再熱汽輪機性能試驗系統修正的處理方法

張志恒，孫　戈

(四川省電力工業調整試驗所，四川 成都　610072)

再熱汽輪機性能試驗系統修正的處理方法

張志恒，孫戈

(四川省電力工業調整試驗所，四川 成都610072)

摘要：介紹了基于ASME-PTC6汽輪機性能試驗規程系統修正的處理方法，研究了再熱汽輪機系統修正兩種方法的特點，并討論了處理汽輪機內效率不變時的缸效率法和級組效率法的各自特點和優劣。通過315 MW和600 MW機組汽輪機性能試驗計算實例，對系統修正處理方法進行了比較和分析，并指出了影響系統修正的因素及其處理方法。根據性能試驗時的實際情況，得出系統修正時采用試驗膨脹線法，并在處理熱力過程線時使用汽輪機缸效率法的結論。

關鍵詞：汽輪機；性能試驗；系統修正

0引言

ASME-PTC6汽輪機性能試驗規程因具有體系嚴密、高精度和可操作性強的特點在國內外汽輪機性能考核試驗中被普遍使用，規程規定試驗時要求盡量接近規定工況進行，對偏離工況的應對結果進行修正。對于系統修正可由制造廠提供的修正曲線或ASME-PTC6規定的方法進行修正，試驗前，試驗各方應對修正方法達成一致。對于再熱機組的系統修正，規程推薦了兩種方法進行修正，但對于系統修正時抽汽參數的確定方法，ASME-PTC6-2000第8節的算例中采用等溫線法，對于處于濕蒸汽區的抽汽，此方法值得商榷。

1系統修正的方法

通常制造廠不能提供能滿足性能試驗所需的全部修正曲線，因此汽輪機試驗結果的系統修正一般參照ASME-PTC6提供的方法進行，即用試驗汽輪機內效率、規定的循環參數、試驗時的軸封漏汽量和試驗時的主蒸汽量來計算規定的熱力循環性能[1]。對于再熱汽輪機，由于減溫水和高壓缸抽汽流量的變化而造成再熱蒸汽流量的明顯變化，從而在再熱截止閥處產生1個新的壓力值，ASME-PTC6提供了兩種方法來求修正后的再熱焓，概括為試驗膨脹線法和新膨脹線法。為了保持汽輪機效率不變，首先由于主汽參數保持不變，因此高排參數在修正中保持不變，這樣高壓部分的計算基本相同，區別在于修正再熱蒸汽焓的確定。

1.1　試驗膨脹線法

試驗膨脹線法確定修正再熱焓是按照新的再熱截止閥處的壓力值，由試驗膨脹過程線內插或外推獲取。

對于低壓缸，由于要求膨脹線的終點不變，因此當低壓缸進汽壓力確定后，根據試驗膨脹線就可以確定低壓缸進汽焓。對于中壓缸，根據低壓缸進汽壓力和連通管設計壓降來確定中排壓力，中壓缸排汽焓等于低壓缸進汽焓，這樣中壓缸排汽參數就隨之確定，中壓缸進汽參數則由新的再熱壓力和試驗膨脹線確定，再熱后各級抽汽焓的確定方法也與之類似，由新的抽汽壓力和汽輪機內效率不變來確定。

由于汽輪機級的壓力隨級后的流量變化而變化，抽汽焓也隨抽汽壓力而改變，因此上述計算是通過迭代計算來實現的。如果各抽汽壓力與前一次相比變化全部在1.0%或6.9 kPa 以內[1]，則系統修正就算結束。

1.2　新膨脹線法

新膨脹線法是根據再熱截止閥處新的再熱壓力、試驗再熱溫度、試驗排汽壓力和試驗汽輪機內效率不變而實現的。

對于中壓缸，進汽參數由新的再熱壓力和試驗再熱溫度確定，排汽參數根據新的排汽壓力和中壓缸內效率不變來求得；對于低壓缸，進汽焓等于中壓缸排汽焓，進汽壓力由中壓缸排汽壓力和連通管設計壓降確定，排汽終點焓根據試驗排汽壓力和低壓缸內效率不變來確定，但排汽膨脹終點焓相對試驗排汽終點焓會發生改變。這樣，1個新的膨脹線就隨之確定，再熱后各抽汽焓則由新的抽汽壓力和汽輪機內效率不變來確定。

