汽輪機(jī)組定功率變壓運(yùn)行耗差定量計算模型及應(yīng)用

萬忠海

（國網(wǎng)江西省電力有限公司電力科學(xué)研究院，江西 南昌 330096）

0 引言

依據(jù)汽輪機(jī)組原理，部分負(fù)荷下進(jìn)汽壓力的選擇直接影響到機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性[1]。當(dāng)汽輪機(jī)組定功率運(yùn)行時，其在既定配汽方式與閥門開啟順序下進(jìn)汽壓力與機(jī)組熱耗率之間的數(shù)值對應(yīng)關(guān)系，可稱為汽輪機(jī)組定功率變壓運(yùn)行熱經(jīng)濟(jì)特性（下文簡稱變壓特性）[2]。研究汽輪機(jī)組變壓特性，不僅在精確確定閥點位置、制定自動變壓運(yùn)行策略、進(jìn)汽壓力耗差分析、數(shù)值量化調(diào)節(jié)閥節(jié)流調(diào)頻能損、數(shù)值量化調(diào)節(jié)閥重疊度本底節(jié)流損失等方面具有較為廣闊的工程應(yīng)用價值，而且，可為煤電機(jī)組寬負(fù)荷深度調(diào)頻調(diào)峰運(yùn)行方式的技術(shù)經(jīng)濟(jì)比較以及調(diào)頻輔助服務(wù)的成本核算提供理論與實踐依據(jù)，對于煤電機(jī)組轉(zhuǎn)型有著積極意義。

傳統(tǒng)的汽輪機(jī)組運(yùn)行方式優(yōu)化一定程度上可以歸結(jié)為求解機(jī)組在定功率下熱耗率最小值所對應(yīng)的進(jìn)汽壓力，大體可分為理論尋優(yōu)和試驗尋優(yōu)兩類。理論尋優(yōu)的優(yōu)點在于可采用窮舉法來確定出最優(yōu)運(yùn)行初壓，但其計算結(jié)果受現(xiàn)有技術(shù)能力的限制往往偏離現(xiàn)場實際[3]。試驗尋優(yōu)的優(yōu)點在于采用高精度等級試驗儀表對機(jī)組實際運(yùn)行參數(shù)進(jìn)行測試，數(shù)據(jù)樣本的代表性和準(zhǔn)確性均較高。現(xiàn)役汽輪機(jī)組實際熱耗率通常在7 000～8 000 kJ·（kW·h）-1范圍，若以試驗結(jié)果不確定度±0.25 %為計，機(jī)組熱耗率的試驗誤差大致為±17.5～20.0 kJ·（kW·h）-1。仿真顯示，當(dāng)進(jìn)汽壓力變化±0.1 MPa 時，機(jī)組熱耗率變化±2.0 kJ·（kW·h）-1左右。因此，依據(jù)ASME PTC6-2004標(biāo)準(zhǔn)開展現(xiàn)場試驗難以精確辨析進(jìn)汽壓力小幅變化對機(jī)組經(jīng)濟(jì)性的影響；更不必談在試驗儀器、試驗條件等方面存在大幅降級的常規(guī)尋優(yōu)試驗了。部分試驗人員單純地以搜尋最優(yōu)運(yùn)行初壓為目標(biāo)對常規(guī)尋優(yōu)試驗進(jìn)行了改進(jìn)。但實踐顯示，閥點尋優(yōu)法易受調(diào)節(jié)閥重疊度的干擾，而耗差分析法往往單一看待變壓運(yùn)行過程中理想循環(huán)效率、高壓缸相對內(nèi)效率以及給水泵耗功對機(jī)組熱耗率的影響，忽視參數(shù)之間的耦合性。因此，這些改進(jìn)試驗方法并未實質(zhì)性地降低試驗不確定度；加之受樣本數(shù)量少的限制（通常3～5個），常規(guī)試驗尋優(yōu)不適于研究變壓特性。

