319.49 kJ/kg。此時低壓缸和設計狀況相比少作功:(低壓缸排汽焓－設計低壓缸排汽焓)×低壓缸排汽流量，計算結果為2.599 MW。由于高、中壓缸運行參數維持設計值不變，高、中壓缸作功不變，因此發電機功率下降為600.006－2.599=597.407 MW，按新的發電機功率進行計算，機組的熱耗率為7 583.89 kJ/kWh。即該機組低壓缸內效率下降1%，熱耗率約上升7 583.89－7551≈33 kJ/kWh。

6 結論

(1)通過以上分析，該廠600 MW機組高壓缸內效率下降1%影響熱耗率約17 kJ/kWh，中壓缸內效率下降1%影響熱耗率約15 kJ/kWh，低壓缸內效率下降1%影響熱耗率約33 kJ/kWh。

(2)以上分析過程作了大量簡化，而且計算過程都忽略了缸效率對抽汽參數的影響。實際運行中這種現象較少，但作為一種比較特殊的情況，其能級分析對電廠改造決策及平時運行分析具有一定的價值。

(3)通過同樣的分析計算，可得到300 MW，600 MW，1 000 MW等機組高、中、低壓缸內效率變化對機組熱耗率影響的能級分析結果。

〔1〕瓦格納.W．水和水蒸汽性質〔M〕．北京:科學出版社，2003．

〔2〕GB/T 8117－2008汽輪機熱力性能驗收試驗規程〔S〕．