由于新膨脹線法首先確定了中壓缸的進汽參數，因此在計算再熱后各抽汽焓的過程中僅根據汽輪機內效率不變和新的抽汽壓力就可以確定，這樣計算簡明，提高了效率。

1.3　兩種修正方法比較

兩種方法的區別本質在于修正計算時采用不同的膨脹過程線，進而引起各段抽汽焓計算的差異以及參數修正方法的不同。

試驗膨脹線法是依據試驗膨脹過程線，膨脹終點焓不變，進行參數修正時必須用修正后的再熱溫度和再熱壓降來修正，不能用試驗值。新膨脹線法則是根據新膨脹過程線，再熱溫度為試驗再熱溫度，由于系統修正時汽輪機內效率不變，這樣低壓缸排汽終點焓將發生改變，參數修正時則用修正后再熱壓損和試驗再熱溫度。

2汽輪機內效率不變的處理方法

為了保持汽輪機內效率不變，膨脹過程線的確定是分段進行的。對再熱機組，由于系統修正時高壓缸進出口參數保持不變，高壓缸膨脹過程線就隨之確定。因此，膨脹過程線的確定主要為中低壓缸的熱力過程線。從水蒸汽焓熵圖可以看出，由于水蒸汽的特性，水蒸汽的熱物性關于溫度、壓力不是線性函數，因此，在處理汽輪機內效率不變時，是根據中低壓缸缸效率不變或各級組效率不變這一假設來實現的。

2.1　缸效率法

汽輪機缸效率為缸內實際焓降與理想焓降之比，對于再熱機組，高壓缸和中壓缸效率由汽缸進出口參數求得。而低壓缸由于其排汽工質處于濕蒸汽區，需要壓力、溫度和干度3個參數才能確定低壓缸排汽焓，因此低壓缸終點焓是通過熱平衡方程、物質平衡方程和功率方程來求得的。汽缸效率計算如式(1)：

(1)

式中：h1為汽缸進汽焓；h2為汽缸排汽焓；h2s為汽缸排汽等熵焓；ηc為汽缸效率，對低壓缸而言為膨脹終點焓對應的效率。

根據試驗缸效率和新的抽汽壓力求取抽汽焓的計算公式如式(2)，式中中低壓缸進汽參數為修正后的參數。

hc=h1-(h1-hcs)·ηc

(2)

式中：hc為修正汽缸抽汽焓；hcs為修正汽缸抽汽等熵焓。

缸效率法確定抽汽焓，是把膨脹過程線簡化為由汽缸進出口參數決定的直線，然后根據新的抽汽壓力與膨脹線的交點求得。缸效率法求得熱力過程線比試驗膨脹線更為光滑，更接近設計的膨脹過程線。

2.2　級組效率法

級組效率定義為兩抽汽口之間的效率，即兩抽汽口之間的實際焓降與理想焓降之比。由于多級汽輪機的重熱現象，各級等熵焓降之和大于整個汽輪機的等熵焓降，使多級汽輪機總的內效率大于各級平均內效率。高壓段各級效率變化不大，級效率低；低壓段級效率變化大，最后幾級由于濕氣損失級效率較低；中壓段級效率較高[2]。

由試驗級組效率和修正抽汽壓力求取抽汽焓的計算公式如式(3)，式中中低壓缸各抽汽參數為修正后的參數。

圖1　缸效率法

hc2=hc1-(hc1-hc1-2s)·ηc1-2

(3)

式中：hc1為修正汽缸抽汽1焓；hc2為修正汽缸抽汽2焓；hc1-2s為修正汽缸抽汽1-2等熵焓；ηc1-2為試驗抽汽口1-2級組效率。

圖2　級組效率法

級組效率法求取抽汽焓，其熱力過程線由汽缸進出口參數和試驗級組效率決定，膨脹線反應了試驗抽汽口各參數的關系，因此其膨脹過程線與試驗膨脹線幾乎一致。修正結果也易受各抽汽參數的影響，因此，級組效率法對抽汽參數要求比較高。

3計算實例分析

某315 MW和600 MW機組為中間再熱凝汽式汽輪機，回熱系統配置為3高、4低和1除氧，高壓缸2段抽汽，中壓缸2段抽汽和低壓缸4段抽汽。

分別采用試驗膨脹線法和新膨脹線法對算例進行了分析，其中在確定抽汽焓時又分別采用了缸效率法和汽輪機級組效率法。

試驗和修正的熱力過程膨脹線分別如圖3～圖6，圖中熱力過程線為中壓缸進口至低壓缸排汽口。

圖3　某315 MW機組試驗膨脹線法

圖4　某315 MW機組新膨脹線法

圖5　某600 MW機組試驗膨脹線法

表1列出了不同修正方法的計算結果，其中熱耗為系統修正和參數修正后的結果。從表1中可以得出：

1)試驗膨脹線法是在試驗膨脹線的基礎上進行的修正，其熱力過程線近似于試驗膨脹線，基本與之重合，因此保持了汽輪機實際膨脹過程的特征；2)用新膨脹線法進行系統修正時，中低壓缸熱力過程線起點在試驗點的等溫線上，其后的膨脹線近似為試驗膨脹線的平行線，給水回熱系統偏離設計值較大時，其平行線偏移量就越大，因此抽汽參數偏差對修正后的熱耗影響較大；

