孙永平，童小忠，包劲松，秦 攀

（国网浙江省电力公司电力科学研究院，杭州310014）

浙江省内已投产了10台超超临界1 000 MW汽轮机，统一采用上汽-西门子公司生产的超超临界、一次中间再热、反动式、四缸四排汽、单背压、凝汽式汽轮机，型号为N1000-26.25／600／600.这些汽轮机投产后的性能考核试验结果表明，额定负荷工况的汽轮机热耗率能够接近或达到设计保证值［1］.

近年来，随着火电机组负荷率的逐步下降，1 000 MW 汽轮机的年平均负荷率也降低至80%以下.针对长期处于较低负荷运行的实际工作条件，开展1 000 MW 汽轮机通流特性的试验研究，掌握机组运行优化的节能潜力，制定并实施针对性的节能改进措施，可以进一步提高机组运行效率，降低机组供电煤耗率.

1 进汽端运行特性的优化分析

1.1 进汽端变工况性能影响因素

汽轮机进汽端包括高压阀组和高压缸，其运行性能主要受高压调门开度变化的影响.上汽-西门子1 000 MW 汽轮机组高压缸采用独特的全周进汽、滑压运行方式.与国内通常的喷嘴调节汽轮机相比，全周进汽方式可以保持较大的高压调门开度，减少高压进汽节流损失，因此更适合常年带基本负荷的机组.然而根据电网制定的发电负荷调度（AGC）规则，所有的火电机组都需要调峰运行，因此1 000 MW 汽轮机也需在50%～100%额定负荷内随时响应电网的负荷调度.

喷嘴调节的汽轮机可以通过少数高压调门的节流来有效控制进汽流量，对外界负荷变动做出快速反应.而全周进汽汽轮机的2只高压调门会对所有的主蒸汽流量形成节流，因此节流损失更显著.尤其是当高压调门开度过小时，将对机组运行效率造成严重影响.因此，如何实现汽轮机高压调门优化控制是摆在电厂运行管理人员面前的一个现实问题［2］.

1.2 调门节流效应的试验结果

图1为1台上汽-西门子1 000 MW 汽轮机高压缸效率随高压调门开度变化的试验曲线.从图1可以看出：高压调门接近全开时，高压缸效率可达到90%以上；高压调门关小至40%时，高压缸效率降低至88%左右；若高压调门继续关小至23%，则高压缸效率会迅速降低至80%以下，表明这一阶段的调门节流效应十分显著.

某些1 000MW 汽轮机在日常变负荷运行过程中，为了提高AGC 负荷调整及一次调频的响应速度，将高压调门开度控制在23%～35%，造成汽轮机高压缸实际运行效率明显下降.

图1 高压缸效率随高压调门开度变化的试验曲线Fig.1 Change of HP casing efficiency with control valve opening

1.3 滑压优化试验结果

为了研究不同滑压运行方式对汽轮机效率的影响，对1台1 000MW 汽轮机在“日常运行”与“全开调门”2种滑压运行方式下的经济性进行了比较.在500～1 000 MW 负荷内，这2种不同滑压运行方式对应的主蒸汽压力参数见表1.

表1 滑压优化比较试验参数设置Tab.1 Parameters setting of the sliding pressure comparison test

图2给出了试验得出的汽轮机在“日常运行”与“全开调门”运行方式下修正后热耗率随负荷变化的曲线.若以图中“调门全开”曲线作为比较基准，试验得出的汽轮机“日常运行”工况下的机组热耗率明显偏高，尤其在低负荷阶段，机组热耗率偏高幅度接近0.9%，对应的汽轮机供电煤耗率上升约2.6 g／（kW·h）.由以上试验结果可知：该型汽轮机保持“调门全开”的滑压运行方式可以获得最佳的变负荷运行经济性能；若是在日常调峰运行时将高压调门开度控制在较小的开度，则会显著降低汽轮机的实际运行效率.

图2 修正后热耗率随负荷的变化Fig.2 Change of corrected heat rate with unit load

1.4 滑压优化改进措施

汽轮机在实际负荷调节过程中的主蒸汽压力p0、高压调门开度Cv和机组负荷Ng这三者之间存在一定的制约关系：Ng∝p0×Cv.对这一关系式分析可知：通过修改汽轮机的滑压控制曲线，即改变主蒸汽压力p0与机组负荷Ng之间的对应关系，就可以实现汽轮机高压调门开度的合理调整［3］.于是，在某些1 000MW 汽轮机上尝试采取低负荷区间内分段降低主蒸汽压力的调整措施，增大汽轮机高压调门开度.滑压优化改进后的汽轮机实际运行状况表明：在保证AGC 以及一次调频负荷响应速度的前提下，适当开大高压调门开度有助于改善汽轮机低负荷运行的经济性.

