660 MW超超臨界節流調節機組滑壓優化試驗研究

鄭堅剛，張敬坤

（華能國際電力股份有限公司長興電廠，浙江　長興　313100）

0　引言

上汽—西門子660 MW超超臨界機組汽輪機采用全周進汽滑壓調節方式，調節系統設有2只高壓調門（簡稱高調門），并配有過負荷運行的補汽閥，但補汽閥不適于日常運行機組負荷調節[1-3]。在當前大型機組普遍參與電網調峰運行的環境下，為滿足AGC（自動發電系統）和一次調頻響應速率的要求，高調門通常留有較大的負荷調節余量，特別是在低負荷時，高調門開度較小，節流損失較大，對機組運行經濟性造成不利影響[4-16]。

華能長興發電廠2號汽輪機為上海汽輪機廠生產制造的超超臨界、一次中間再熱、純凝汽式汽輪機，2016年7月1日至21日期間通過對高調門開度的連續監測，發現高調門開度大多在36%以下，特別是當機組負荷低于600 MW時，高調門平均開度僅有30%左右，調門節流損失較大，機組運行經濟性較低，如圖1所示。

圖1　華能長興發電廠2號汽輪機高調門開度分布

為解決上述問題，在各典型負荷點改變主汽壓力和閥門開度，進行滑壓尋優試驗。通過對機組在同一負荷各運行工況下高壓缸效率、熱耗率等參數的對比和對機組運行安全性、一次調頻響應速率的分析，兼顧機組運行經濟性和實際可控性，確定各典型負荷點的最佳運行主汽壓力值，并以此為基礎優化滑壓運行曲線。進一步，考慮到當季節變化引起環境溫度等氣象條件變化時將對機組運行參數產生較大影響，提出滑壓運行曲線的實際修正方法，提高了滑壓運行曲線的實用性，同時可為同型汽輪機運行方式優化提供借鑒。

1　機組概況

華能長興發電廠2號汽輪機是上海電氣電站設備有限公司汽輪機廠生產制造的超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、純凝汽式汽輪機，型號為N660-28/600/620，其主要技術規范見表1。

汽輪機由1個單流圓筒型高壓缸，1個雙流中壓缸，2個雙流低壓缸組成，汽輪機配汽方式為全周進汽+補汽閥，變壓運行，由2個高壓調節汽閥和1個補汽閥組成，補汽閥在高于額定負荷660 MW時開啟。

汽封系統設計為：高壓缸軸封一段漏汽引至中壓缸排汽口，高壓缸軸封二段漏汽供低壓缸自密封用汽，高壓缸軸封三段漏汽引至軸封加熱器（簡稱軸加）；中壓缸軸封一段漏汽供低壓缸自密封用汽，中壓缸軸封二段漏汽引至軸加；低壓缸軸封用汽來自高/中壓缸軸封漏汽，末端軸封漏汽引至軸加。

表1　華能長興發電廠2號汽輪機主要技術規范

回熱系統布置有4臺低壓加熱器（簡稱低加），1臺除氧器和3臺高壓加熱器（簡稱高加），其中3號高加設置外置式蒸汽冷卻器，布置在1號高加給水出口后；高加疏水逐級回流至除氧器，5號低加疏水至6號低加，6號低加疏水通過疏水泵引至6號低加出口凝結水管道，7號、8號低加疏水流至疏水加熱器，疏水加熱器疏水至凝汽器。

給水泵配置為1×100%BMCR（鍋爐最大出力工況）容量的汽動給水泵，正常運行汽源為四段抽汽，補充汽源來自再熱器冷端（簡稱冷再）。鍋爐引風機為小汽輪機驅動，正常運行汽源為四段抽汽，小汽輪機排汽至自帶的凝汽器，凝結水回至主機凝汽器。7號低加出口的凝結水全部引至鍋爐側的低溫省煤器，低溫省煤器加熱后的凝結水返回至6號低加入口。

2　滑壓尋優試驗

2.1　熱力系統測點布置

表2　測量儀器儀表主要技術規范及應用范圍

依據ASME PTC6-2004《汽輪機性能試驗規程》中汽輪機性能試驗的要求[17]，對2號機組熱力系統布置測點，如圖2所示。系統共布置22個壓力測點、28個溫度測點、5個流量測點、3個水位測點、6個功率測點和2個閥位測點，測量儀器儀表的主要技術規范和應用范圍見表2。

2.2　試驗方法和數據處理

滑壓尋優試驗按照閥點和負荷基準進行，選取660 MW，550 MW，440 MW和330 MW 4個典型負荷點，根據實際情況每個負荷點進行3～4個工況試驗，各工況對機組主汽壓力和閥門開度進行調整改變，其他條件一致。試驗前，將凝汽器熱井補水至較高水位，以維持試驗進行中不向系統內補水，并按試驗要求對熱力系統進行隔離操作。在試驗過程中，除影響機組安全的因素外，不得進行與試驗無關的操作，停止向系統外排污、排水、排汽等。當系統和設備正常運行且參數穩定后，確認試驗工況滿足要求，統一開始采集數據，持續60 min，采集頻率均為20 s。

