李立言，王艷紅，張 毅

(1.廣東國華粵電臺山發(fā)電有限公司，廣東 臺山 529228；2.東北電力大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，吉林 吉林 132012)

廣東國華粵電臺山發(fā)電有限公司(以下簡稱“臺山電廠”)5×600 MW燃煤機組配置的汽輪機是上海汽輪機有限公司引進(jìn)美國西屋公司技術(shù)生產(chǎn)的亞臨界、一次中間再熱、四缸四排汽、單軸、凝汽式、N600-16.7/537/537型汽輪機，最大功率663 MW(VWO工況)，具有較好的熱負(fù)荷和變負(fù)荷適應(yīng)性.鍋爐的型式為亞臨界參數(shù)、控制循環(huán)、四角切向燃燒、一次中間再熱、單爐膛平衡通風(fēng)、固態(tài)排渣、半露天布置、全鋼構(gòu)架的∏型汽包爐，型號為SG-2028/17.5-M908.

臺山電廠對4號機組進(jìn)行汽輪機本體大修、高壓調(diào)門解體大修后，調(diào)門流量特性和機組運行特性發(fā)生較大改變，導(dǎo)致機組高壓調(diào)閥原有重疊度無法滿足現(xiàn)有要求[1].高壓調(diào)門在順序閥下運行中上下波動較大[2-4]，機組主汽壓力不穩(wěn)定，機組經(jīng)濟(jì)性明顯下降[4-5].為了解決上述問題，臺山電廠借鑒同類型電廠的解決方案[6-9]，聯(lián)合上海發(fā)電設(shè)備成套設(shè)計研究院共同對4號機組滑壓曲線進(jìn)行修改.

1 試驗條件和工況

1.1 試驗方法

本文通過以下兩種試驗方法對機組經(jīng)濟(jì)性進(jìn)行了全面測量.

(1)測定汽輪機在40%、50%、60%、70%、80%、85%、90%、95%、100%額定工況下的熱耗率和高、中壓缸效率.

(2)測定汽輪機在40%、50%、60%、70%、80%、85%、90%、95%、100%額定工況下的定、滑壓特性，提出最佳運行方式和相應(yīng)的滑壓曲線.

1.2 試驗工況

4號機高壓調(diào)門開啟的順序為2、3 → 1 → 4.

試驗工況包含定壓(汽機側(cè)主蒸汽壓力維持額定16.7MPa)、3閥點(調(diào)門保持在GV4全關(guān)，GV1閥位控制在GV4即將開啟時的開度)、2閥點(調(diào)門保持在GV1和GV4全關(guān)，GV2、3閥位控制在GV1即將開啟時的開度)、復(fù)合滑壓(調(diào)節(jié)負(fù)荷與主汽壓力，調(diào)門開度隨當(dāng)前負(fù)荷與主汽壓力而定，即主汽壓力、調(diào)門均變化的滑壓過程)四種.

2 試驗過程及計算

在正式試驗開始之前先進(jìn)行預(yù)備性試驗，確定汽輪機及輔機狀況是否滿足試驗條件、所有試驗儀表是否正常、各系統(tǒng)隔離是否徹底、機組主輔機設(shè)備運行及調(diào)節(jié)是否穩(wěn)定，確保各系統(tǒng)正常無誤后方可進(jìn)行正式試驗.

2.1 熱耗計算

計算方法依據(jù)ASME PTC6標(biāo)準(zhǔn)及ASME PTC6A-1982算例進(jìn)行.

公式中：HR為試驗熱耗率，kJ/kWh；Gms為主蒸汽流量，kg/h；Hms為主蒸汽焓，kJ/kg；Ghrh為熱再熱蒸汽流量，kg/h；Hhrh為熱再熱蒸汽焓，kJ/kg；Hfw為最終給水焓，kJ/kg；Gcrh為冷再熱蒸汽流量，kg/h；Hcrh為冷再熱蒸汽焓，kJ/kg；Grhs為再熱減溫水流量，kg/h；Hrhs為再熱減溫水焓，kJ/kg；P為發(fā)電機功凈功率(若是靜態(tài)勵磁，則扣除勵磁功率)，kW.

2.2 汽輪機缸效率的計算

汽輪機高、中壓缸效率指的是汽缸相對內(nèi)效率，采用焓降效率的方法進(jìn)行計算.

公式中：ηih為高壓缸效率；HMS為高壓缸進(jìn)汽焓值，即主蒸汽焓值；HCRH為高壓缸排汽焓值，即冷再蒸汽焓值；ΔHH為高壓缸理想焓降.

公式中：ηim為中壓缸效率；HHRH為中壓缸進(jìn)汽焓值，即再熱蒸汽焓值；HMOH為中壓缸排汽焓值，即中低壓連通管蒸汽焓值；ΔHM為中壓缸理想焓降.

3 試驗結(jié)果對比分析

通過對240 MW、300 MW、360 MW、420 MW、480 MW、510 MW、 540 MW 7個負(fù)荷段汽缸效率與主汽壓力進(jìn)行計算，結(jié)果如圖1～圖7所示.

