性能考核試驗中凝汽式汽輪機低壓缸相對內(nèi)效率確定方法

王加勇，賴福生，李仁杰，張 鼎，代軍科

(1.蘇州熱工研究院有限公司，江蘇 蘇州 215004；2.華能巢湖發(fā)電有限公司，巢湖 230000；3.鄭州電力高等專科學(xué)校，鄭州 450000)

性能考核試驗中凝汽式汽輪機低壓缸相對內(nèi)效率確定方法

王加勇1，賴福生2，李仁杰3，張 鼎1，代軍科1

(1.蘇州熱工研究院有限公司，江蘇 蘇州 215004；2.華能巢湖發(fā)電有限公司，巢湖 230000；3.鄭州電力高等?？茖W(xué)校，鄭州 450000)

低壓缸排汽處于濕蒸汽區(qū)，排汽焓值不能夠由壓力和溫度查得，低壓缸的相對內(nèi)效率亦無法準確計算。分析了目前凝汽式汽輪機低壓缸相對內(nèi)效率的求取方法，結(jié)合考慮低壓缸內(nèi)效率受排汽流量和機組背壓影響較為突出，提出了通過變背壓試驗的方法找到低壓缸相對內(nèi)效率的最佳值，以此來作為低壓缸相對內(nèi)效率評價指標。

汽輪機；低壓缸排汽焓；低壓缸效率；性能考核試驗

在汽輪機的低壓缸相對內(nèi)效率求取過程中，排汽焓是一個很重要的參數(shù)[1]，也是整個熱力系統(tǒng)計算的重要環(huán)節(jié)。對于凝汽式汽輪機，工質(zhì)膨脹到低壓缸末級或末幾級時可能會進入濕蒸汽區(qū)，而處于濕蒸汽區(qū)的蒸汽焓值不能夠由壓力和溫度查得，低壓缸的相對內(nèi)效率亦無法準確計算[2]。凝汽式汽輪機排汽焓值的準確計算，有助于確定濕蒸汽區(qū)透平級效率以及級的工作狀態(tài)，為汽輪機的安全經(jīng)濟運行及透平的優(yōu)化設(shè)計、結(jié)構(gòu)改進提供指導(dǎo)與參考[3]。

現(xiàn)有的汽輪機排汽焓值的確定方法均存在不同程度的局限性：能量平衡法每次使用時，幾乎都要進行重新全面的復(fù)雜運算[3-6]；等效焓降法不適用于負荷變化較大的工況[7-8]；曲線外推法計算精度較差，尤其在低負荷工況下更是如此[4-5]；弗留格爾公式法不適用汽道面積改變的工況,并且基準流量、壓力和溫度不易準確確定[1,3,9]；相對內(nèi)效率法由于低壓缸實際相對內(nèi)效率與設(shè)計相對內(nèi)效率的差別最大，導(dǎo)致汽輪機排汽流量計算誤差較大[10-11]。另外,汽輪機排汽焓值的計算方法還有曲線迭代法[4]、熵增法[5]、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)法[12]等，但這些方法都是上述5種方法的變形，并且只是理論上的研究，缺少實際應(yīng)用檢驗[13-18]。

因此，排汽焓很難準確確定，在性能考核試驗中低壓缸相對內(nèi)效率準確性受到質(zhì)疑。低壓缸內(nèi)效率受排汽流量和機組背壓影響較為突出，基于此，文中提出在多個負荷點下，進行了機組變背壓試驗，以獲得低壓缸內(nèi)效率與背壓的關(guān)系，找到低壓缸最佳缸效率[19]。

本文提出的低壓缸相對內(nèi)效率確定方法以大量試驗為基礎(chǔ)，找到低壓缸最佳相對內(nèi)效率，以此來作為評判低壓缸相對內(nèi)效率是否達到設(shè)計值。

1 機組熱力系統(tǒng)

圖1為某330 MW機組增容改造后原則性熱力系統(tǒng)圖。本文基于進除氧器的凝結(jié)水流量為基礎(chǔ)，結(jié)合能量守恒和質(zhì)量守恒，進行給水流量、主蒸汽流量及其各級段抽汽流量的計算[20]。

圖1 330 MW機組原則性熱力系統(tǒng)

1.1 進除氧器凝結(jié)水流量、小機抽汽流量的確定

試驗以進除氧器的凝結(jié)水流量為基準。進除氧器凝結(jié)水流量計算遵循ASME PTC19.5標準，小機抽汽流量計算依照GB2624標準執(zhí)行，其流量計算公式為：

(1)

式中C——工作狀態(tài)下節(jié)流件流出系數(shù)；α——工作狀態(tài)下節(jié)流件流量系數(shù)；ε——流束膨脹系數(shù)；d——工作狀態(tài)下的節(jié)流件開孔直徑，m； Δp——節(jié)流件差壓，Pa；ρ1——工作狀態(tài)下的流體密度，kg/m3；β——工作狀態(tài)下節(jié)流件開孔直徑與管道內(nèi)徑之比。

1.2 各級抽汽流量的確定

單獨取出圖1中凝汽式機組給水系統(tǒng)，如圖2所示。

圖2 330 MW機組給水系統(tǒng)

H1高壓加熱器熱平衡式：

(2)

Ddr1=D1

(3)

H2高壓加熱器熱平衡式

Dgs(hw2-hw3)

(4)

Ddr2=D1+D2

(5)

H3高壓加熱器熱平衡式：

Dgs(hw3-hw4)

(6)

Ddr3=Ddr2+D3

(7)

