6B燃機更換轉子后出力降低原因分析

林友政

（深能安所固電力（加納）有限公司，廣東 深圳 518000）

加納某燃氣電廠的某臺型號為PG6541B的燃機是從國內搬遷過來的舊機組，配17級軸流式壓氣機，10個燃燒室的分管回流式燃燒室和3級透平，轉速為5 114 RPM，通過減速齒輪箱與發電機連接，搬遷過程中進行過大修維護，發電機轉速為3 000 RPM。2018年該燃機大修后出現了出力明顯降低的現象，之后又進行了一系列檢修工作，但是燃機出力并沒有提升。本文將對大修后燃機出力明顯降低的原因進行分析。

1 大修過程進行的主要工作

與一般的燃機大修工作相比，本次大修除更換了透平第一、二、三級噴嘴，火焰筒和過渡段等主要燃燒部件外，還更換了整個燃機轉子，其中壓氣機動葉和透平動葉也隨燃機轉子更換上機。新更換上機的燃機轉子為該電廠另外一臺同型號燃機的備用轉子，并在歐洲進行過大修維護，2臺燃機設計狀態下擁有相同出力，與舊轉子相比，新轉子不同的是其設計轉速為5 135 RPM。大修后，燃機出力明顯降低，隨后該燃機又于2019年更換了透平第三級噴嘴，于2020年2月更換了透平第二、三級噴嘴，但出力并沒有提升。

表1、表2為2018年大修前后壓氣機和透平通流間隙表，其中R1～R17表示壓氣機動葉與氣缸的葉頂間隙，因為表格過長，通流間隙沒有異常波動，所以只截取部分數據。

表1 壓氣機通流間隙

表2 透平通流間隙

從表1和表2中可以看到，大修前后壓氣機和透平的通流間隙沒有明顯變化，所以壓氣機和透平通流間隙的變化并不是影響燃機出力的原因。該廠歷次6B燃機小修表明，更換火焰筒和過渡段也幾乎不會對燃機出力產生影響。

2 大修前后運行參數對比

表3為大修前后該燃機主要運行參數，表4則記錄了在壓氣機進氣溫度相同的條件下，部分運行參數大修前后的變化幅度。表3中的壓氣機排氣壓力CPD和透平排氣壓力都是表壓，表4中負號表示降低。

從表3和表4中可以看到，大修后，燃機出力、燃料沖程基準FSR、壓氣機排氣壓力CPD都降低了，其中出力和燃料沖程基準FSR降低幅度比較大，出力最明顯。壓氣機排氣溫度和透平排氣溫度都升高了，且壓氣機排氣溫度升高幅度較明顯。而進氣濾壓差增大，也對燃機出力有一定的影響。

表3 大修前后主要運行參數表

表4 大修前后部分運行參數變化幅度表

3 壓氣機的基本工作原理

圖1為軸流式壓氣機動、靜葉葉柵及基元級速度三角形，c1和c2分別表示動葉進、出口處的絕對速度，w1和w2分別表示動葉進、出口處氣流相對于動葉的相對速度，u表示動葉的圓周速度。

圖1 軸流式壓氣機動、靜葉葉柵及速度三角形

根據動量原理，當q kg/s的空氣流過動葉柵時，動葉柵對氣流的作用力的切向分量應為

當工作葉輪平均直徑上的圓周速度為u時，動葉柵施加給流量為q的空氣的功率應為

所以壓氣機工作葉柵施加給每千克氣體的功Δh為

其中

所以

忽略壓氣機壓縮過程中的損失，假設壓縮過程為等熵壓縮，根據熱力學第一定律開口系統能量方程，可以求得壓氣機工作葉柵施加給每千克氣體的功為

式中：R為空氣的氣體常數；Ta為工作葉柵進口溫度；π為壓氣機級的壓比；γ為空氣絕熱指數，約等于1.4；u為基元級動葉柵圓周速度；w為基元級氣流相對于動葉柵的相對速度；Δcu為氣流在基元級動葉柵進出口絕對速度的變化；Δwu為氣流在基元級動葉柵進出口相對速度的變化，Δwu=Δcu

4 壓氣機效率

本文中的壓氣機效率為等熵效率，有效功取理想狀態下的靜參數等熵壓縮功，實際耗功取實際狀態下靜參數多變壓縮功與各種損失功之和。設η為壓氣機效率，π為壓氣機壓比，γ為空氣絕熱指數，γ=1.4，Δhp為多變壓縮功，Δhr為各種損失功的和，ΔhS為理想狀態下的等熵壓縮功，T1為壓氣機進氣溫度，T2為壓氣機排氣溫度，T2S為理想狀態下壓氣機等熵壓縮過程的排氣溫度，P1為壓氣機進氣壓力，P2為壓氣機排氣壓力，表3中的壓氣機排氣壓力CPD為表壓，計算時需要加上當地大氣壓，Pd為進氣濾壓差，當地大氣壓P0=100.008 kPa，且認為其保持不變。則

