二次再熱汽輪機熱力性能評價方法初探

吳濤，付昶

（西安熱工研究院有限公司，陜西 西安，710054）

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二次再熱汽輪機熱力性能評價方法初探

吳濤，付昶

（西安熱工研究院有限公司，陜西 西安，710054）

隨著二次再熱機組的投運，評價二次再熱汽輪機的經濟性能否達到預期，引起各方關注。文章旨在對二次再熱汽輪機熱力性能評價方法進行初步探索。針對某二次再熱汽輪機的技術特點，在制定試驗測點的過程中，除了按照ASME標準進行常規測點的布置外，還根據機型特點加裝了專門測點。為了便于對機組老化進行判斷，需要在投產后進行焓降試驗。在正式熱力性能試驗時，應調整調節閥開度、熱力系統、主要參數盡量接近設計值。在對結果計算和修正時，需要注意軸封系統漏汽流量的測算方法以及一、二次再熱壓降的修正處理方法等。最終評價熱耗率時，除了對缸效率偏差進行分析，還應考慮軸封漏汽流量偏差的影響。該性能評價方法適用于所有節流調節的二次再熱機組汽輪機。

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0　引言

我國是以煤炭為主要一次能源的國家，火力發電目前仍然在電力生產中占有主導地位。隨著國家節能減排政策的日益嚴格，發展高參數、大容量超超臨界機組，提高火電機組發電效率，降低污染物及CO2排放成為我國電力行業發展的必然趨勢。發展超高參數機組，由于受當前金屬材料研制、加工制造能力的限制，目前尚未有700℃等級超超臨界機組投運。而二次再熱技術是另一條有效途徑。研究表明，在相同蒸汽壓力溫度條件下，二次再熱機組的熱效率比一次再熱機組效率提高2%左右，對應CO2排放降低約3.6%［1］。針對國內已投運的二次再熱機組，實際性能能否達到預期，需要通過投產后嚴格的性能考核試驗來進行熱力性能評價。本文將以新近投產的某二次再熱機組為例，對二次再熱機組的熱力性能評價方法進行分析和研究。

1　機型介紹及特點

該型機組主要設計參數如下［2］：額定功率660 MW、機組參數31 MPa/600℃/620℃/620℃、單軸、四缸四排汽結構（見圖1［3］）、節流配汽方式，回熱級數10級（四高五低一除氧器），通流級數48級（VHP10+HP6+IP8+LP2×2×6），設計熱耗率7 187 kJ/（kW·h）。

圖1　某二次再熱汽輪機剖面圖

與高、中壓缸進汽閥門不同，超高壓缸進汽閥門離超高壓缸較遠，閥門后有較長的導汽管道，這會帶來額外的進汽管道壓損，如圖2所示。

圖2　某二次再熱汽輪機外觀圖

承受高壓的超高壓缸模塊選用成熟的高強度材料，采用雙層缸結構，合理分布壓力場，內缸為低應力筒形缸，外缸采用經典中分面結構。超高壓缸進汽方式采用了切向渦殼進汽，通流部分采用了先進的通流技術，提高相對葉高從而減少二次流，采用的沖動式經典結構能夠減少漏汽，直接渦殼排汽減少擾流。

承受高溫的高中壓缸模塊與1 000 MW等級二次再熱汽輪機不同，采用高、中壓合缸結構。

低壓缸采用雙層低壓缸、整體內缸結構。整體內缸，取消獨立進汽室，減少漏點，進汽部分密封持久可靠，避免變形漏汽，且結構簡單、剛性更好。

如圖3所示，在軸封系統方面，主要有以下特點：

（1）超高壓門桿漏汽分為3段，分別為：去二次再熱蒸汽管道、五段抽汽管道和軸封加熱器，各段漏汽量設計值為零。實際運行過程中，為了避免調門發生卡澀現象，間隙進行了調整，即使閥門全開，仍然會有漏汽。

（2）超高壓缸前、后軸封一段漏汽通過夾層漏汽至超高壓缸中部引出，上、下各一根管道，合并后漏入二段抽汽管道；超高壓缸前、后軸封二段漏汽合并漏入五段抽汽管道；超高壓缸前、后軸封三段漏汽合并漏入軸封母管；超高壓缸前、后軸封末段漏汽漏入軸封加熱器。

（3）高壓缸前軸封漏汽通過平衡鼓漏汽至中壓缸。

（4）高壓缸后軸封漏汽的三段漏汽分別漏入五段抽汽管道、軸封母管、軸封加熱器。

（5）中壓缸后軸封漏汽的高壓、低壓兩段漏汽分別漏入軸封母管、軸封加熱器。

（6）低壓缸的軸封供汽來自軸封母管低壓缸，末段漏汽漏入軸封加熱器。

此外，超高壓缸排汽有2股冷卻蒸汽分別漏入超高壓缸入口閥門管道和高壓缸入口閥門管道。啟動時投運，實際運行時可以關閉。高壓缸排汽有一股冷卻蒸汽至中壓缸第二級葉輪后，進行轉子的冷卻。

