井芳波，袁永強(qiáng)，衛(wèi)棟梁，陳顯輝，歐陽杰，賴 強(qiáng)，雷曉龍

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噴嘴+補(bǔ)汽新型調(diào)節(jié)技術(shù)的經(jīng)濟(jì)性分析

井芳波，袁永強(qiáng)，衛(wèi)棟梁，陳顯輝，歐陽杰，賴 強(qiáng)，雷曉龍

（東方電氣集團(tuán)東方汽輪機(jī)有限公司，四川 德陽 618000）

為了保持噴嘴調(diào)節(jié)汽輪機(jī)組部分負(fù)荷工況下主蒸汽壓力高的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)減弱調(diào)節(jié)級(jí)效率低對(duì)高壓缸通流效率的影響，有效提高汽輪機(jī)組部分負(fù)荷工況下的經(jīng)濟(jì)性，本文在分析研究了現(xiàn)有汽輪機(jī)進(jìn)汽調(diào)節(jié)技術(shù)的基礎(chǔ)上，提出了噴嘴+補(bǔ)汽新型調(diào)節(jié)技術(shù)。以超臨界660 MW機(jī)組為例，分別分析噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)和單一補(bǔ)汽調(diào)節(jié)對(duì)汽輪機(jī)熱力特性和經(jīng)濟(jì)性的影響。結(jié)果表明：噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組在90%THA工況附近經(jīng)濟(jì)性相當(dāng)，隨著負(fù)荷的降低，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組經(jīng)濟(jì)性優(yōu)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組，且這種優(yōu)勢(shì)逐步加大；全年負(fù)荷范圍為40%THA~85%THA的機(jī)組，采用噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)的經(jīng)濟(jì)性更高。

噴嘴+補(bǔ)汽；進(jìn)汽調(diào)節(jié)技術(shù)；汽輪機(jī)；部分負(fù)荷；經(jīng)濟(jì)性

隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)發(fā)展進(jìn)入新常態(tài)，電力生產(chǎn)消費(fèi)也呈現(xiàn)新常態(tài)特征。電力消費(fèi)增長(zhǎng)減速換檔，電力供需形勢(shì)由偏緊轉(zhuǎn)為寬松、部分地區(qū)過剩，設(shè)備利用小時(shí)逐年降低，燃煤機(jī)組發(fā)電負(fù)荷率普遍偏低[1]。國(guó)家能源局2015年發(fā)布的《華中華東區(qū)域節(jié)能減排發(fā)電調(diào)度專項(xiàng)監(jiān)管報(bào)告》顯示，2014年1—9月，華東區(qū)域燃煤機(jī)組發(fā)電負(fù)荷率基本為67%~75%，華中區(qū)域燃煤機(jī)組發(fā)電負(fù)荷率基本為63%~73%。這使得按照帶基本負(fù)荷設(shè)計(jì)的汽輪機(jī)組無法發(fā)揮設(shè)計(jì)負(fù)荷點(diǎn)高效率的優(yōu)點(diǎn)，造成不必要的經(jīng)濟(jì)損失[2]。

目前，汽輪機(jī)采用的進(jìn)汽調(diào)節(jié)技術(shù)分為噴嘴調(diào)節(jié)[3]、節(jié)流調(diào)節(jié)[4]和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)[5-6]3種，從運(yùn)行方式上又分為定壓運(yùn)行和滑壓運(yùn)行。定壓運(yùn)行方式在部分負(fù)荷節(jié)流損失大（噴嘴調(diào)節(jié)汽輪機(jī)調(diào)節(jié)級(jí)焓降大），為維持鍋爐給水壓力給水泵耗功大，機(jī)組經(jīng)濟(jì)性較差；滑壓運(yùn)行方式在部分負(fù)荷下的鍋爐給水壓力降低，采用變速給水泵可大大降低給水泵耗功。因此，目前國(guó)內(nèi)外新設(shè)計(jì)的300 MW以上機(jī)組一般都把滑壓運(yùn)行作為一種推薦的運(yùn)行方式[7]。 3種進(jìn)汽調(diào)節(jié)技術(shù)均有多年的運(yùn)行業(yè)績(jī)和成功的應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)，技術(shù)成熟可靠，可根據(jù)機(jī)組的帶負(fù)荷特性合理選擇。由于目前我國(guó)的電網(wǎng)容量大，通常情況下機(jī)組在額定負(fù)荷（THA工況）以上運(yùn)行時(shí)間較少，因此補(bǔ)汽調(diào)節(jié)-滑壓運(yùn)行機(jī)組在經(jīng)濟(jì)性上具有一定優(yōu)勢(shì)[8]。為了保持噴嘴調(diào)節(jié)機(jī)組部分負(fù)荷工況下主蒸汽壓力高的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)又減弱調(diào)節(jié)級(jí)效率低對(duì)高壓缸通流效率的影響，本文提出了一種新型調(diào)節(jié)技術(shù)（噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)技術(shù)，已申請(qǐng)國(guó)家專利）以提高機(jī)組部分負(fù)荷工況下的經(jīng)濟(jì)性，并將其與補(bǔ)汽調(diào)節(jié)-滑壓運(yùn)行（簡(jiǎn)稱補(bǔ)汽調(diào)節(jié)）機(jī)組進(jìn)行經(jīng)濟(jì)性對(duì)比分析。

