汽轮机额定背压的偏差 问题和对策 蒋 寻 寒 安徽省电力科学研究院 2012年12月 宁波背压是极为重要的参数。设置额定背压的目的有三： 优选汽轮机排汽面积，使机组投产后能耗降低。 评价汽轮机性能的必要条件。热力试验中必须进行参数修正。 和统计平均值对比，判断汽轮机冷端设备状态和运行操作水平。额定背压应能反映汽轮机的真实背压条件设置额定背压的意义节能降耗 任重道远 以年综合运行成本最低为目的，通过优化计算确定冷却 倍率、凝汽器换热面积、循环水管径、冷却塔面积。汽 轮机排汽面积不在优化范围之内。 在此基础上，以额定功率、年平均气象条件、循环水泵 全开（高速运行）为据，计算获得额定背压。 需要指出，汽轮机排汽面积和冷端设备容量应同步变化 ，排汽面积增加，则应增加冷端设备容量、降低背压， 反之亦然。 当前额定背压的确定方法和预约束条件 存在问题以上的方法和流程有问题，也忽略了很多因素。 国内火电机组汽轮机额定背压数值经常偏离实际，几 个应达的目的往往都没有达到，且容易对火电机组能 耗评估和电厂的节能工作造成误导。下面以一个具体的实例说明这些问题和解决方法。这里讨论的对象限于湿冷汽轮机。实例和说明 考虑一个配备闭式冷却水系统的机组，汽轮机额定背压5.2 kPa，记为Pn，则设计院的计算结果可能是5.1 kPa，甚至4.9kPa，留了余量。 我们从4.9 kPa开始，逐项额定背压计算流程中忽略的因素和影响。 填料热力特性是在模型塔上获得的，工作条件优于实际塔，冷却数结果偏大，因此出塔水温计算值偏低，背压结果相应至少偏低0.2 kPa。 冷却塔、凝汽器都有性能随时间正常衰退的问题，还有随时出现的侧风干扰冷却塔工作，加起来至少影响背压0.2 kPa。 年平均气象条件下，国内所有电厂都不可能全开循环水泵高速运行。和采用春、秋季节循环水调度方式相比，计算结果偏低 0.3 kPa以上。 背压高于额定值的时间长、幅度大，低于额定值的时间短、幅度小。因此，以年平均气象条件为据获得的额定背压，结果偏低。幅度至少 0.4 kPa。 这些影响都可以定量计算或依据经验取值。考虑以上因 素，额定背压大约为6 kPa，这才是比较真实、合理的数 值，记为Pn，和Pn差异较大。 还有，背压和汽轮机热耗的关系也非线性，背压低时， 其变化对热耗的影响较小，背压6 kPa以上时，对于湿冷 机组，热耗-背压修正曲线一般可以认为是直的，背压变 化的影响较大。 显然，以上这些因素，对配置开式循环水系统机组的额 定背压影响相对较小。对于以海水或长江作为循环水源 的机组，其中多数的年平均循环水温在18以内，Pn 很容易做到4.9 kPa以内。某型600MW 4排汽超临界汽轮机的背压修正曲线 我们还要考虑，排汽面积较大，则排汽容积流量较大时，汽轮机热耗较低；但负荷降低或背压升高时，热耗增加幅度较大，排汽容积流量较小时，热耗反而更高。因此，采用这种设计，尤其是对于腰荷机组，需要较大的冷端设备容量，能够提供足够低的额定背压，平均负荷下有足够大的排汽容积流量。 在配置汽轮机排汽面积时，为了尽可能降低机组能耗，应当以平均负荷工况作为设计重点。根据国内的实际情况，可以80%负荷作为优化设计依据。 为此，汽轮机排汽面积优化配置时，需要考虑这个因素，在以100%负荷、Pn为前提的基础上，再减少10%左右的排汽容积流量，以此为依据，才能做到最佳配置。 汽轮机厂家配置排汽面积时，以额定负荷、额定背压Pn为依据，而且是以THA工况热耗最低为目的的，这样容易造成排汽面积过大的现象，结果是机组实际年平均能耗增加，夏季汽轮机最大出力降低。 可以推测，Pn比较接近但仍低于机组投产后的实际平均背压，有大量统计结果支持这个推测。 评价统计背压时需要考虑两个因素：一方面，机组实际负荷接近80%，背压会因此降低，但国内电厂大多在循环水系统调度中倾向于节约厂用电，减少循环水量，又会提高背压。这两个因素在很大程度上相互抵消。小结国内大型汽轮机额定背压的计算流程有缺陷，结果往往偏差较大，缺乏代表性。对于配备闭式循环水的机组，问题更突出。后果是可能干扰机组的节能设计，影响对机组投产后的能耗评价。对 策 设计院在进行额定背压计算中，需要考虑以上的影响因素，使结果尽可能客观。需要改进标准计算流程。 