車永強，路雪晴，鄭 威，韓 悅

（1.國網(wǎng)山東省電力公司電力科學(xué)研究院，山東 濟南 250003；2.山東科技大學(xué)機械電子工程學(xué)院，山東 青島 266590）

0 引言

某廠1 號機為上海汽輪機廠生產(chǎn)的N1013-28／600／620 超超臨界、一次中間再熱、單軸四缸四排汽、凝汽式汽輪機。熱耗保證工況（THA）下，機組設(shè)計熱耗率7 231 kJ／kWh，高壓缸效率89.89%，中壓缸效率92.96%，低壓缸效率89.66%，鍋爐設(shè)計效率94.59%，設(shè)計廠用電率4.59%，設(shè)計發(fā)電煤耗率263.47 g／kWh，設(shè)計供電煤耗率276.15 g／kWh。該機于2016 年8 月投產(chǎn)，2017 年6 月進行投產(chǎn)考核試驗，THA 工況下，高壓缸效率89.71%，中壓缸效率92.47%，低壓缸效率88.84%，經(jīng)一二類修正后的機組熱耗率為7 224.05 kJ／kWh，修正后的鍋爐效率95.13%，廠用電率4.22%，發(fā)電煤耗率平均值為261.73 g／kWh，供電煤耗率平均值為273.19 g／kWh。從考核試驗結(jié)果看，機組的整體性能略優(yōu)于設(shè)計值。

2019 年4 月，為掌握機組在運行2 年后的實際性能，電廠委托試驗單位對機組進行了常規(guī)熱力性能試驗，測試機組的熱耗率、高壓缸效率、中壓缸效率、機組發(fā)電煤耗、機組供電煤耗等性能指標(biāo)，試驗按照GB／T 8117.2—2008《汽輪機熱力性能驗收試驗規(guī)程》［1］進行，分別進行了純凝1 000 MW、850 MW、700 MW、550 MW、400 MW 共5 個工況的性能試驗。試驗結(jié)果顯示，1 000 MW 工況下，機組高壓缸效率85.97%，中壓缸效率91.43%，經(jīng)二類修正后的機組熱耗率7 555.81 kJ／kWh?？梢钥闯鰴C組熱耗率比設(shè)計值高了324.81 kJ／kWh。

通過對比機組的考核試驗及此次常規(guī)試驗兩次試驗數(shù)據(jù)、熱力系統(tǒng)試驗值與設(shè)計值之差，應(yīng)用等效焓降理論［2］分析熱力系統(tǒng)，找出機組熱耗率偏高的原因，為機組大修和運行優(yōu)化提供思路。

1 機組高壓缸效率和中壓缸效率對能耗影響

2017 年2 月，在機組投產(chǎn)考核試驗之前，試驗單位曾進行過一次常規(guī)性能試驗，為分析自投產(chǎn)以來的缸效變化，比對這3 次THA 工況試驗下的高中壓缸效率變化，數(shù)據(jù)見表1。

本次THA 工況比2017 年2 月THA 工況相比，高調(diào)門開度基本相同，高壓缸效率降低約1.21%，兩次試驗時隔2 年，高壓缸效率的降低主要受機組老化的影響；相比2017 年6 月考核試驗THA 工況，本次THA 工況高壓缸效率降低約3.74%。對比數(shù)據(jù)可以看出，高調(diào)門開度對高壓缸效率影響較大，考核試驗時高調(diào)門開度大，節(jié)流損失小，高壓缸效率高，而機組實際運行時，考慮滿足電網(wǎng)一次調(diào)頻的要求，高調(diào)門開度必須留有一定裕量［3］，這樣就需要犧牲一定的經(jīng)濟性。但機組在850 MW 及以下負(fù)荷時，高調(diào)門開度僅有30%左右，不能充分發(fā)揮節(jié)流調(diào)節(jié)機組在低負(fù)荷時的優(yōu)勢，需要優(yōu)化低負(fù)荷時的調(diào)門開度曲線。

表1 THA 試驗工況的高壓缸效率和中壓缸效率

高壓缸效率和中壓缸效率降低對機組熱耗率的影響分析，一般采用美國ASME PTC6S REPORT—1970 《汽輪機例行試驗的簡化方法》中給出的計算方法，按此方法和機組設(shè)計參數(shù)分別計算了高壓缸效率變化1%對機組熱耗率的影響［4］：