另外，該型汽輪機的五段抽汽還通往爐側給引風機小汽輪機供汽。凝結水系統加入了低低溫省煤器。

圖3　某二次再熱汽輪機軸封系統流程圖

2　測點布置和要求

為了確定二次再熱汽輪機的性能，主要測試超高壓缸、高壓缸、中壓缸和低壓缸效率以及熱耗率指標，除了熱力性能試驗需要的常規測點布置外，還需要針對機型特點進行特殊測點的布置。

試驗按照ASME PTC 6-2004標準［4］進行，試驗測點按照全面性試驗的測點方案布置，共布置壓力測點59個，溫度測點89個，流量測點17個，電氣測點3個。

按照ASME PTC 6-2004標準規定，對主蒸汽溫度，超高壓缸排汽溫度，一、二次再熱蒸汽溫度，高壓缸排汽溫度，中壓缸排汽溫度，給水溫度，排汽壓力等重要參數進行雙重或多重測點的布置。

由于超高壓缸調節閥距離超高壓缸較遠，除了在調節閥后布置壓力測點外，在超高壓缸入口導汽管上也需要布置壓力測點。

針對該型汽輪機復雜的軸封系統，在超高壓缸軸封漏汽至二段抽汽管道、超高壓缸軸封漏汽及高壓缸軸封漏汽至五段抽汽管道上加裝流量孔板，高壓缸排汽至中壓缸冷卻蒸汽管道上加裝流量孔板。

3　性能評價方法

3.1焓降試驗

焓降試驗的目的是為了在汽輪機首次投運后，進行基準試驗，以便在由于某種原因不能按期進行正式試驗時，能夠對汽輪機內效率的變化做出判斷。主要測量超高壓缸效率、高壓缸效率以及中壓缸效率。

焓降試驗在調節閥全開工況下進行，若試驗時負荷不能夠滿足要求，可以適當降低負荷，為了滿足調節閥全開，適度降低主蒸汽壓力。

根據焓降試驗結果，可以大致掌握該型汽輪機的缸效率水平，從而可以判斷大致熱耗率。但是具體熱耗率數值還需要進行全面性熱力試驗，通過對熱耗率和低壓缸效率的計算和修正得到。

3.2正式熱力性能試驗

3.2.1試驗邊界條件的確定

（1）調節閥開度的確定

正式試驗時，為了與熱耗率考核邊界條件一致，采用主汽閥、調閥固有壓降+節流3%來調整調節閥開度。而主汽閥、調閥固有壓降（包含臨時濾網壓損在內）通過焓降試驗可以事先得到，若正式試驗前沒有來得及進行焓降試驗，則需要在試驗前先通過調整調節閥開度至閥門全開狀態來測試主汽閥、調閥固有壓降。節流3%通過安裝在主汽門前蒸汽壓力測點和調節閥后蒸汽壓力測點測量到的壓力來監視和調整。

以該機型為例，焓降試驗得到的主汽閥、調閥固有壓降（包含臨時濾網壓損在內）為2%左右，則正式試驗前通過監視主蒸汽壓力、調節閥后蒸汽壓力來調整調節閥開度，使主汽閥、調閥壓降維持在5%左右，且試驗期間保持不變。最終對試驗得到的一、二類修正后熱耗率和電功率進行臨時濾網壓損（超高壓缸進汽臨時濾網壓損取1%）的修正。

（2）排汽壓力的確定

由于低壓缸排汽壓力對試驗結果影響較大，因此除了考慮正式試驗時間與首次并網時間的間隔引起的老化影響外，還應考慮試驗期間的季節因素對低壓缸排汽壓力的影響。

正式試驗應盡量避開夏季來進行。因為夏季環境溫度高，汽輪機低壓缸排汽壓力與設計值偏差較大，試驗熱耗率較高。雖然排汽壓力可以修正到設計值，但是熱耗率的修正依賴于設備制造商提供的排汽壓力修正曲線，容易導致修正后熱耗率不夠準確。

（3）一、二次再熱蒸汽溫度的確定

針對二次再熱機組的汽輪機試驗，需要考慮鍋爐設計和運行對參數的影響。以該機型為例，由于鍋爐設計和煤質等影響，一、二次再熱蒸汽溫度大多數情況下都偏低，設計值為620℃，實際運行時常在600℃左右。一、二次再熱蒸汽溫度偏低分別影響熱耗率約21 kJ/（kW·h）、8 kJ/（kW·h）。尤其是進行過爐膛全面吹灰后，一、二次再熱蒸汽溫度只有580℃左右。因此，為了更準確地達到試驗邊界條件，需要控制吹灰頻率和吹灰部位，配備合適煤種，保持一、二次再熱蒸汽溫度至少在605℃以上。