客觀而言，定功率運(yùn)行中，我們更多關(guān)注的是當(dāng)進(jìn)汽壓力變化時，機(jī)組熱耗率的“相對變化量”；至于機(jī)組熱耗率“絕對值”，只需滿足一般工程應(yīng)用要求即可。顯然，對于測試變壓特性而言，熱耗率變化辨析度（即辨析進(jìn)汽壓力小幅度改變時機(jī)組經(jīng)濟(jì)性的相對變化量的能力）比機(jī)組熱耗率不確定度（即每一進(jìn)汽壓力對應(yīng)的機(jī)組熱耗率絕對值的測量誤差）更為實用。文中通過深入剖析汽輪機(jī)組定功率變壓特性內(nèi)在機(jī)理及特征變量數(shù)值機(jī)理，構(gòu)建出一種基于“機(jī)組熱耗率相對比較”的汽輪機(jī)組變壓運(yùn)行耗差定量計算模型（下文簡稱耗差模型），實現(xiàn)了變壓特性的高精度復(fù)現(xiàn)，可顯著提升現(xiàn)場試驗的熱耗率變化辨析度。

1 變壓特性機(jī)理

1.1 變壓特性內(nèi)在機(jī)理剖析

早期理論研究通過高壓缸內(nèi)單位蒸汽的吸熱量和作功的綜合比較，并結(jié)合給水泵耗功，粗略地比較出再熱機(jī)組在部分負(fù)荷下節(jié)流配汽定壓運(yùn)行、噴嘴配汽定壓運(yùn)行以及噴嘴配汽滑壓運(yùn)行之間熱經(jīng)濟(jì)性差異[1]。文中認(rèn)為上述方法同樣可用來分析同一機(jī)組在既定配汽方式和閥門開啟順序下的定功率變壓特性[4]。

圖1描述了高壓缸在定功率下變工況前、后的熱力過程。由于高排壓力的變化遠(yuǎn)低于進(jìn)汽壓力的變化，可近似認(rèn)為變工況前、后高排壓力保持不變[1]。首先，假定高壓缸未設(shè)置回?zé)岢槠?，變工況后單位蒸汽的高壓缸有效焓降的增益δ（Δh）（下文簡稱增功，kJ·（kg）-1）為：

式中：h0、′分別為變工況前、后的高壓缸進(jìn)汽焓，kJ·（kg）-1；h1、分別為變工況前、后的高壓缸排汽焓，kJ·（kg）-1。

如圖1所示，當(dāng)忽略再熱汽焓和鍋爐最終給水焓的變化（一抽壓力變化較?。r，變工況后單位蒸汽的循環(huán)吸熱量的增益δ（Δq）（下文簡稱增熱，kJ·（kg）-1）為：

圖1 高壓缸熱力過程

由于高壓缸未設(shè)置回?zé)岢槠瑒t再熱系數(shù)α=1；比較式（1）、式（2）可得δ（Δh）=δ（Δq）；這意味著，倘若單位蒸汽由于進(jìn)汽壓力變化而在高壓缸產(chǎn)生一定數(shù)額的增功；那么，必然會在鍋爐產(chǎn)生等額的增熱。從熱功轉(zhuǎn)換的角度而言，此時單位蒸汽吸收的增熱在高壓缸百分百地轉(zhuǎn)化為了增功。

由此，可進(jìn)一步得出：當(dāng)高壓缸設(shè)置一級或兩級回?zé)岢槠麜r，再熱系數(shù)α＜1；此時，單位蒸汽的增熱將小于增功[1]，其熱功轉(zhuǎn)換效率將大于100%；這便是變壓特性形成的內(nèi)在機(jī)理。