選取數據采集系統記錄的每一工況相對穩定的一段連續記錄數據求取平均值（按照試驗規程，對試驗結果主/再熱蒸汽溫度和低壓缸排汽壓力進行修正），參照ASME PTC6A-2000算例的方法，進行高壓加熱器熱平衡計算、除氧器熱平衡計算、主蒸汽流量計算、再熱蒸汽流量計算、試驗熱耗率和高、中壓缸效率計算（各段軸封漏汽流量和門桿漏汽流量根據設計曲線和試驗主蒸汽流量來計算）。根據計算結果，綜合比較機組運行的經濟性和安全性等，分析確定各典型負荷下的最佳運行主汽壓力值，繪出優化后的機組滑壓運行曲線。

3　試驗結果及分析

3.1　各典型負荷工況下試驗結果

3.1.1660 MW工況試驗結果

圖2　試驗熱力系統及測點布置

在660 MW負荷下進行了3個不同調門開度下的定滑壓工況試驗，主蒸汽壓力從28.04 MPa滑壓到26.67 MPa，變化范圍約為1.37 MPa，各工況試驗主要結果匯總見表3。由T01工況滑壓到T02工況后，主蒸汽壓降約0.82 MPa，高調門開度從39%開大到51%，高壓缸效率提高了1.26%；當進一步滑壓至T03況后，主蒸汽壓降約0.55 MPa，此時高調門已達到100%全開狀態，高壓缸效率達到88.15%，提高了0.79%。

表3　660 MW負荷工況滑壓試驗主要結果

機組熱耗率基本隨著高調門開度的逐步開大。（高壓缸效率的逐步提高）而逐漸降低的，如圖3與4所示。由T01工況滑壓到T03工況后，熱耗率降低約11.9 kJ/kWh，高壓缸效率提高約2.05%。

圖3　660 MW負荷下熱耗率及高壓缸效率與主汽壓關系

T03工況的主汽壓力值約為26.67 MPa，調門為100%全開，高壓缸效率最高，熱耗率也最低，但實際運行中考慮到機組對負荷升降速率的需求，高調門開度不能在全開狀態下運行，且此時高調門極易隨著主汽壓力的微小變化而大幅度波動。T01工況主汽壓力值為28.04 MPa時，調門開度平均值約為39%，高壓缸效率為86.1%，機組熱耗率為7 371.6 kJ/kWh，此時的高調門開度較為穩定。綜合分析認為，在660 MW負荷下，機組的滑壓值為28.0 MPa（絕對壓力），高調門開度約為39%。

3.1.2550 MW工況試驗結果

在550 MW負荷下進行了4個不同調門開度下的滑壓工況試驗，主蒸汽壓力從24.83 MPa滑壓到21.97 MPa，變化范圍約為2.86 MPa，各工況試驗主要結果匯總見表4。由T11工況滑壓到T12工況后，主蒸汽壓降約1.60 MPa，高調門開度從29%開大到37%，高壓缸效率提高約2.62%；由T12工況滑壓到T13工況后，主蒸汽壓降約0.88 MPa，高調門開大至約為50%，高壓缸效率提高約1.66%；當進一步滑壓至T14況后，主蒸汽壓降約0.38 MPa，高調門已基本全開，高壓缸效率達到最高為88.17%，提高約0.8%。

表4　550 MW負荷工況滑壓試驗主要結果

機組熱耗率基本隨著高調門開度的逐步開大，高壓缸效率的逐步提高而逐漸降低的，如圖5與6所示。由T11工況滑壓到T14工況后，熱耗率降低約37.8 kJ/kWh，高壓缸效率提高約5.08%。

T14工況的主汽壓力值約為21.97 MPa，調門已基本全開，高壓缸效率最高，熱耗率也最低，但實際運行中考慮到機組對負荷升降速率的需求，高調門開度不能在全開狀態下運行，且此時高調門極易隨著主汽壓力的微小變化而波動。綜合分析認為，在550 MW負荷下，機組的滑壓值取為22.9 MPa（絕對壓力），高調門開度約為40%。

3.1.3440 MW工況試驗結果

圖5　550 MW負荷下熱耗率及高壓缸效率與主汽壓力關系

圖6　550 MW負荷下高調門開度及高壓缸效率與主汽壓力關系

圖7　440 MW負荷下熱耗率及高壓缸效率與主汽壓力關系

圖8　440 MW負荷下高調門開度及高壓缸效率與主汽壓力關系

在440 MW負荷下共計進行了3個滑壓工況的試驗，主蒸汽壓力從20.32 MPa滑壓到17.41 MPa，變化范圍約為2.91 MPa，各工況試驗主要結果匯總見表5。由T21工況滑壓到T22工況后，主蒸汽壓降約2.05 MPa，高調門開度從28%開大到39%，高壓缸效率提高約4.08%；當進一步滑壓至T23工況后，主蒸汽壓降約0.86 MPa，高調門已基本全開，高壓缸效率達到88.09%，提高了2.10%。