1 噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)技術(shù)工作原理

噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)如圖1所示。汽輪機(jī)第一級(jí)是調(diào)節(jié)級(jí)，分為幾個(gè)噴嘴組。蒸汽經(jīng)過全開高壓主蒸汽閥1后，再經(jīng)過依次開啟的幾個(gè)高壓主調(diào)節(jié)閥2，通向調(diào)節(jié)級(jí)[9]。當(dāng)負(fù)荷在85%THA以下時(shí)，第Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ噴嘴組的調(diào)節(jié)閥全開，第Ⅳ噴嘴組的調(diào)節(jié)閥全關(guān)，機(jī)組滑壓運(yùn)行；負(fù)荷在85%THA時(shí)，主蒸汽壓力達(dá)到額定壓力；負(fù)荷繼續(xù)增大時(shí)第Ⅳ噴嘴組的調(diào)節(jié)閥開啟，主蒸汽壓力維持額定壓力不變，至THA負(fù)荷時(shí)調(diào)節(jié)級(jí)的4個(gè)調(diào)節(jié)閥全開，此時(shí)通過調(diào)節(jié)級(jí)的流量達(dá)到最大；負(fù)荷超過THA工況后，旁通閥3打開，主蒸汽經(jīng)補(bǔ)汽室X進(jìn)入高壓某一級(jí)（第4級(jí)）后，滿足超負(fù)荷區(qū)間的進(jìn)汽要求；至VWO工況（約108%THA）旁通閥全開。負(fù)荷-壓力運(yùn)行曲線如圖2所示。

1—高壓主蒸汽閥；2—高壓主調(diào)節(jié)閥；3—旁通閥(補(bǔ)汽閥)；X—補(bǔ)汽室。

注：主蒸汽壓力以額定壓力24.2 MPa為基準(zhǔn)。

由以上工作過程可知，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組負(fù)荷在85%THA時(shí)調(diào)節(jié)級(jí)的經(jīng)濟(jì)性能達(dá)到了噴嘴調(diào)節(jié)機(jī)組的設(shè)計(jì)工況水平。85%THA負(fù)荷以下工況由于前3個(gè)噴嘴組的調(diào)節(jié)閥全開，機(jī)組滑壓運(yùn)行，調(diào)節(jié)級(jí)焓降及效率與85%THA工況相當(dāng)，高壓缸效率處于較高水平，且同負(fù)荷段主蒸汽壓力遠(yuǎn)高于噴嘴調(diào)節(jié)機(jī)組和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組，機(jī)組循環(huán)效率高。

2 噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)對(duì)汽輪機(jī)熱力特性影響

以超臨界660 MW機(jī)組為例，分別分析噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)和單一補(bǔ)汽調(diào)節(jié)對(duì)汽輪機(jī)熱力特性的影響。噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)、補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)高壓級(jí)組設(shè)計(jì)工況和部分負(fù)荷工況過程線如圖3所示。