1.2 變壓運(yùn)行特征變量相關(guān)性分析

借助德國STEAG 公司EBSILON Professional 電站性能軟件開展汽輪機(jī)組在定功率變壓運(yùn)行下的仿真建模[5]。仿真機(jī)型為四閥噴嘴配汽機(jī)組（閥門開啟順序為GV1/2 同步→GV3→GV4），額定參數(shù)為660 MW/24.2 MPa/566 ℃/566 ℃。受文章篇幅所限，并考慮到660 MW容量等級機(jī)組在480 MW負(fù)荷下可行滑壓區(qū)間[6]進(jìn)汽壓力變化幅度較大，可有效揭示該機(jī)型在定功率下可行閥位區(qū)間內(nèi)不同進(jìn)汽壓力下機(jī)組熱耗率的連續(xù)變化趨勢，并展現(xiàn)出其定功率變壓運(yùn)行的內(nèi)在固有規(guī)律；故而，文中僅給出該負(fù)荷下的仿真與驗算情況。

圖2-4分別給出了在480 MW負(fù)荷變壓運(yùn)行（主蒸汽/再熱溫度和背壓均為設(shè)計值且調(diào)節(jié)閥均處于無重疊度狀態(tài)）下的高壓缸有效焓降、理想焓降、循環(huán)吸熱量、高壓缸內(nèi)效率、汽泵焓升及機(jī)組熱耗率的仿真計算結(jié)果。由圖2-4可知，隨進(jìn)汽壓力的變化，受汽輪機(jī)閥點效應(yīng)的影響，圖中各趨勢曲線均存在若干處拐點。參照相應(yīng)調(diào)節(jié)閥閥位，這些拐點恰對應(yīng)著不同的閥點工況。圖中由左往右出現(xiàn)的第一處拐點對應(yīng)著三閥點工況；第二處拐點對應(yīng)著兩閥點工況。文中的閥點工況泛指前序調(diào)節(jié)閥全開或接近全開（分別對應(yīng)無重疊度或有重疊度狀態(tài)），后序調(diào)節(jié)閥全關(guān)的運(yùn)行狀態(tài)。

圖2 高壓缸有效焓降

由圖2-3 可知，高壓缸有效焓降曲線、循環(huán)吸熱量曲線和機(jī)組熱耗率曲線受閥點效應(yīng)影響在相同的進(jìn)汽壓力下同時出現(xiàn)明顯的拐點特征；各圖曲線以趨勢線拐點為分界點，兩兩呈負(fù)相關(guān)性。由圖4 可知，汽泵焓升曲線同樣受閥點效應(yīng)的影響而出現(xiàn)拐點特征（不及圖2 或圖3 般明顯）；汽泵焓升與進(jìn)汽壓力始終呈正相關(guān)性；但與機(jī)組熱耗率無明確相關(guān)性。

圖3 循環(huán)吸熱量變化過程

圖4 汽泵焓升變化過程

上述相關(guān)性分析進(jìn)一步驗證了高壓缸有效焓降、循環(huán)吸熱量及給水泵耗功均是影響變壓特性的主要特征變量；高壓缸有效焓降的增益（即增功）和循環(huán)吸熱量的增益（即增熱）彼此呈正相關(guān)性。這里需要指出：對于通流部分結(jié)構(gòu)一定的已投產(chǎn)機(jī)組，調(diào)節(jié)閥閥位的變化是引起汽輪機(jī)及熱力系統(tǒng)運(yùn)行工況和汽水參數(shù)發(fā)生相應(yīng)變化的根本因素；同時，在汽輪機(jī)組定功率運(yùn)行下，只有當(dāng)調(diào)節(jié)閥閥位的變化引起高壓缸有效焓降增加時，才有可能提升機(jī)組的循環(huán)效率。

2 耗差模型

2.1 變壓運(yùn)行特征變量的數(shù)值機(jī)理

從能量轉(zhuǎn)換的角度而言，在汽輪機(jī)組定功率變壓運(yùn)行過程中，如能測取單位蒸汽的高壓缸作功增益、中/低壓缸作功增益以及循環(huán)吸熱量增益，便可確定出機(jī)組熱經(jīng)濟(jì)性的相對變化。