式中：WHP為高壓缸做功量，kJ／s；ηm為機械效率，%；ηd為發(fā)電機效率，%；Nt為發(fā)電機功率，kW；Gr為再熱流量，kg／s；HHP為高壓缸焓降，kJ／kg；HR為機組設(shè)計熱耗率，kJ／kWh。

同理，也計算了中壓缸效率變化1%對機組熱耗率的影響：

式中：WIP為高壓缸做功量，kJ／s。

應(yīng)用式（1）和式（2），高壓缸效率每變化1%，影響熱耗率16.98 kJ／kWh；中壓缸效率每變化1%，影響熱耗率37.65 kJ／kWh。本次THA 工況下，高壓缸效率85.97%，比設(shè)計值偏低3.92%，使熱耗率升高約66.41 kJ／kWh，煤耗增加約2.53 g／kWh；中壓缸效率91.43%，比設(shè)計值偏低1.53%，使熱耗率升高約57.66 kJ／kWh，煤耗增加約2.19 g／kWh。

2 再熱減溫水量對能耗的影響

在汽輪機熱力系統(tǒng)平衡圖中，再熱減溫水流量為0，而在實際運行中由于爐側(cè)再熱器壁溫超溫，需要投入一定量的事故減溫水，來控制再熱器壁溫。投再熱減溫水，增加了熱力系統(tǒng)吸熱量，同時再熱減溫水由于沒有經(jīng)過回?zé)峒訜崞鞯募訜峒案邏焊鬃龉?，循環(huán)效率較主流工質(zhì)偏低，機組熱耗率和煤耗率增加。通過等效熱降理論，計算了再減水占主汽流量1%時，影響機組熱耗率約1.87‰。

本次THA 工況下，機組投再熱減溫水流量為76.17 t／h，占主蒸汽流量比例為2.75%，使機組熱耗率升高約37.8 kJ／kWh，煤耗增加約1.44 g／kWh。建議加強鍋爐側(cè)燃燒調(diào)整，采用尾部煙氣擋板來調(diào)整再熱溫度，正常運行盡量不投再熱器事故噴水，以提高運行經(jīng)濟性。

上述分析是基于再熱減溫水流量為真實投入值，如果再熱減溫水流量虛高，按照熱耗率的計算公式估算，再熱減溫水流量每虛高10 t／h，機組熱耗率虛高28.67 kJ／kWh，建議檢查再熱減溫水流量測點準(zhǔn)確性。

3 小機汽耗量對能耗的影響

機組配備一臺100%容量小汽機和單獨小機凝汽器，凝結(jié)水回收至大機熱井，小機同軸驅(qū)動前置泵和給水泵，計算試驗小機效率時，需要考慮給水泵組的焓升。受各類因素影響，小機實際運行效率一般低于設(shè)計值，必然使小機汽耗量也高于設(shè)計值，小機汽耗量增加，降低了主機做功能力，使機組能耗上升。一般分析小機汽耗量對能耗影響時，往往只是比較試驗汽耗量與設(shè)計汽耗量之間的數(shù)值差，然后應(yīng)用等效熱降理論，計算能耗影響值。這種計算方法是片面的，它沒有考慮小機進排汽參數(shù)與設(shè)計值的偏差，對汽耗量的影響。按試驗給水泵組焓升、試驗小機參數(shù)、試驗給水流量、試驗再熱減溫水流量、小機設(shè)計效率，求出修正后的小機設(shè)計進汽流量，再與小機試驗進汽流量進行對比。修正后的小機設(shè)計進汽流量計算公式為

式中：Gp為試驗給水流量，t／h；ΔHp為試驗給水泵組焓升，kJ／kg；Gj為試驗再熱減溫水流量，t／h；ΔHj為試驗再熱減溫水焓升，kJ／kg；ηt為小機設(shè)計效率，%；ΔHt0為試驗小機理想焓降，kJ／kg。

表2 給出了小機本次試驗參數(shù)與設(shè)計值的比對，本次THA 工況下，小機效率為76.7%，修正后的小機設(shè)計進汽流量141.28 t／h，試驗小機汽耗量比修正后的設(shè)計值偏高13.45 t／h，再應(yīng)用等效熱降理論，計算出使機組熱耗率升高約23.66 kJ／kWh，煤耗增加約0.90 g／kWh。