目前的排汽面积设置都是由汽轮机厂家完成的，以额定背压为据，并不考虑该数值是否真实；设计院进行冷端优化时，一般也不考虑不同低压缸排汽面积设置的差异。这种现状需要改变。 设计院在冷端设备优化配置计算中，应采用大冷端的思想，将汽轮机可能的不同排汽面积设置纳入优化计算流程，这样可能会带来不同的优化结果。 在此基础上，汽轮机厂家、设计院和电厂可以采用以下的方法复核排汽面积优化结果：根据80%负荷下汽轮机热耗最低的原则，最终确定排汽数、末级叶片和排汽面积。 高参数、大容量、高效辅机仅仅是节能设计的必要条件国内发展超临界机组的同时，引进了比较先进的1000mm 级别末级叶片，后来又引进1200mm级别末级叶片。 国内目前已经有400多台600MW级别湿冷机组，其中：超临界机组全部为4排汽，绝大部分为600MW，除了个别 采用900mm末叶以外，其余全部采用1000mm级别末叶。亚临界机组数十台，全部为600MW、4排汽设计，几乎全 部采用1000mm级别末叶，包括改造后的老机组。超超临界机组数十台，有4排汽和2排汽两种设计，这两种 设计排汽面积差异极大。 4排汽机型中，除了西门子技术 机组采用914mm末叶外，其余均采用1000mm级别末叶。600MW 级别机组问题普遍而突出 亚临界引进型300MW汽轮机全部采用900mm级别末叶 ，超（超）临界600660MW汽轮机普遍采用1000mm级别末叶。两者对比，我们不难发现： 对于5.2kPa这样的额定背压，后者适合带基本负荷，而前者适合带腰荷； 后者可以适合4.5 kPa以内的低背压，而前者不适合； 后者不适合6 kPa及以上的高背压，而前者可以适合。300MW 2排汽，900mm末级叶片的配置，适应范围广 如果要采用性能较好的1000mm末叶，考虑真实 的背压条件和80%左右的负荷率，多数情况下， 4排汽汽轮机容量应增加到700MW级别，即 720750MW才合理。 用2排汽设计、1200mm级别的末级叶片应付 600660MW容量，多数情况下排汽面积偏小 ，同样会增加能耗 。这种设计适合较高的循环 水温条件。 国内大力发展600MW级别机组，并非最佳选择 。 国内400余台600MW级别湿冷汽轮机，正是因为低压缸可以有差异较大的不同选择，因此额定背压偏离，造成其中大部分的排汽面积和冷端设备容量配置不平衡，损失惊人，接近200万吨标煤/年，且难以改造。 如果限定容量为600MW级别，对于其中的4排汽汽轮机，多数情况下，应增加冷端设备容量，降低背压，同时适当减少汽轮机排汽面积，采用900mm末叶，这才是均衡的节能设计。对2排汽600MW级别汽轮机则正相反。 对于1000MW汽轮机，在循环水温低于18的条件下，Pn不难降至4.04.4 kPa，4排汽设计不是最佳选择。为此，可以有两种优化方案：采用6排汽设计和1000mm级别末级叶片；采用4排汽设计，机组容量降到900MW左右。初参数27MPa/600 /600 ，背压4.0 kPa，则热耗可望降低到7200 kJ/kWh。 对于双背压汽轮机，在某些情况下，可以为2个低压缸配备不同长度的末级叶片，以应对两侧不同的背压，获得最大的节能效果。对于供热机组，比如从中压缸排汽向外供热的汽轮机，需要考虑，和同容量的纯凝汽轮机相比，高、中压缸通流面积需要有所增加，而低压缸最后2级可能需要减小尺寸。热耗在纯凝工况下考核，排汽面积更容易过大。额定背压和供热两方面的问题交织，情况就复杂一些。 对于现役4排汽1000mm级别末级叶片的600MW级别汽轮机， 由于背压变化对汽轮机热耗影响较大，循环水调度中应适当偏向增加水量，以减少损失。 结 论由于计算流程中忽略了很多因素，国内火电机组汽轮机额定背压值往往偏差较大，不够客观，既可能干扰汽轮机排汽面积优化配置，也影响对机组的能耗评价，造成的损失是相当大的。设计院的计算流程需要改进。这里提出了需要考虑的一些实际因素和获得真实额定背压的方法。 目前的汽轮机冷端设备优化设计流程有缺陷，是不完整的。汽轮机排汽面积配置应纳入汽轮机冷端优化设计流程中，以客观的额定背压为依据，以80%负荷下汽轮机热耗最低为原则。 对于排汽面积较大的现役汽轮机，循环水调度中应适当偏向增加水量，尽可能减少损失。谢 谢 ！电子邮件：china8858vip.163.com