變工況前的循環(huán)效率為：

式中：H為變工況前的整機(jī)有用功，kJ·（kg）-1；Q為變工況前的循環(huán)吸熱量，kJ·（kg）-1。

變工況后的循環(huán)效率η′為：

式中：H′為變工況后的整機(jī)有用功，kJ·（kg）-1；Q′為變工況后的循環(huán)吸熱量，kJ·（kg）-1；δ（HH）為變工況后的高壓缸作功增益，kJ·（kg）-1；δ（HML）為變工況后的中/低壓缸作功增益，kJ·（kg）-1；δ（Q）為變工況后的循環(huán)吸熱量增益，kJ·（kg）-1。

依據(jù)ASME PTC6-2004，現(xiàn)場試驗不確定度來源有三項：一是流量的測量（含汽水系統(tǒng)隔離），二是功率的測量，三是溫度和壓力的測量。通常，前兩項在不確定度中占比＞70%，是試驗誤差的主要來源（尤其是流量測量部分）?，F(xiàn)場試驗中，求解主蒸汽在高壓缸中的作功和再熱蒸汽在中/低壓缸中的作功，需要測取包含流量在內(nèi)的上百個汽水參數(shù)，不僅測試復(fù)雜，而且測量精度難以保障。

圖5 給出了在480 MW 負(fù)荷下的高壓缸作功增益、中/低壓缸作功增益、高壓缸有效焓降增益以及汽泵焓升增益隨進(jìn)汽壓力的變化趨勢。由圖5可知，這些曲線均受閥點效應(yīng)的影響在相同的進(jìn)汽壓力下出現(xiàn)明顯的拐點特征。其中，高壓缸有效焓降增益與高壓缸作功增益呈正相關(guān)性且趨勢相近；汽泵焓升增益與中/低壓缸作功增益呈負(fù)相關(guān)性且趨勢類同。經(jīng)大量仿真研究，“高壓缸有效焓降增益和高壓缸作功增益”以及“汽泵焓升增益和中/低壓缸作功增益”這種趨勢的相關(guān)性是各種不同配汽方式、不同初參數(shù)等級以及不同熱力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的汽輪機(jī)組的普遍規(guī)律。相比求解單位蒸汽的作功而言，求解單位蒸汽的高壓缸有效焓降或汽泵焓升，僅需知道高壓缸進(jìn)/出口壓力和溫度或給水泵進(jìn)/出口壓力和溫度等少量汽水參數(shù)，測試精度也易得到保障（相較流量測量）。

圖5 定功率變壓運(yùn)行趨勢

同時，由汽輪機(jī)原理可知，熱力過程是因，流量是果。為維持一定的電功率輸出，熵增大的熱力過程需要更大的流量，反之亦然。除汽輪機(jī)次末級和末級外，定功率變壓運(yùn)行的絕大部分熱力狀態(tài)點均可由溫度和壓力參數(shù)來確定。因此，結(jié)合前述變壓運(yùn)行特征變量相關(guān)性分析，在式（4）中，以“易測量的高壓缸有效焓降增益和汽泵焓升增益”代替“不易測量的高壓缸作功增益和中/低壓缸作功增益”在理論和實踐上均可行。為了保障計算精度，可引入焓降修正系數(shù)和熱力系統(tǒng)修正系數(shù)分別對高壓缸有效焓降增益和汽泵焓升增益進(jìn)行必要的修正，令二者分別趨近高壓缸作功增益、中/低壓缸作功增益。

2.2 耗差模型

基于變壓運(yùn)行特征變量數(shù)值機(jī)理，并充分考慮汽輪機(jī)組變工況熱力參數(shù)間的相互耦合，引入焓降修正系數(shù)和熱力系統(tǒng)修正系數(shù)，構(gòu)建出一種基于單位蒸汽熱耗率相對變化演算的汽輪機(jī)組耗差模型。在式（3）和式（4）的基礎(chǔ)上，可進(jìn)一步求得：