圖1 240MW工況圖2 300MW工況

從圖1可以看出，隨著主汽壓力的降低，高壓缸效率整體變化趨勢是升高，并且高壓缸效率提高和給水壓力降低等帶來的收益大于循環(huán)效率降低帶來的影響，所以熱耗率是逐步下降.另外考慮到機組一次調(diào)頻要求和機組安全運行，240 MW工況及以下工況主汽壓力不能過低，根據(jù)現(xiàn)場實際經(jīng)驗，不能低于10.5 MPa.

綜合上所述，機組在240 MW負(fù)荷附近運行時的主蒸汽壓力經(jīng)濟(jì)運行的值為10.5 MPa.

從圖2可以看出隨著主汽壓力的降低，高壓缸效率整體變化趨勢是升高，但是熱耗先降低后升高，即說明高壓缸效率提高和給水壓力降低等帶來的收益相對于循環(huán)效率降低帶來的影響會出現(xiàn)最佳運行點，

綜合上所述，機組在300 MW負(fù)荷附近運行時的主蒸汽壓力經(jīng)濟(jì)運行的范圍約為11.3 MPa～12.2 MPa之間.

圖3 360MW工況圖4 420MW工況

從圖3可以看出隨著主汽壓力的降低，高壓缸效率整體變化趨勢是升高，但是熱耗先降低后升高，即說明高壓缸效率提高和給水壓力降低等帶來的收益相對于循環(huán)效率降低帶來的影響會出現(xiàn)最佳運行點.

綜合上所述，機組在360 MW負(fù)荷附近運行時的主蒸汽壓力經(jīng)濟(jì)運行的范圍為13 MPa～14 MPa之間.

從圖4可以看出隨著主汽壓力的降低，高壓缸效率整體變化趨勢是升高，但是熱耗先降低后升高，即說明高壓缸效率提高和給水壓力降低等帶來的收益相對于循環(huán)效率降低帶來的影響會出現(xiàn)最佳運行點.

綜合上所述，機組在420 MW負(fù)荷附近運行時的主蒸汽壓力經(jīng)濟(jì)運行的范圍大約為14.2 MPa～14.8 MPa之間.

圖5 480MW工況圖6 510MW工況

從圖5可以看出隨著主汽壓力的降低，高壓缸效率整體變化趨勢是升高，但是熱耗先降低后升高，即說明高壓缸效率提高和給水壓力降低等帶來的收益相對于循環(huán)效率降低帶來的影響會出現(xiàn)最佳運行點。

綜合上所述，機組在480 MW負(fù)荷附近運行時的主蒸汽壓力經(jīng)濟(jì)運行的范圍大約為15 MPa～16 MPa之間.

從圖6可以看出隨著主汽壓力的降低，高壓缸效率整體變化趨勢是升高，熱耗雖然從趨勢圖上體現(xiàn)是先升高后又略微有下降，但是整體變化幅度不大，在加上510 MW-3工況試驗功率比其余2工況偏高，導(dǎo)致熱耗降低，如果扣除多出的0.5 MW功率的影響，整體熱耗變化趨勢應(yīng)該是隨著壓力降低熱耗逐漸升高.

綜合上所述，機組在510 MW負(fù)荷附近運行時的主蒸汽壓力經(jīng)濟(jì)運行的點為16.7 MPa，即為定壓運行.

圖7 540MW工況圖8 滑壓曲線

從圖7可以看出隨著主汽壓力的降低，高壓缸效率整體變化趨勢是升高.對于熱耗，540 MW-1和540 MW-2工況運行邊界條件較為接近，且在同一天進(jìn)行，主汽壓力盡管有0.557 MPa偏差，但是熱耗降低幅度很少，可以忽略，540 MW-3工況循環(huán)水溫度比其余2個工況降低0.5度，整個邊界條件不同，盡管該工況下主汽壓力降低0.7 MPa，熱耗僅降低約9 kJ/kW·h，考慮3個工況在試驗時存在不同程度的補水和邊界條件不同，該工況數(shù)據(jù)僅供參考.

綜合上所述，考慮到其余機組540 MW工況已經(jīng)定壓運行，該機組510 MW工況也是定壓運行，故540 MW負(fù)荷附近運行時的主蒸汽壓力經(jīng)濟(jì)運行的點為16.7 MPa，即為定壓運行.

4 機組最佳滑壓曲線

通過各個工況的計算和分析，可獲得4號汽輪機目前在各負(fù)荷下的定滑壓運行曲線，并對原滑壓曲線進(jìn)行對比，如圖8所示.機組新運行的主汽壓力值較原運行的主汽壓力值偏低，原滑壓曲線臨界負(fù)荷點分別約為427 MW和240 MW，新滑壓曲線臨界負(fù)荷點分別約為501和226 MW，即在501 MW負(fù)荷及以上時，建議按照16.7 MPa定壓運行，在501 MW與226 MW之間建議按照新滑壓曲線運行，具體公式參見圖中公式(x-功率，y-主汽壓力)，低于226 MW負(fù)荷時建議機組按照10.5 MPa定壓運行.

5 結(jié) 論

臺山電廠4號機組通過對多負(fù)荷段機組滑壓曲線進(jìn)行對比分析，得出各個負(fù)荷下機組效率最高的最佳運行壓力，總結(jié)出該機組實際運行時的最佳滑壓曲線，有效提高了汽輪機循環(huán)熱效率，降低機組熱耗.同時閥門重疊度優(yōu)化后能夠有效抑制高壓調(diào)門波動，對機組的安全、穩(wěn)定運行提供了可靠保障.