注：實(shí)線、虛線分別為噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)、補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)高壓級(jí)組設(shè)計(jì)工況和部分負(fù)荷工況過程線；p0j、p2j分別為高壓缸進(jìn)汽壓力、排汽壓力，i0j、i2j分別為高壓缸進(jìn)汽焓、排汽焓，Di0j、Di2j分別為高壓缸進(jìn)汽焓差、高壓缸排汽焓差，補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)90%THA 工況的高壓缸進(jìn)汽焓，其中j=1,1′,2,2′,3,3′分別表示補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)工況1（設(shè)計(jì)工況（THA））、噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)工況1、補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)工況2（部分負(fù)荷90%THA工況）、噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)工況2、補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)工況3（部分負(fù)荷50%THA工況）、噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)工況3；t0為高壓缸進(jìn)汽溫度。

同工況下噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)的主蒸汽流量相同，再熱蒸汽流量也基本相同?；?zé)岢槠?、再熱蒸汽流量在不同工況下約為主蒸汽流量的0.85～0.90，本文計(jì)算中取0.87，即再熱蒸汽流量為0.87。

在主蒸汽流量、最終給水溫度、回?zé)嵯到y(tǒng)及各邊界條件相同的情況下，從吸熱量和做功的角度分析2種調(diào)節(jié)方式在各工況下汽輪機(jī)的熱效率偏差。

由圖3可知，工況3下，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組多得到的來自鍋爐的熱量D3等于過熱器中所吸收熱量的差別+中間再熱過程所吸收熱量的差別，即

對(duì)于超臨界660 MW中間再熱汽輪機(jī)組，絕對(duì)內(nèi)效率約為48%[10]，則噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組多吸收的熱量D3按熱效率48%考慮，多做的功應(yīng)該為

但由圖3可見，實(shí)際上功的增加量為

當(dāng)式(2)與式(3)相等時(shí)得到

也即：當(dāng)D0=1.12D2時(shí)，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組多吸收了D的熱量，其多做的功剛好是D=0.48D，即多做的功按0.48的熱量轉(zhuǎn)換效率進(jìn)行，兩機(jī)組的熱效率相同（圖3工況2）；當(dāng)D0<1.12D2時(shí)，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組多吸收了D的熱量，其多做的功卻是D>0.48D，相當(dāng)于在原有熱力循環(huán)上增加了1個(gè)效率高于48％（高于原有循環(huán)）的小循環(huán)，其結(jié)果必然使機(jī)組的效率提高（圖3工況3）；反之當(dāng)D0>1.12D2時(shí)，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組多吸收了D的熱量，其做功卻是D<0.48D，相當(dāng)于在原有熱力循環(huán)上增加1個(gè)效率低于48%（低于原有循環(huán)）的小循環(huán)，結(jié)果必然使機(jī)組的效率降低（圖3工況1）。

由上述分析可知，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組的相對(duì)熱經(jīng)濟(jì)性的高低取決于D0和1.12D2的相對(duì)大小。根據(jù)水蒸氣性質(zhì)，從85%THA開始滑壓的以下負(fù)荷，D0和D2隨主蒸汽壓力的降低均逐漸減小，但D0減小得更快[11]。因此負(fù)荷越低，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性越好。

以上僅從汽輪機(jī)熱功轉(zhuǎn)換效率來考慮，忽略了給水泵耗功的影響。目前，國(guó)內(nèi)外新設(shè)計(jì)的300 MW以上機(jī)組均采用小汽輪機(jī)驅(qū)動(dòng)的變速給水泵。噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)雖然提高了部分負(fù)荷的進(jìn)汽壓力，但同時(shí)也使給水泵耗功增大，進(jìn)而使小汽輪機(jī)抽汽量增大，最終影響了汽輪機(jī)組的整體經(jīng)濟(jì)性。

以超臨界660 MW機(jī)組為例，分別采用噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)進(jìn)行計(jì)算各負(fù)荷工況下的鍋爐給水泵小汽輪機(jī)（BFPT）耗汽量，結(jié)果如圖4所示。

注：GBFPTⅠ、GBFPTⅡ分別為補(bǔ)汽調(diào)節(jié)、噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)給水泵小汽輪機(jī)耗汽量，DGBFPT=GBFPTⅡ–GBFPTⅠ為小汽輪機(jī)耗汽量變化量，DGBFPT%=(GBFPTⅡ–GBFPTⅠ)/GBFPTⅠ×100%為小汽輪機(jī)耗汽量變化率。