將除氧器、前置泵、給水泵組成一個熱力系統(tǒng)，則其熱平衡式：

(8)

除氧器、前置泵、給水泵系統(tǒng)工質(zhì)平衡式：

D4+Dns+Ddr3+Dgbmfs±Dsw=Dgs+Dgis+Dzjs

(9)

其中，Dsw取水位下降為正，上升為負。

式(2)—式(9)中，共有5個未知數(shù)分別是1號、2號、3號高壓加熱器進氣量、除氧器進氣量和給水流量，共5個方程組成5元線性方程組。以進除氧器凝結(jié)水流量為基礎(chǔ)，由此計算出給水流量，代入式(2)—式(9)中即可計算出主蒸汽流量D0及其各級抽汽流量。

同理，以進除氧器凝結(jié)水流量為基礎(chǔ)，結(jié)合各級段進汽參數(shù)，加熱器進、出及其疏水參數(shù)，求得各段抽汽流量D5、D6、D7、D8，求得各段抽汽焓值h5、h6、h7、h8。

1.3 汽輪機低壓缸排汽焓值及低壓缸相對內(nèi)效率

由圖1可見，進入低壓缸排汽的熱量為主蒸汽輸入熱量減去各段抽汽帶走的熱量、軸封漏汽帶走的熱量、小汽輪機帶走的熱量。即進入低壓缸排汽的熱量為：

Qc=D0×h0-D0×h0-D1×h1-D2×h2-D3×h3-D4×h4-D5×h5-D6×h6-D7×h7-D8×h8-∑Qe

(10)

式中Qc——低壓缸排汽流量；Qe——軸封、閥桿泄漏、汽輪機內(nèi)部泄漏及其他泄漏流量帶走的熱量，當無法測量這些熱量時，需要用其設(shè)計值計算。

進入低壓缸排汽的流量為

Dc=D0-D1-D2-D3-D4-D5-D6-D7-D8-∑De

(11)

式中De——低壓缸的排汽流量；De——軸封、閥桿泄漏、汽輪機內(nèi)部泄漏及其它泄漏流量，當無法測量這些泄漏時，需要用其設(shè)計值計算，取其設(shè)計值。

低壓缸有用能排汽焓值用hueep表示，則

(12)

低壓缸相對內(nèi)效率為

(13)

式中hin，hcls——低壓缸進汽焓值和低壓缸等熵排汽焓值，kJ/kg；ηlri——低壓缸相對內(nèi)效率。

2 實例驗證

基于常識，選擇300 MW和200 MW兩個負荷點進行了機組變背壓試驗，以獲得低壓缸內(nèi)效率與背壓的關(guān)系。試驗結(jié)果見表1，趨勢見圖3。

表1 變背壓試驗計算結(jié)果匯總表

圖3 低壓缸內(nèi)效率與背壓的關(guān)系

由表1和圖3可知，低壓缸內(nèi)效率在機組負荷為200 MW、背壓為5.64 kPa下達到87.75%，略低于設(shè)計保證值88%。由于再熱汽溫偏低，導(dǎo)致低壓缸運行工況偏離設(shè)計工況較遠，與設(shè)計值進行比較，誤差較大。利用本方法求得低壓缸最佳缸效率，利用最佳低壓缸效率與設(shè)計值進行比較，發(fā)現(xiàn)最佳低壓缸效率較設(shè)計值仍然偏低，可見低壓缸效率偏低，最終三方信服試驗結(jié)果。

3 結(jié)語

(1)本文通過聯(lián)立汽輪機組的整體能量平衡方程、低壓系統(tǒng)能量平衡方程以及凝汽器能量平衡方程，得到了汽輪機低壓缸排汽焓值和低壓缸效率的計算方法。

(2)對運行參數(shù)偏離設(shè)計值較遠，如鍋爐側(cè)做低氮燃燒器的改造，致使機組再熱汽溫嚴重偏低、機組效率也偏低、通過修正不能說服三方對試驗結(jié)果達成共識的機組更有意義。

(3)通過變背壓試驗尋求最佳低壓缸效率，當機組負荷為200 MW、背壓為5.64 kPa時，低壓缸的效率達到87.75%，略低于設(shè)計保證值88%，得到三方認可，充分證明了本方法的實用性。

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(本文編輯：趙艷粉)

Relative Internal Efficiency Determination Method for Condensing Steam Turbine Low-Pressure Cylinder in Performance Test

WANG Jiayong1, LAI Fusheng2, LI Renjie3, ZHANG Ding1, DAI Junke1

(1. Suzhou Thermal Research Institute Co., Ltd., Suzhou 215004, China;2. Huaneng Chaohu Power Generation Co., Ltd., Chaohu 230000, China;3. Zhengzhou Electric Power College, Zhengzhou 450000, China)

When low-pressure cylinder exhaust is in wet steam area, the exhaust enthalpy value cannot be checked by the pressure and temperature, so the relative internal efficiency of low pressure cylinder cannot be calculated accurately. This paper analyzes the current calculating methods of relative internal efficiency for condensing steam turbine low-pressure cylinder. Then considering the obvious impact of exhaust steam flow and the unit back pressure, it proposes to obtain the best value of low-pressure cylinder relative internal efficiency through the test of changing back pressure, which serves as evaluation index for low pressure cylinder relative internal efficiency.

steam turbine; low-pressure cylinder exhaust enthalpy; low-pressure cylinder efficiency; performance test

10.11973/dlyny201702024

王加勇(1985—)，男，博士，工程師，從事電站熱力性能評價及優(yōu)化工作。

TM712

B

2095-1256(2017)02-0201-04

2017-02-28