變工況后，汽泵焓升的增益δ（Δτ）為：

式中：Δτ、Δτ′分別為變工況前、后的汽泵焓升，kJ·（kg）-1；

變工況前的循環(huán)效率η為：

式中：hf為變工況前的給水焓，kJ·（kg）-1；hr為變工況前的再熱汽焓，kJ·（kg）-1；α為變工況前的再熱系數(shù)；HR為變工況前的機(jī)組熱耗率，kJ·（kW·h）-1；

變工況后的循環(huán)效率η′為：

則，變工況后的機(jī)組熱耗率HR′為：

經(jīng)驗顯示，再熱系數(shù)的變化所引起的系統(tǒng)誤差可通過焓降修正系數(shù)β和熱力系統(tǒng)修正系數(shù)γ來矯正；故令變工況后的再熱系數(shù)維持變工況前的數(shù)值，以精簡模型結(jié)構(gòu)并減少相關(guān)測點數(shù)量。因此，式（7）可改寫為：

套用耗差模型時，變工況前的基準(zhǔn)工況為四閥全開工況（對應(yīng)進(jìn)汽壓力最低），并以此工況各參數(shù)作為耗差模型的基準(zhǔn)值；同時，再熱系數(shù)均維持基準(zhǔn)值不變。依據(jù)機(jī)組在480 MW 負(fù)荷下變壓運(yùn)行仿真計算結(jié)果，將相關(guān)特征參數(shù)代入耗差模型；通過調(diào)整修正系數(shù)β和γ的取值，觀測耗差模型的復(fù)現(xiàn)效果。

2.3 修正系數(shù)的取值

對于不同類型汽輪機(jī)組而言，焓降修正系數(shù)β和熱力系統(tǒng)修正系數(shù)γ與機(jī)組所處具體運(yùn)行工況密切相關(guān)，難以定量計算。實際應(yīng)用中，為獲取修正系數(shù)β 和γ 的取值需首先仿真計算案例機(jī)組的變壓特性（即圖6 中仿真熱耗率曲線）；然后通過數(shù)值試湊，令模型熱耗率曲線與仿真熱耗率曲線之間的熱耗率最大復(fù)現(xiàn)偏差≤±1.0 kJ·（kW·h）-1。由圖5 可知，高壓缸有效焓降增益和汽泵焓升增益的變化和趨勢同樣受到閥點效應(yīng)的影響。對于仿真機(jī)型，隨進(jìn)汽壓力增大，可按閥點依次劃分為“四閥點—三閥點”、“三閥點—兩閥點”以及“兩閥節(jié)流”三段。因此，模型以閥點為分界點，對焓降和熱力系統(tǒng)分別實施分段修正，減小最大熱耗率復(fù)現(xiàn)偏差。如圖6 可知，模型熱耗率的變化趨勢與仿真結(jié)果一致（尤其是閥點處的拐點特征），說明耗差模型在構(gòu)架上有效實現(xiàn)了各主要特征變量的有機(jī)整合；經(jīng)分段修正，耗差模型的熱耗率復(fù)現(xiàn)偏差≤±0.5 kJ·（kW·h）-1。

圖6 精細(xì)修正結(jié)果

2.4 重疊度適應(yīng)性

如圖7所示，重疊度2工況的壓力重疊度略大于重疊度1工況[7]，相應(yīng)調(diào)節(jié)閥節(jié)流損失也略大些，使得有/無重疊度工況之間的機(jī)組熱耗升高幅度更大且變化趨勢更為平坦（印證了前文所述重疊度對于閥點尋優(yōu)法的干擾）。當(dāng)修正系數(shù)β和γ分別維持2.3節(jié)無重疊度工況取值時，耗差模型的復(fù)現(xiàn)效果并未受到不同調(diào)節(jié)閥重疊度的影響。圖7（左）、（右）標(biāo)注分別代表左、右縱坐標(biāo)。

