350MW汽輪機組運行方式優化試驗研究及分析

張利 劉衛平 張宇 甘智勇 王建 屈斌

（天津市電力公司電力科學研究院 天津 300384）

隨著國家“上大壓小”政策的推進，300MW容量等級火電機組越來越廣泛地參與到電網調峰，機組運行偏離設計工況，需要在不同負荷下調整運行方式，使機組具有較高的經濟性。由于汽輪機組實際運行熱力性能與設計值的差異，一般通過運行方式優化試驗，獲取機組定-滑-定運行曲線，得到不同負荷下的最佳主蒸汽壓力，提高機組運行經濟性，達到節能目的。

本文以天津軍電熱電有限公司350MW汽輪機組為例，詳細講述了運行方式試驗結果及分析，為機組滑壓運行提供參考。

1 運行方式優化試驗工況的確定

天津軍電熱電有限公司#9機組汽輪機是哈爾濱汽輪機廠生產的C260/N350-16.7/538/538型抽汽凝汽式汽輪機，為了獲取機組不同負荷工況下熱耗率，結合機組實際運行情況確定運行方式優化試驗工況（表1），選擇5個不同負荷點，每個負荷點選擇3-4個不同主蒸汽壓力工況。

表1 運行方式優化試驗工況

2 試驗結果及分析

為了合理分析不同主蒸汽壓力對汽輪機熱耗的影響，僅對機組試驗熱耗進行真空修正，將低壓缸排汽壓力修正到設計值5.2kPa，分別得到不同負荷下主蒸汽壓力與機組修正后熱耗的關系曲線（圖1-圖5）。

圖1 350MW主汽壓力與機組熱耗關系圖

圖2 315MW主汽壓力與機組熱耗關系圖

圖3 280MW主汽壓力與機組熱耗關系圖

圖4 245MW主汽壓力與機組熱耗關系圖

圖5 210MW主汽壓力與機組熱耗關系圖

從圖1可以看出，機組在滿負荷工況下，隨著主蒸汽壓力的降低，機組修正后熱耗呈上升趨勢，即350MW工況下應保持額定主蒸汽壓力；從圖2-圖5可以看出，在機組部分負荷工況下，主蒸汽壓力與修正后熱耗曲線都存在著一個極小值，該極小值即為各負荷工況下汽輪機的最優主蒸汽壓力（表2）。

表2 排汽壓力5.2kPa時最優主蒸汽壓力

根據以上試驗尋優的結果（排汽壓力修正到5.2kPa）所擬合的修正后發電機功率與最優主蒸汽壓力的關系曲線見圖6所示，圖中斜線與主蒸汽壓力為16.7MPa的水平直線的交點即為機組定滑壓曲線的負荷拐點，該拐點負荷為341.785MW。

圖6 機組定滑壓運行關系曲線（排汽壓力修正到5.2kPa）

3 排汽壓力修正對試驗結果的影響

不同的汽輪機排汽壓力對應的優化結果不同，排汽壓力增大，最佳主蒸汽壓力增大，定滑壓拐點負荷減小。分別將汽輪機排汽壓力修正到 5.2kPa、6kPa、7kPa、8kPa、9kPa，依次計算不同排汽壓力下各負荷工況點的最優主蒸汽壓力，繪制定滑壓運行曲線見圖7所示。

從圖7可以看出，當排汽壓力從5.2kPa增大9kPa時，拐點負荷從341.7MW降低至326.9MW，最佳主蒸汽壓力從16.23MPa增大至16.54MPa（320MW負荷點）。不同排汽壓力工況下的尋優結果見下表3所示：

表3 不同排汽壓力最優主蒸汽壓力

4 滑壓運行對機組其他性能的影響

4.1 高壓缸效率

機組采用滑壓運行方式后，主蒸汽壓力比定壓運行方式低，高壓調節門開度比優化前增大，高調門節流損失減小，高壓缸效率比優化前略有增大，詳見下圖8所示：

圖8 高壓缸效率滑壓優化前后對比圖

4.2 高壓缸排汽溫度

機組滑壓運行之后，高壓缸排汽溫度與優化前相比略有升高，導致從鍋爐再熱器吸熱量減少，有利于再熱蒸汽溫度的控制，詳見下圖9所示：

圖9 高壓缸排汽溫度滑壓優化前后對比圖

4.3 汽動給水泵轉速

機組采用滑壓運行方式后，由于主蒸汽壓力比定壓運行方式低，主給水壓力也隨之降低，汽動給水泵耗功將減小，直接表現為汽動給水泵轉速降低，詳見下圖10所示：

圖10 汽動給水泵轉速滑壓優化前后對比圖

5 結語

5.1 通過對運行方式優化試驗結果分析，將排汽壓力修正到設計值5.2kPa，當發電機功率低于341.7MW（拐點負荷）時，機組開始采用滑壓方式運行，在210MW至350MW負荷區間范圍內，最優主蒸汽壓力從設計值16.7MPa降至13.99MPa。

5.2 分別將汽輪機排汽壓力修正到 5.2kPa、6kPa、7kPa、8kPa、9kPa，隨著排汽壓力增大，機組拐點負荷從341.7MW降低至326.9MW，相同負荷下的最佳主蒸汽壓力也隨之增大。

5.3 機組采用滑壓運行方式后，在210MW至350MW負荷區間范圍內，修正后汽輪機熱耗率降低25.3-116.1kJ/kW.h，高壓缸效率和高壓缸排汽溫度與優化前相比都略有增大，汽動給水泵轉速降低。

[1]張宇，劉衛平，陳玉普，等.330MW汽輪機組優化運行試驗研究[J].熱力發電，2009（1），72-76.

[2]陳勝利，荊濤，李高潮，等.排汽壓力對汽輪機運行優化試驗結果的影響研究[J].熱力發電，2013（4），28-30.