結(jié)合圖2和圖4可見：從THA至85%THA，小汽輪機(jī)流量變化率隨著主蒸汽壓力差值變化率的增大而增大；85%THA負(fù)荷以下主蒸汽壓力差值變化率基本不變，小汽輪機(jī)流量變化率也基本維持不變。但由于給水泵小汽輪機(jī)耗汽量隨著負(fù)荷的降低對(duì)整個(gè)汽輪機(jī)組的熱效率影響逐漸減弱，因此小汽輪機(jī)耗汽量的變化隨負(fù)荷的降低對(duì)整個(gè)汽輪機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性影響也逐漸減小。圖5為噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)給水泵耗功增大對(duì)機(jī)組經(jīng)濟(jì)性的影響。

圖5 噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)給水泵耗功增大對(duì)熱耗的影響

綜上可知：隨著負(fù)荷的降低，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組的相對(duì)熱功轉(zhuǎn)換效率越來越高；相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)部分負(fù)荷進(jìn)汽壓力的提高對(duì)給水泵耗功的增加所帶來的對(duì)整個(gè)機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性的影響逐漸減弱。以上兩方面的影響綜合起來之后，可得到如下結(jié)論：噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組在～90%THA工況經(jīng)濟(jì)性相當(dāng)，隨著負(fù)荷的降低，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組經(jīng)濟(jì)性優(yōu)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)機(jī)組，且這種優(yōu)勢(shì)逐步加大。

3 噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)技術(shù)經(jīng)濟(jì)性分析

以超臨界660 MW機(jī)組為例，通過詳細(xì)計(jì)算，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)在各負(fù)荷工況下的主要數(shù)據(jù)詳見表1。由表1可見，影響噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)在各負(fù)荷工況經(jīng)濟(jì)性的主要因素為主蒸汽壓力、高壓缸效率（調(diào)節(jié)級(jí)效率）和給水泵耗功。以50%THA工況為例，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)主蒸汽壓力高約2.08 MPa，影響熱耗約?98.3 kJ/(kW·h)，但由于噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)高壓缸效率低約2.66百分點(diǎn)、給水泵耗功高750.8 kW，分別影響熱耗約+36.3、+20.4 kJ/(kW·h)。綜合以上因素，50%THA工況下，噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)熱耗偏差約為?41.6 kJ/(kW·h)。

表1 補(bǔ)汽調(diào)節(jié)、噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)詳細(xì)計(jì)算數(shù)據(jù)

Tab.1 The detailed calculation data for the steam turbine using the new regulation technology and bypass governing

圖6為采用噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)和補(bǔ)汽調(diào)節(jié)時(shí)各負(fù)荷工況下的熱耗偏差（熱耗偏差為噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)熱耗與補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)熱耗之差）。由圖6可見：90%THA工況熱耗偏差很小，90%THA工況以下熱耗負(fù)偏差逐漸增大，這與上述分析得到的結(jié)論一致；THA工況下，熱耗正偏差達(dá)最大，負(fù)荷繼續(xù)增大，熱耗正偏差又逐漸減小，這是因?yàn)門HA工況以上隨著補(bǔ)汽閥的開啟，調(diào)節(jié)級(jí)后壓力升高，調(diào)節(jié)級(jí)焓降減小，調(diào)節(jié)級(jí)對(duì)機(jī)組經(jīng)濟(jì)性的影響減弱。

圖6 2種調(diào)節(jié)汽輪機(jī)各負(fù)荷工況下的熱耗偏差

根據(jù)機(jī)組的全年帶負(fù)荷情況進(jìn)一步分析噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)組與補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性優(yōu)劣，結(jié)果見表2。

根據(jù)我國(guó)機(jī)組全年帶負(fù)荷情況，40%THA~ TMCR負(fù)荷的分配按2種情況考慮：1）40%THA~85%THA、85%THA~TMCR負(fù)荷約占全年發(fā)電時(shí)間的60%、25%；2）40%THA~85%THA、85%THA~TMCR負(fù)荷約占全年發(fā)電時(shí)間的25%、60%。根據(jù)表2，若按時(shí)間系數(shù)1進(jìn)行全年負(fù)荷分配，絕對(duì)加權(quán)熱耗偏差為–21.6 kJ/(kW·h)，若考慮負(fù)荷權(quán)重后的加權(quán)熱耗偏差為–10.9 kJ/(kW·h)，此時(shí)選用噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)組較為經(jīng)濟(jì)；若按時(shí)間系數(shù)2進(jìn)行全年負(fù)荷分配，絕對(duì)加權(quán)熱耗偏差為–11.4 kJ/(kW·h)，若考慮負(fù)荷權(quán)重后的加權(quán)熱耗偏差為–4.6 kJ/(kW·h)，由于噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)汽輪機(jī)組經(jīng)濟(jì)性優(yōu)勢(shì)不明顯，且其結(jié)構(gòu)更復(fù)雜，暫建議仍采用補(bǔ)汽調(diào)節(jié)。