圖7 有/無重疊度工況復(fù)現(xiàn)效果

2.5 試驗工況修正系數(shù)和的獲取途徑

在前文的分析中，案例機(jī)組的變壓特性（如圖6仿真熱耗率曲線）是借助Ebsilon 仿真軟件通過全面性變工況計算而直接得到的。顯然，通過提取和運(yùn)用仿真工況部分特征參數(shù)，借助耗差模型便可高精度復(fù)現(xiàn)出案例機(jī)組的變壓特性來（如圖6 模型熱耗率曲線）。因此，可推斷：提取和運(yùn)用變壓運(yùn)行全局尋優(yōu)試驗工況[4]的部分特征參數(shù)，借助耗差模型可間接推演出試驗機(jī)組的變壓特性。無疑，為實現(xiàn)現(xiàn)場試驗應(yīng)用，首先必須在無法通過ASME 熱力試驗直接得出試驗機(jī)組變壓特性的前提下，確定出合用的修正系數(shù)β和γ。由2.4 節(jié)可知，修正系數(shù)β和γ在不同調(diào)節(jié)閥重疊度工況下能被拓展應(yīng)用。文中將這種修正系數(shù)和在同一機(jī)組不同工況和不同機(jī)組不同工況間拓展應(yīng)用的屬性稱為熱力特征繼承性（下文簡稱繼承性）。為進(jìn)一步探究修正系數(shù)β和γ的繼承性，將調(diào)節(jié)閥重疊度2 工況視為原生工況。在原生工況的基礎(chǔ)之上，假定汽輪機(jī)組的若干參數(shù)或指標(biāo)出現(xiàn)惡化（如加熱器端差、主汽溫度、再熱汽溫、高壓缸內(nèi)效率、中壓缸內(nèi)效率、低壓缸排汽焓、給水泵效率、小機(jī)效率以及背壓等），由此形成衍生工況。這里，原生工況和衍生工況既可以代表同一機(jī)組的兩個不同工況（當(dāng)主參數(shù)變化時），也可以代表兩臺不同機(jī)組的不同工況（當(dāng)設(shè)備特性變化時）。

在衍生工況條件下，完成定功率變壓運(yùn)行全面性變工況仿真計算，得到不同進(jìn)汽壓力下的熱力系統(tǒng)參數(shù)和指標(biāo)。相比原生工況，衍生工況的機(jī)組熱耗率平均抬升2%以上。將衍生工況下的部分特征參數(shù)和原生工況的修正系數(shù)β和γ（圖6 中數(shù)值），一同代入耗差模型，計算得到衍生工況下的模型熱耗率。由圖8 可知，在以上假定條件下，采用原生工況的修正系數(shù)和，衍生工況下模型的熱耗率最大復(fù)現(xiàn)偏差依舊≤±1.0 kJ·（kW·h）-1。

圖8 修正系數(shù)的適應(yīng)性

經(jīng)大量仿真驗證，修正系數(shù)β和γ具備優(yōu)良的熱力特征繼承性。故而，可以通過類似的仿真計算，得到與試驗工況熱力特征大致吻合的修正系數(shù)β和γ，再應(yīng)用于現(xiàn)場試驗當(dāng)中。