2 排汽端运行特性的优化分析

2.1 排汽端变工况特性的影响因素

汽轮机排汽端包括低压缸以及与凝汽器相连的排汽通道等.低压缸运行效率主要受汽轮机排汽体积流量变化的影响.机组日常运行时，排汽体积流量会随着负荷率和凝汽器压力的改变而发生较大幅度的变化.

从汽轮机全年的运行周期看，凝汽器压力变化对低压缸排汽体积流量的影响程度最大，尤其是当季节变换而出现循环水温度较大幅度变化时.以浙江沿海地区采用直流开式循环冷却的1 000MW 汽轮机为例，冬季工况的凝汽器最低压力在3kPa以下，而夏季工况的凝汽器最高压力达9kPa以上.按照机组全年平均运行背压5kPa为基准来测算，汽轮机在夏季高背压工况下的排汽体积流量将减少约40%，而在冬季低背压工况下的排汽体积流量将增加约60%.

2.2 低压缸运行特性试验结果

汽轮机低压缸运行特性可以用低压缸效率随排汽体积流量变化的曲线来表征.图3给出了试验得到的上汽-西门子1 000 MW 汽轮机低压缸效率随排汽体积流量变化的曲线.由于试验模拟了机组在50%～100%额定负荷内变化、凝汽器压力在2.5～10kPa变化的实际冬季、夏季变工况运行条件，汽轮机排汽体积流量发生了大幅度改变，所以较客观地反映了该型汽轮机低压缸的变工况运行特性.

从图3可以看出：当排汽体积流量约为8 500 m3／s时，低压缸运行在最高效率区域；而当排汽体积流量偏大或偏小时，都会引起低压缸效率的降低.尤其是当排汽体积流量处于下降通道时，会引起更为显著的低压缸效率的下降.

图3 低压缸效率随排汽体积流量的变化Fig.3 Change of LP casing efficiency with volume flow of exhaust steam

2.3 低压缸运行特性的评估分析

根据试验得出的低压缸效率变化规律等特性资料，可以对汽轮机排汽端运行性能作出合理的评估.以浙江省内A 发电厂的1 000 MW 汽轮机为例，汽轮机全年运行负荷率约为76%，由于采用海水开式循环冷却，凝汽器压力年平均运行值约为4.4kPa，折算得到该机组全年平均低压缸排汽体积流量约为9 500m3／s.参照图3的低压缸效率变化曲线可知，低压缸全年平均工作点十分接近最高效率区.

浙江省内B发电厂安装了同类型1 000MW 汽轮机，为避免循环水温水排放对海域环境的影响，配置了大型海水冷却塔进行闭式循环冷却，凝汽器压力设计值为6.2kPa，与海水直接冷却的凝汽器设计压力4.9kPa相比，高出约1.3kPa，使得该电厂汽轮机低压缸的排汽体积流量相对偏小约20%，从图3的曲线查得低压缸运行效率将偏低约0.5%.

相比较而言，A 发电厂的实际运行条件与上汽-西门子1 000 MW 汽轮机低压缸与末级叶片变工况运行特性较为匹配；而B 发电厂偏高的凝汽器运行压力将导致低压缸排汽体积流量偏离最高效率区.

2.4 冷端运行性能的优化方法

发电厂运行人员通常采取切换循环水泵运行方式等手段来调节凝汽器压力，例如以增开1台循环水泵为代价来获得凝汽器压力的降低.

当凝汽器压力发生改变时，在汽轮机低压缸效率变化影响的基础上，再叠加凝汽器压力变化对机组循环效率的影响，从而形成对机组效率的综合影响.这一机组效率影响幅度可以用汽轮机微增出力ΔPel来表征.凝汽式汽轮机的微增出力可以通过整机热平衡计算来获得：ΔPel＝f（p0，t0，qm，Δpc），其中p0、t0和qm分别为主蒸汽压力、温度和质量流量，Δpc为凝汽器压力.若汽轮机制造厂家提供的相关修正曲线真实可信，则可以借助这些曲线来查取凝汽器压力变化对机组微增出力的影响.

当然，循环水系统的运行调整还必须考虑循环水泵耗电量的变化幅度，需要从机组微增出力ΔPel中扣除循环水泵耗功ΔPp，才能得出机组的净功率收益.若考虑发电厂煤价、电价不对等的实际情况，则机组冷端优化应以最终的运行费用收益ΔC为目标函数来进行评价：maxΔC＝ΔC1-ΔC2，其中ΔC1为机组出力增加折算成煤耗降低的收益，ΔC2为循环水泵耗电量增加折算成的成本费用［4］.

在汽轮机实际运行过程中，由于汽轮机负荷、循环水温度等外在边界条件时刻在变化，依靠人工判别的方法往往难以准确判断冷端优化调整方向.为此，在1 000 MW 试点汽轮机上开发了基于SIS数据管理平台的冷端优化管理系统，通过植入冷端优化计算程序，对不同的循环水泵运行调整方式进行计算寻优.运行人员可以根据最终的收益与成本比较排序结果，选取综合收益最大的循环水泵运行方式作为优化调整目标，从而为实现冷端优化运行提供了可靠的技术手段.