表2 加權(quán)熱耗對(duì)比表

Tab.2 The weighted mean heat rates

注：*處為采用絕對(duì)偏差計(jì)算結(jié)果；**處為采用考慮負(fù)荷權(quán)重（折算至100%負(fù)荷）后的熱耗偏差計(jì)算結(jié)果。

4 結(jié) 論

在分析研究了現(xiàn)有汽輪機(jī)進(jìn)汽調(diào)節(jié)技術(shù)的基礎(chǔ)上，本文提出了噴嘴+補(bǔ)汽新型調(diào)節(jié)技術(shù)，并對(duì)其方案設(shè)置、工作原理和經(jīng)濟(jì)性特點(diǎn)進(jìn)行了討論。分析結(jié)果表明：全年負(fù)荷范圍為40%THA~ 85%THA的機(jī)組，采用噴嘴+補(bǔ)汽調(diào)節(jié)相對(duì)于補(bǔ)汽調(diào)節(jié)的加權(quán)熱耗低約10.9 kJ/(kW·h)；全年負(fù)荷在85%THA以上的機(jī)組，采用2種調(diào)節(jié)方式經(jīng)濟(jì)性差別不大。

［1］ 中國(guó)電力企業(yè)聯(lián)合會(huì). 2017—2018年度全國(guó)電力供需形勢(shì)分析預(yù)測(cè)報(bào)告[R]．北京: 中國(guó)電力企業(yè)聯(lián)合會(huì), 2018.

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Economic analysis for nozzle governing with overload valve regulation technology

JING Fangbo, YUAN Yongqiang, WEI Dongliang, CHEN Xianhui, OUYANG Jie,LAI Qiang, LEI Xiaolong

(Dongfang Turbine Co., Ltd., Deyang 618000, China)

To keep the high main steam pressure of the nozzle governing steam turbine under partial load conditions, weaken the influence of low efficiency of governing stage on flow efficiency of high pressure cylinder, and effectively improve the economic efficiency of the steam turbine under partial load conditions, this paper proposes a new nozzle governing method with overload valve regulation, on the basis of analyzing the existing governing methods of steam turbine. Taking a supercritical 660 MW unit as an example, the paper analyzes the thermal characteristics and economic performance of the steam turbines using the new governing method of nozzle governing with overload valve regulation and bypass governing. The results show that, the economy of the turbine adopting the new regulation technology is similar to that employing the bypass governing near 90%THA condition, while as the unit load decreases, the economy of the turbine adopting the new regulation technology is better than that employing the bypass governing, and this advantage gradually increases. For the units of which the load ranges from 40%THA to 85%THA within the whole year, applying the new regulation technology can reach a higher economic efficiency.

nozzle governing with overload valve regulation, admission regulation technology, steam turbine, partial load, economy

National Science and Technology Infrastructure Program (2015BAA03B01-02)

TK262

B

10.19666/j.rlfd.201805144

井芳波, 袁永強(qiáng), 衛(wèi)棟梁, 等. 噴嘴+補(bǔ)汽新型調(diào)節(jié)技術(shù)的經(jīng)濟(jì)性分析[J]. 熱力發(fā)電, 2019, 48(1): 6-11. JING Fangbo, YUAN Yongqiang, WEI Dongliang, et al. Economic analysis for nozzle governing with overload valve regulation technology[J]. Thermal Power Generation, 2019, 48(1): 6-11.

2018-05-07

國(guó)家科技支撐計(jì)劃項(xiàng)目(2015BAA03B01-02)

井芳波(1982—)，男，高級(jí)工程師，主要從事汽輪機(jī)熱力設(shè)計(jì)和性能試驗(yàn)，jingfb@mail.dfstw.com。

（責(zé)任編輯 劉永強(qiáng)）