式（7）中的cp為空氣的定壓比熱容。將表3中的相關數據代入到式（7）、式（8）和式（9）中，可以計算出壓氣機的等熵效率η，具體見表5。

從表5中可以看到，大修后壓氣機效率η降低了1.05%～1.38%。

表5 大修前后壓氣機效率

由于燃機轉速不同，要保證有相同的燃機出力和壓氣機效率，壓氣機基元級的速度三角形必然不同，將設計轉速為5 135 RPM的轉子安裝到設計轉速為5 114 RPM的燃機上，必然導致壓氣機轉子動、靜葉級間配合發生比較復雜的改變，速度三角形也發生改變，壓氣機的葉型損失、環端面損失和二次流損失將增大，導致壓比減小，壓氣機效率降低。

5 轉速降低對燃機出力的影響

5.1 轉速降低對壓氣機等熵壓縮功和壓比的影響

由式（6）可知，壓氣機的壓比π、壓縮功Δh都和工作葉輪的圓周速度u及動葉柵進出口相對速度的變化Δwu這2者有關，在速度三角形相似的情況下，降低燃機轉速會降低壓氣機的壓比，且壓比與轉速的變化關系并不呈線性關系。在壓氣機基元級速度三角形相似的情況下，可將計算從壓氣機的基元級擴展到整個壓氣機，當燃機轉速由u1降低為u2，則壓氣機施加給每千克氣體的壓縮功從Δh1變化為Δh2，關系如下

壓氣機壓比從π1變為π2，關系如下

假設燃機轉速為5 135 RPM的時候壓比π1為11，進氣溫度和進氣壓力都相同，當燃機轉速從5 135 RPM降低到5 114 RPM后，Δh2降低至0.991 8Δh1，π2降低至10.84。由此可知，當燃機轉速由5 135 RPM降低至5 114 RPM后，理論上壓氣機的壓比和壓縮功都會降低，壓比降低1.45%，壓縮功降低0.82%。

5.2 轉速降低對壓氣機流量的影響

壓氣機出口流量Q計算公式為

式中：ρ，A，c，T2分別為壓氣機出口的壓縮空氣密度，通流面積，氣流速度，壓氣機排氣溫度。忽略壓氣機壓縮過程中的損失，即該過程為理想過程，在基元級速度三角形相似，進氣溫度和進氣壓力都相同的情況下，當燃機轉速從5 135 RPM降低到5 114 RPM后，壓氣機流量由Q1變為Q2，Q2=0.981 4Q1。由此可知，當燃機轉速由5 135 RPM降低至5 114 RPM后，理論上，壓氣機的流量將降低約1.86%。

而壓氣機對氣體的壓縮就是透平做功的反過程，所以高溫燃氣對透平動葉做功的公式基本相似，可以用Δh=uΔwu來表示。同樣，燃機轉速降低，理論上高溫燃氣對透平動葉所做的膨脹功及透平的膨脹比都會降低，更換轉子前后變換關系與壓氣機相同。

5.3 轉速降低對燃機出力的影響

轉速為5 135 RPM時，當Q1kg/s的空氣流過壓氣機，壓氣機對壓縮空氣做的等熵壓縮功為Q1Δh1，轉速降低至5 114 RPM后，當Q2kg/s的空氣流過壓氣機時，壓氣機對壓縮空氣做的等熵壓縮功為Q2Δh2，則

該燃機壓氣機消耗的功約占透平輸出軸功的2/3，設更換轉子前，透平輸出的軸功為WT1，壓氣機消耗的壓縮功為WC1，空氣在被壓縮過程中消耗的有效功為WCe1，燃機輸出功為W1，壓氣機效率為η1，更換轉子后，透平輸出的軸功為WT2，壓氣機消耗的壓縮功為WC2，空氣在被壓縮過程中消耗的有效功為WCe2，燃機輸出功為W2，壓氣機效率為η2。忽略傳動機械造成的損失，則

假設更換轉子后壓氣機效率不變，則滿足

在這種情況下，燃機輸出功W2=0.973 4W1，但是從表5中可以看到，更換轉子后，壓氣機效率變低了，這意味著與大修前相比壓氣機將消耗更大比例的透平輸出功，令

結合式（14）～（21）可得到

分別計算出當進氣溫度為27℃、28℃、29℃和30℃時，的值，得到表6。

表6 大修前后出力之比

從表6中可以看出，同時考慮轉速降低和壓氣機的效率變化的影響后，理論上，燃機出力將降低至原來的94.29%～95.02%，也就是降低4.98%～5.71%。因為將設計轉速為5 135 RPM的轉子安裝到設計轉速為5 114 RPM的燃機上，實際上變化將會更加復雜，所以燃機實際負荷降低5.46%～7.40%也就顯得很正常了。

6 結束語

綜上所述，該燃機大修后出力降低的主要原因如下：①更換轉子后，該燃機的設計轉速與新更換轉子的設計轉速不同，壓氣機轉子動、靜葉級間配合發生比較復雜的改變，葉型損失、二次流損失和環端面損失大增，壓氣機效率降低。②新轉子轉速低于設計轉速，導致燃機流量降低，壓氣機和透平做功能力都降低。③大修后進氣濾壓差增大。另外，由于更換了設計轉速不同的轉子，且壓氣機效率降低，燃機整體效率也必然降低，這與實際狀況相符。