3 汽轮机通流特性的优化分析

3.1 蒸汽膨胀过程线的比较与分析

图4给出了上汽-西门子1 000 MW 汽轮机额定负荷工况的设计和试验膨胀过程线.从图4中2条曲线的变化趋势可以看出，该型汽轮机通流部分的试验膨胀过程线与设计过程线较接近，反映出蒸汽在汽轮机内的实际做功过程与设计要求基本一致.

图4 汽轮机通流设计与试验膨胀过程线的比较Fig.4 Comparison between flow design and test expansion line

3.2 第六级抽汽温差问题的解决措施

图4中试验膨胀过程线与设计过程线偏差较大的抽汽参数为低压缸内第六级抽汽的参数，第六级抽汽是由来自低压缸A、低压缸B 的2根抽汽管道汇集而成的.从测试数据来看，该级抽汽温度比设计值偏低约15K，且在A、B 2根抽汽支管中还存在随负荷而变化的温差：在额定负荷时，测得B 侧抽汽温度比A 侧抽汽温度偏低约35K；随着汽轮机负荷降低至80%额定负荷，这一温差增大至50K 左右；当机组负荷降低至50%额定负荷时，B 侧温度又出现较大幅度提升，两侧温差缩小至5K 左右.

针对该型汽轮机第六级抽汽温度比设计值偏低以及两侧支管温差偏大的问题，在现场查看了抽汽管道布置方式，发现第六级抽汽A、B 2根支管穿出凝汽器壁面后，分别安装有1只摇板式逆止阀，2根支管在逆止阀后才合并成1根母管，并通往6号低压加热器.分析认为，若两侧逆止阀开度不一致，则可能导致一侧抽汽支管内蒸汽流动受阻，这部分流动趋缓的蒸汽在凝汽器喉部的抽汽管道内会因汽流冲刷冷却而导致温度偏低情况的发生.

由于第六级抽汽B 侧管道内的蒸汽温度偏低至接近饱和状态时可能会引起管道内积水状况，当机组出现跳机等故障时，积水倒流入汽轮机而引发水击事故，所以在几台1 000 MW 汽轮机凝汽器喉部的第六级抽汽管道外壁上采取加装隔热套的改进措施.完成这一改进后，第六级抽汽B 侧管道内的蒸汽温度能够提高10K 以上，实际蒸汽温度高于饱和温度，从而避免了该抽汽管道的积水问题.

4 结 论

（1）汽轮机滑压优化调整时，必须考虑主蒸汽压力与高压调门开度的合理匹配关系.在保证汽轮机AGC 负荷变动及一次调频响应能力的基础上，增大高压调门开度将有助于提高汽轮机高压缸效率和机组运行经济性.

（2）汽轮机低压缸运行效率与排汽体积流量密切相关，因此在基建阶段需根据汽轮机负荷率和凝汽器压力等预估条件，合理选取汽轮机综合运行性能最优的低压缸模块；对于已投入实际运行的汽轮机，建议在现有的SIS系统上嵌入冷端优化管理计算程序，实时开展冷端设备运行调整的收益与成本比较，并根据排序结果来确定冷端优化调整目标.

（3）通过汽轮机通流部分运行参数的测试和分析，尤其是通流部分设计与试验膨胀过程线的对比，可以了解蒸汽在汽轮机内的实际做功状况.对于某些级段抽汽温度偏离设计值的情况，需要查找并确定是否存在汽缸结构性漏汽以及抽汽管道布置方式差异问题，从而针对性地制定解决方案.

［1］包劲松，孙永平.1 000 MW 汽轮机变负荷运行经济性比较分析［J］.浙江电力，2011，30（4）：1-3. BAO Jinsong，SUN Yongping.Economical comparison and analysis on variable load operation of 1 000 MW units［J］.Zhejiang Electric Power，2011，30（4）：1-3.

［2］范鑫，秦建明，李明，等.超临界600MW 汽轮机运行方式的优化研究［J］.动力工程学报，2012，32（5）：356-361. FAN Xin，QIN Jianming，LI Ming，etal.Study on operation mode optimization for a 600 MW supercritical steam turbine［J］.Journal of Chinese Society of Power Engineering，2012，32（5）：356-361.

［3］孙永平，童小忠，樊印龙.600 MW 机组滑压运行方式优化的试验研究［J］.热力发电，2007，36（8）：66-68. SUN Yongping，TONG Xiaozhong，FAN Yinlong.Test study on optimization of sliding pressure operation mode for 600MW units［J］.Thermal Power Generation，2007，36（8）：66-68.

［4］李蔚，马洁，盛德仁，等.大型火电机组冷端优化在线指导系统的研究［J］.浙江电力，2011，30（9）：34-37. LI Wei，MA Jie，SHENG Deren，etal.Research on online guidance system for optimization of cold-end system in large scale thermal power unit［J］.Zhejiang Electric Power，2011，30（9）：34-37.