圖6　某600 MW機組新膨脹線法

修正方法某315MW機組熱耗/(kJ·kW-1·h-1)某600MW機組熱耗/(kJ·kW-1·h-1)原線-缸效率8167.87832.9原線-級組效率8169.97837.2新線-缸效率8141.47833.8新線-級組效率8154.77838.3

3)缸效率法在處理熱力過程線時，其膨脹線比較平滑，由于受抽汽參數的影響較小，其更接近設計膨脹線。由于試驗時，汽缸進出口參數基本都為雙重測點，測點準確性比較高。這樣主要受汽缸進出口參數影響的缸效率法在確定抽汽焓值相對比較準確，其得到的膨脹線也相對較為合理。

4)級組效率得到的熱力膨脹線與試驗膨脹線極為接近，基本保持了試驗膨脹線的特點。由于其受抽汽參數影響較大，如果試驗時，抽汽參數不太準確，尤其是低壓缸部分，其熱力過程線就不是很規則，由其修正后的熱耗偏差就較大。汽輪機級組效率法對汽缸進出口參數和抽汽參數的精確度要求比較高，如果試驗級組效率精度高，則由其得到的膨脹線就更為接近實際膨脹線，其修正后的熱耗精度也就更高。

5)算例中由于600 MW機組的試驗膨脹線比較合理，因此用不同方法修正后的熱耗則較為接近。而315 MW機組有些試驗點異常，偏離設計值，使膨脹線不規則，從而使得修正后熱耗偏差相對較大。

4結論

1)由于試驗時要測量的參數比較多，尤其是抽汽參數有時要取用DCS數據，這樣很難保證測量精度，因此建議在熱力過程線的處理中采用缸效率法，這樣能減少抽汽參數對熱耗的影響，以降低試驗的不確定度。

2)試驗膨脹線法和新膨脹線法在系統修正時理論上是一致的，兩種修正方法都是可取的。但新膨脹線法更易受到抽汽參數和給水回熱設備的影響，因此建議系統修正時采用試驗膨脹線法。

3)為提高試驗精度，避免系統修正和參數修正對試驗結果過大的影響，試驗時應嚴格按照規程規定進行，保證給水回熱和凝汽器等輔助系統設備正常，試驗時運行參數控制在規定范圍內，以減少修正量。

參考文獻

[1]ASME PTC-2004. Steam Turbines Performance Test Codes[S]. New York: The American Society of Mechanical Engineers, 2005.

[2]沈士一, 莊賀慶, 康松，等. 汽輪機原理[M].北京：水利電力出版社, 1992.

歡迎訂閱《四川電力技術》

[1]吳青華,蔣林. 非線性控制理論在電力系統中應用綜述[J].電力系統自動化，2001，25(3)：1-10.

艾 飛(1983-)，男，碩士研究生，主要研究方向為高壓直流輸電、電力系統穩定與控制，EMAIL：aifei0312@163.com。

中圖分類號：TK261

文獻標志碼：A

文章編號：1003-6954(2015)04-0091-04

作者簡介：

張志恒(1977)，碩士，工程師，主要從事汽輪機設備調試和性能試驗方面的研究。

(收稿日期：2015-03-30) 2014-10-09)

Abstract：The methods of system correction based on ASME-PTC6 Performance Test Code of Steam Turbines are introduced, and the characteristics of both methods of system correction on reheat steam turbines are studied. The features of cylinder efficiency and unit efficiency methods while the turbine efficiency is unchanged are discussed respectively as well as their advantages and disadvantages. Through the calculation examples of performance test on 315 MW and 600 MW steam turbine units, the methods of system correction are compared and analyzed, and the influencing factors for system correction and its treatments are pointed out. According to the actual situation of performance test, it is concluded that the test expansion line method is adopted for system correction, and the cylinder efficiency method is adopted for the treatment of thermodynamic process line.

Key words：steam turbine; performance test; system correction