（4）其他邊界條件

此外，針對不同設計條件下的設計值，采用本機供引風機小汽輪機進汽和鄰機供引風機小汽輪機進汽、投入和退出低低溫省煤器的工況來進行試驗。

對該機型，按照技術協議保證條件，采用本機五段抽汽供引風機小汽輪機、退出低低溫省煤器下進行試驗。

3.2.2計算和修正時需要注意的問題

（1）軸封系統流量的測定

各處軸封漏汽量的計算采用流量孔板測量到的結果。由于軸封間隙過大等原因，個別軸封流量超出設計值較多，超過了流量孔板和差壓變送器的量程，可以根據軸封漏汽匯入抽汽管道前、后的蒸汽參數變化，通過能量平衡折算出軸封漏汽量。而末段軸封漏汽至軸封加熱器的流量可以采用實際軸加溫升與設計溫升的關系推算得到。

與1 000 MW二次再熱汽輪機不同，該機型采用高、中壓合缸方式，可以采用與一次再熱機組相同的試驗方法，通過依次改變一次再熱蒸汽溫度和二次再熱蒸汽溫度，來估算高、中壓合缸處軸封漏汽量占二次再熱蒸汽流量的比例。

對該機型，超高壓門桿漏汽雖然設計值為零，但是實際運行過程中，為了避免調門發生卡澀現象，對間隙進行過調整，因此即使閥門全開，仍然會有門桿漏汽流量。試驗計算時采用設備制造商給出的計算公式進行漏量估算。

經測量和推算，該機型的實際軸封漏汽量普遍高于設計值。從表1可見：超高壓缸前、后漏汽至二抽管道流量為設計值的4.5倍，超高壓缸前、后二段漏汽至五抽管道流量為設計值的3.0倍，高壓缸后軸封漏汽至五抽管道流量為設計值的3.3倍，高、中壓合缸處軸封漏汽量為設計值的2.9倍，軸封加熱器溫升為設計值的3.8倍。

表1　軸封漏汽量測量值與設計值對比表

（2）蒸汽冷卻器系統的修正

該型汽輪機有兩級蒸汽冷卻器，分別對應四段抽汽和二段抽汽，并且為串聯方式。所以在修正計算時需要明確流入蒸冷器的給水流量與高加出口給水總流量的比例，才能得到2個蒸冷器之間的給水溫度，從而得出下游蒸冷器出口蒸汽溫度。根據設備制造商給出的設計比例，流經蒸冷器的給水流量為總給水流量的1/4。

（3）一次、二次再熱壓降的修正

對于二次再熱機組，存在兩級再熱器，即有兩級再熱壓降。從超高壓缸排汽（一次冷再熱）到高壓缸進汽（一次熱再熱）的壓力損失為一次再熱壓降，從高壓缸排汽（二次冷再熱）到中壓缸進汽（二次熱再熱）的壓力損失為二次再熱壓降。

一、二次再熱壓降的試驗值由實測的一、二次冷再熱蒸汽壓力和一、二次熱再熱蒸汽壓力計算可得，具體壓降大小除了與再熱器結構、蒸汽流量有關，還與一、二次再熱器減溫水的投入量有關。

以該機型為例，實測一次再熱壓降為6.27%，略大于設計值（6%）；實測二次再熱壓降為10.27%，略大于設計值（10%）。

在進行一類（系統）修正時，可以按照ASME規程中規定的方法，通過迭代計算得到修正后的一、二次再熱壓降和一、二次再熱蒸汽溫度，在二類（參數）修正時采用修正后的再熱壓降和再熱蒸汽溫度對熱耗率與電功率進行修正。

在一類修正計算時，需要用到試驗狀態下的流壓比（W/P，即冷再熱/熱再熱蒸汽流量與冷再熱/熱再熱蒸汽壓力的比值）。

一次再熱壓降的確定方法和一次再熱機組的修正方法基本相同，即超高壓缸排汽參數維持試驗值，一次再熱蒸汽壓力采用試驗流壓比W/P來重新計算和進行迭代得出。

確定二次再熱壓降時，與一次再熱壓降確定方法有所不同，高壓缸排汽（二次冷再熱）壓力和二次再熱蒸汽壓力均根據試驗流壓比W/P來重新計算和進行迭代得出。

以該機型為例，修正后一次再熱壓降為6.56%，略大于實測值和設計值；修正后二次再熱壓降為10.36%，略大于實測值和設計值。

（4）關于機組老化狀態評判

根據焓降試驗與正式閥全開試驗時超高壓缸、高壓缸和中壓缸效率的變化，可以判斷出大致機組老化程度。可以據此對機組老化狀態進行評判。

以該機型為例，由于焓降試驗時間與正式試驗時間僅過了2個月，因此缸效率的變化不明顯。可以認為這2個月內機組運行良好，性能基本沒有老化。

（5）對熱耗率結果的評價

在對一、二類修正后熱耗率與設計值進行對比時，在軸封漏汽量與設計值偏差不大的情況下，可以用缸效率與設計值的偏差來分析熱耗率的偏差。即熱耗率與設計值的偏差主要由超高壓缸、高壓缸、中壓缸和低壓缸的本體缸效率與設計值的偏差引起。