2.6 現(xiàn)場試驗案例

與常規(guī)ASME 穩(wěn)態(tài)試驗不同，汽輪機(jī)變壓運(yùn)行全局尋優(yōu)試驗[4]在既定閥序和定功率下，通過DCS 系統(tǒng)協(xié)調(diào)自動控制功能，采用“窮舉法”按一定速率連續(xù)小步幅調(diào)整進(jìn)汽壓力的偏置，令調(diào)節(jié)閥閥位隨同進(jìn)汽壓力的單向連續(xù)遞增（減）而單向連續(xù)遞減（增），實現(xiàn)定功率變壓運(yùn)行試驗數(shù)據(jù)的動態(tài)采集。在完成試驗工況測試后，首先通過專業(yè)仿真軟件或符合ASME PTC6算例的EXCEL程序，確定出與試驗工況熱力特征大致吻合的修正系數(shù)和；然后，與相關(guān)試驗數(shù)據(jù)一同代入耗差模型，便可得出不同進(jìn)汽壓力下機(jī)組熱耗率的相對變化量。圖9為某超超臨界機(jī)組在480 MW工況（調(diào)節(jié)閥處于無重疊度狀態(tài)）下的變壓特性曲線，圖中以進(jìn)汽壓力為橫坐標(biāo)。圖10 為某超超臨界機(jī)組在360 MW 工況（重疊度狀態(tài)）下的變壓特性曲線，圖中以總閥位指令為橫坐標(biāo)。

圖9 480 MW變壓特性曲線

圖10 360 MW變壓特性曲線

由圖9-10 可知，耗差模型與全局尋優(yōu)試驗方法相結(jié)合，可有效提升可行滑壓區(qū)間內(nèi)當(dāng)進(jìn)汽壓力小幅變化時的熱耗率變化辨析度，使得通過現(xiàn)場試驗來獲取滿足一定精度的汽輪機(jī)組變壓特性成為可能。

2.7 局限性分析

耗差模型的局限性主要源自兩方面：其一在于試驗工況下熱力特征的復(fù)雜性。在汽輪機(jī)組的眾多參數(shù)或指標(biāo)中，有一部分目前還無法精確實測或尚未可知；這將對修正系數(shù)和的繼承性產(chǎn)生不可預(yù)知的影響。其二在于試驗工況下邊界條件的穩(wěn)定性。汽輪機(jī)組在定功率可行閥位區(qū)間內(nèi)大幅改變進(jìn)汽壓力，必然引起鍋爐與熱力系統(tǒng)的擾動。因此，為回避以上兩方面對耗差模型復(fù)現(xiàn)能力的影響，縮減進(jìn)汽壓力的變化范圍是最為有效的應(yīng)用措施。

3 結(jié)語

1）文中緊扣變壓特性內(nèi)在機(jī)理，將單位蒸汽的“循環(huán)吸熱量”、“高壓缸有效焓降”以及“給水泵焓升”作為特征變量，并引入焓降修正系數(shù)和熱力系統(tǒng)修正系數(shù)，構(gòu)建出一種基于“機(jī)組熱耗率相對比較”的汽輪機(jī)組耗差模型。經(jīng)驗證，該模型對汽輪機(jī)組定功率進(jìn)汽壓力小幅變化對機(jī)組熱經(jīng)濟(jì)性的影響異常敏感，最大熱耗率復(fù)現(xiàn)偏差≤±1.0 kJ·（kW·h）-1，可精準(zhǔn)地復(fù)現(xiàn)案例機(jī)組的全面性變工況仿真計算結(jié)果，計算精度滿足工程應(yīng)用要求。

2）該模型結(jié)構(gòu)形式簡易，與汽輪機(jī)變壓運(yùn)行全局尋優(yōu)試驗方法相結(jié)合，不僅能夠精確搜尋出最優(yōu)運(yùn)行初壓，而且能夠有效精確辨析可行滑壓區(qū)間內(nèi)進(jìn)汽壓力小幅變化對機(jī)組熱經(jīng)濟(jì)性的影響，獲取較為完整且實用的變壓特性?，F(xiàn)場試驗前，應(yīng)事先運(yùn)用專業(yè)仿真軟件或EXCEL編程，以閥點為分界點分段確定出與試驗工況熱力特征大致吻合的修正系數(shù)β和γ，以降低模型的系統(tǒng)誤差。