表2 小機試驗參數(shù)與設(shè)計值比較

4 給水大旁路內(nèi)漏對能耗的影響

機組給水系統(tǒng)共設(shè)置有3 個高加加熱器和1 個外置式蒸冷器，1 號高加出水分為兩路，一路走外置式蒸冷器，另一路走外置式蒸冷器旁路；三抽蒸汽先進外置蒸冷器，再進3 號高加；給水大旁路為從3 號高加入口至外置蒸冷器出口。

各工況省煤器入口溫度與1 號高加出水溫度比較見表3，為了消除測點及測量誤差對數(shù)值的影響，表3 中溫度值均取兩次試驗同一DCS 測點數(shù)據(jù)?？梢钥闯?017 年2 月THA 及設(shè)計值，給水溫度均比1號高加出水溫度高4 ℃左右，這主要受外置式蒸冷器的加熱影響。而本次THA 工況下，給水溫度卻比1號高加出水溫度低1.54 ℃，說明給水大旁路內(nèi)漏嚴(yán)重。給水大旁路沒有流量表計，只能對1 號高加出口到省煤器入口這一段給水管路（含外置蒸冷器在內(nèi)）進行熱平衡計算，整體來看進入該區(qū)域的熱量是1號高加出水、三抽至蒸冷器進汽、給水大旁路內(nèi)漏，離開該區(qū)域的熱量是省煤器入口給水、3 號高加進汽，通過熱平衡和迭代計算，求出給水大旁路內(nèi)漏流量，表4 給出了5 個試驗工況的給水大旁路內(nèi)漏量的計算結(jié)果。

表3 各工況省煤器入口溫度與1 號高加出水溫度比較℃

表4 各工況下給水大旁路內(nèi)漏量 t／h

給水大旁路的這部分給水不流經(jīng)高加，減少了回?zé)岢槠档土嘶責(zé)岢潭?，也造成給水溫度比設(shè)計值偏低4 ℃左右，使機組熱經(jīng)濟性降低，以THA 工況為例，使機組熱耗率升高約10.95 kJ／kWh，煤耗增加約0.42 g／kWh。

5 其他內(nèi)漏對能耗的影響

各試驗工況下的系統(tǒng)不明泄漏率均低于GB／T 8117.2—2008 《汽輪機熱力性能驗收試驗規(guī)程》規(guī)定的限制，說明機組能耗高與外漏無關(guān)。表5 計算了各試驗工況下的凝汽器過冷度，均為負(fù)值，而設(shè)計值為≤0.5 ℃，說明凝汽器有內(nèi)漏熱量進入，這部分熱量未經(jīng)做功進入凝汽器，降低了機組的經(jīng)濟性。試驗前對熱力系統(tǒng)查漏發(fā)現(xiàn)機組存在幾處較大的內(nèi)漏：低旁A、B 側(cè)閥后溫度180 ℃，主汽管道右側(cè)氣動疏水門200 ℃，小機高壓進汽管道疏水常開等。

表5 各工況下凝汽器過冷度

由于沒有具體的內(nèi)漏流量數(shù)值，無法給出對經(jīng)濟性影響的具體數(shù)值，通過等效熱降計算出THA 工況下內(nèi)漏汽量為1 t／h 時各自對機組經(jīng)濟性的影響，見表6。

表6 內(nèi)漏對機組能耗的影響

6 機組能耗偏高整體分析

THA 工況下，機組修正后熱耗率比設(shè)計值高約324.81 kJ／kWh，通過對機組的熱力系統(tǒng)進行的分析，已找出影響機組能耗的原因有：高中壓效率低、投用再熱減溫水、小機耗汽量增大、給水大旁路內(nèi)漏等，共計影響熱耗率196.48 kJ／kWh 的原因，具體影響數(shù)值統(tǒng)計見表7，其余128.33 kJ／kWh 的熱耗率受汽輪機常規(guī)熱力性能試驗限制，不能具體定量分析，其中有：給水流量測量的精度；低壓缸老化導(dǎo)致的低壓缸效率降低；軸封漏汽量增大；系統(tǒng)內(nèi)漏，尤其是高低旁、加熱器危急疏水、主再熱管道疏水、小機高壓進汽管道疏水等。

表7 THA 工況下能耗偏高原因

7 結(jié)語

通過比對試驗數(shù)據(jù)，分析機組熱力系統(tǒng)，找出了機組能耗偏高的原因，主要有高中壓效率低、投用再熱減溫水、小機汽耗量大、給水大旁路內(nèi)漏等，并且通過等效焓降等計算，給出了對機組能耗的影響值，為電廠為機組大修和運行優(yōu)化提供了思路。