對于軸封漏汽量超出設計值較多的情況，除了考慮四缸效率的偏差對熱耗率的影響外，還應考慮軸封漏汽量偏大對于熱耗率的影響。

對該機型，由于軸封漏汽量嚴重偏離設計值，若僅考慮四缸效率的偏差對熱耗率的影響，其影響量要小于實際熱耗率與設計值的偏差。另一部分影響主要由軸封漏汽量偏大引起，約為70 kJ/（kW·h）。

4　結論

通過對某二次再熱汽輪機熱力系統和試驗過程的研究，針對該類機型的性能評價，主要應注意以下幾方面：

（1）在機組啟動后應盡快進行焓降試驗，以確定試驗基準，以便不能按期進行正式試驗時，能夠對汽輪機內效率的變化做出判斷，進而判斷機組老化情況。

（2）對于節流調節的機型，在正式熱力性能試驗時，需要確定調節閥的開度，以保證機組出力和適當的壓降，盡量滿足技術協議試驗邊界條件，使得對試驗結果的影響最小。主汽閥、調閥的固有壓降可由焓降試驗得到，若沒有進行焓降試驗，則在正式試驗開始前需要提前測定。

（3）熱力系統及各主要參數應盡可能滿足規程的要求，接近設計值，尤其是對環境溫度敏感的排汽壓力和不容易達到設計值的一、二次再熱蒸汽溫度。

（4）根據技術協議，確定熱耗率保證條件是否帶引風機小汽輪機和低低溫省煤器。

（5）由于該類機型軸封系統較為復雜，需要布置相應的試驗測點進行測量，若測點不能滿足要求，需要有相應的估算方法。實際證明，由于軸封間隙過大等原因，各軸封漏汽量嚴重偏離設計值，為設計值的3.0～4.5倍，對熱耗率影響約70 kJ/（kW·h），接近1%的影響。

（6）由于多了一級再熱器，需要確定兩級再熱器壓降，一次再熱壓降的確定和一次再熱機組相同，二次再熱壓降的確定略有不同。

（7）對熱耗率結果的評價，除了考慮超高壓缸、高壓缸、中壓缸、低壓缸效率的偏差影響外，還需要考慮軸封系統漏汽量偏離設計值的影響。

［1］張方煒，劉原一，譚厚章，等.超臨界火力發電機組二次再熱技術研究［J］.電力勘測設計，2013，（2）：34-39.

［2］N660-31/600/620/620型汽輪機熱力特性書［Z］.東方汽輪機有限公司，2014.

［3］陳顯輝，譚銳，張志勇，等.東方超超臨界二次再熱660 MW汽輪機熱力設計特點［J］.東方汽輪機，2014，（4）：1-11.

［4］ASME PTC 6-2004汽輪機性能試驗規程［S］.ASME，2004.［5］谷雅秀，王生鵬，楊壽敏，等.超超臨界二次再熱發電機組熱經濟性分析［J］.熱力發電，2013，42（9）：7-15.

Tentative Exploration of Thermal Performance Evaluation Method for Double Reheat Steam Turbine

Wu Tao，Fu Chang
（Xi’an Thermal Power Research Institute Co.，Ltd.，Xi’an Shaanxi，710054）

Along with the operation of the double reheat unit，whether the economic performance can satisfy the expected value or not attracts a wide spread attention.Thermal performance evaluation method for double reheat steam turbine is tentatively explored in this paper.Double reheat steam turbine has distinct characteristics which need extra test points to measure.Enthalpy drop test should be carried out after commissioning in order to build a standard for judging the aging effect during formal test.The control valve position，thermal system，parameter should be close to design value before formal test.The measurement of gland seal steam flow and the correction of first and second reheater pressure drop should be noticed in calculating the result.Besides the cylinder efficiency deviation analysis，gland seal steam flow deviation analysis should be considered in heat rate evaluation.This method can be applied for steam admission throttle governing turbine with double reheat.

double reheat，steam turbine，thermal performance，evaluation method

TK212

A

1674-9987（2016）03-0024-05

10.13808/j.cnki.issn1674-9987.2016.03.006

吳濤（1976-），男，碩士，高級工程師，主要從事大型汽輪機性能研究工作。