表5　440 MW負荷工況滑壓試驗主要結果

機組熱耗率基本隨著高調門開度的逐步開大，高壓缸效率的逐步提高而逐漸降低的，如圖7與8所示。由T21工況滑壓到T23工況后，熱耗率降低約36.7 kJ/kWh，高壓缸效率提高約6.18%。

T23工況的主汽壓力值約為17.41 MPa，調門開度平均值約為91%，高壓缸效率最高，熱耗率也最低，但實際運行中考慮到機組對負荷升降速率的需求，高調門開度不能在全開狀態下運行，且此時高調門極易隨著主汽壓力的微小變化而波動。T22工況主汽壓力值為18.27 MPa時，調門開度平均值約為39%，高壓缸效率為85.99%，熱耗率為7 540.3 kJ/kWh，此時的高調門開度相對較為穩定。綜合分析認為，在440 MW負荷下，機組的滑壓值取為18.1 MPa（絕對壓力），高調門開度約為40%。

3.1.4330 MW工況試驗結果

330 MW負荷工況只完成了1個工況的試驗，工況主蒸汽壓力為正常運行設定壓力。在進行第2個工況時，主蒸汽壓力滑壓至12.50 MPa左右，高調門開度約39%，此時給水泵汽輪機轉速已降至約3 080 r/min（給水泵汽輪機轉速不能低于3 000 r/min），給水泵再循環調門已開至68%，出于安全運行考慮，此工況不再繼續進行。根據機組實際運行情況，綜合分析認為，在330 MW負荷下，機組的滑壓值取為13.0 MPa（絕對壓力），高調門開度約為36%。

3.2　高壓缸效率與高調門開度的分析

高調門GV1和GV2同時開啟和關閉且開度一致，補汽閥在額定負荷以下時處于關閉狀態。在日常運行工況下，在一定負荷時主汽壓力變化導致高調門開度變化，高壓缸效率隨之變化，如圖9所示。在部分負荷下運行時，機組在優化前的高調門開度普遍運行在30%左右，高壓缸效率對應約為83%；優化后的高調門開度則運行在40%左右，高壓缸效率對應約為86%，高壓缸效率平均提高約3%。

圖9　高壓缸效率與高壓調門開度的關系

3.3　滑壓運行曲線優化

通過上述分析，對汽輪機在各負荷下的滑壓參數進行優化，如表6所示。在各負荷工況時，目前設定的主蒸汽壓力滑壓值偏高在0～2.3 MPa之間，高壓缸效率較低；優化后高調門的開度均保持在36%～40%之間，此時高壓缸效率保持在86%的高效運行區域，機組熱耗率降低，折合供電標準煤耗率可下降0.4～1.1 g/kWh，優化后的滑壓運行曲線如圖10所示。優化后的滑壓運行曲線函數為：

式中：y為主蒸汽壓力；x為機組負荷，330≤x≤660。

表6　機組在各負荷下的滑壓參數對比

圖10　優化試驗得出的滑壓曲線

3.4　變季節下的滑壓曲線修正應用

值得注意的是，機組進行滑壓優化試驗期間的機組背壓約為5.0 kPa左右，優化曲線代表了在試驗期間平均背壓下的機組最優運行狀態，而當季節變化引起環境溫度等氣象條件變化時機組的運行背壓將發生變化，從而使得同負荷下的主蒸汽流量將發生變化，如果此時仍然按照試驗得出的滑壓曲線來運行主汽壓力，相應機組的高調門開度會變化，將導致機組運行點偏離優化試驗所得出的優化點。因此，在實際運行中應當對滑壓曲線進行修正。

在實際運行中，當機組背壓受外界影響而比試驗期間更高（如夏季）或更低（如冬季）時，可依據“高調門開度不變”的原則，通過設置壓力偏置，提高或降低主蒸汽壓力的實際運行值，使高調門開度仍然保持在40%左右。

4　結論

針對華能長興發電廠2號超超臨界汽輪機滑壓運行中高壓調門開度偏小的問題進行研究，理論分析和試驗研究結果如下：

（1）根據機組滑壓尋優試驗結果，在各典型工況點最優滑壓值的基礎上對滑壓運行曲線進行擬合分析，確定滑壓運行曲線最優函數為y=0.045 273x-1.910 000（其中：y為主蒸汽壓力；x為機組負荷， 330≤x≤660）。

（2）優化后高調門開度保持在36%～40%間，高壓缸效率保持在86%的高效運行區域，機組熱耗率降低，折合供電標準煤耗率可下降0.4～1.1 g/kWh，經濟性進一步得到提高。

（3）在實際運行中，當機組背壓受外界影響比試驗期間更高（如夏季）或更低（如冬季）時，可依據“高調門開度不變”的原則，通過設置壓力偏置，提高或降低主蒸汽壓力的實際運行值，使高調門開度仍然保持在40%左右。