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汽輪機(jī)日常運(yùn)行時(shí)，背壓（也稱“低壓缸排汽壓力”）難以避免偏離設(shè)計(jì)值，從而影響汽輪機(jī)的出力和經(jīng)濟(jì)性［1］。因季節(jié)變換引起冷卻水溫大幅變化等因素，背壓變化范圍較大［2］，由此導(dǎo)致對出力和經(jīng)濟(jì)性的較大影響。機(jī)組新投產(chǎn)時(shí)熱力性能考核試驗(yàn)和日常運(yùn)行節(jié)能減排優(yōu)化試驗(yàn)、檢修前后性能對比試驗(yàn)，以及經(jīng)濟(jì)性比較分析等均需依據(jù)背壓對機(jī)組熱力性能的影響關(guān)系進(jìn)行偏差修正。用理論計(jì)算有時(shí)較為困難，或精度不高，故可通過高精度試驗(yàn)以實(shí)測法確定背壓變化對汽輪機(jī)熱力性能的影響［3］［4］。

此外，汽輪機(jī)變工況運(yùn)行時(shí)，在某一穩(wěn)定進(jìn)汽流量下，當(dāng)進(jìn)、排汽參數(shù)和高壓調(diào)門開度不變時(shí)（最佳滑壓參數(shù)和高壓調(diào)門開度通?？赏ㄟ^滑壓優(yōu)化試驗(yàn)確定［5］），高、中壓缸效率基本不變，汽輪機(jī)熱力性能受低壓缸效率影響。而低壓缸效率受末級葉片排汽余速損失的變化影響較大［6］。排汽余速損失與作為末級葉片基準(zhǔn)氣動(dòng)參數(shù)的排汽容積流量近似呈倒拋物線關(guān)系［7］，由此決定了低壓缸效率與排汽容積流量近似呈拋物線關(guān)系的低壓缸工作特性。因此，有必要通過不同負(fù)荷工況變背壓試驗(yàn)［8］，獲得低壓缸實(shí)際工作特性，以分析研究汽輪機(jī)變負(fù)荷性能狀況，為經(jīng)濟(jì)運(yùn)行和末級葉片選型提供參考。

東方汽輪機(jī)有限公司（以下簡稱“東汽”）對第一代百萬千瓦汽輪機(jī)進(jìn)行了全面改進(jìn)，其中末級動(dòng)葉采用新開發(fā)的1200mm長葉片，并在后續(xù)高效百萬千瓦機(jī)組上進(jìn)行了普及，取得了良好的實(shí)效［9］。利用首次應(yīng)用該長葉片的改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)投產(chǎn)后熱力性能考核試驗(yàn)機(jī)會(huì)，進(jìn)行了針對該機(jī)型的變背壓熱力特性試驗(yàn)研究。

1 機(jī)組概況

東汽改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)為超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、凝汽式汽輪機(jī)，型號N1030-24.36/600/600，額定工況設(shè)計(jì)參數(shù)為：功率1030MW，主蒸汽量2814t/h，主蒸汽壓力24.36MPa，主、再熱蒸汽溫度600℃，背壓4.7kPa，中低壓分缸壓力0.649MPa。該機(jī)組高壓缸含有10個(gè)壓力級，雙分流中壓缸各7個(gè)壓力級，四分流低壓缸各5個(gè)壓力級，配置了新開發(fā)的高度為1200mm的末級動(dòng)葉，單排汽口環(huán)形面積11.71m2，采用無調(diào)節(jié)級節(jié)流配汽，縱剖面圖如圖1。

圖1 改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)縱剖面圖

2變背壓試驗(yàn)情況及分析

2.1試驗(yàn)方法及要點(diǎn)

在機(jī)組日常運(yùn)行范圍內(nèi)，選取若干負(fù)荷點(diǎn)，每一負(fù)荷點(diǎn)保持汽輪機(jī)進(jìn)汽流量不變（高壓調(diào)門開度和主、再熱蒸汽參數(shù)不變），在當(dāng)前可能獲得的最低背壓至該負(fù)荷最高可能運(yùn)行背壓范圍內(nèi)選取三個(gè)以上不同背壓工況進(jìn)行熱力性能試驗(yàn)，測定機(jī)組出力和熱耗。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果計(jì)算得到各負(fù)荷點(diǎn)不同背壓下機(jī)組出力、熱耗相對于設(shè)計(jì)背壓的變化量，據(jù)此繪制出當(dāng)前進(jìn)汽量狀況下背壓變化對汽輪機(jī)出力和熱耗的相對影響曲線。

背壓的控制可通過調(diào)整循環(huán)水流量、改變真空泵運(yùn)行數(shù)量、調(diào)整真空泵進(jìn)口閥開度和向凝汽器放空氣等方法來實(shí)現(xiàn)。

為確保試驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性，需嚴(yán)格按ASME標(biāo)準(zhǔn)［10］［11］進(jìn)行試驗(yàn)，相同負(fù)荷不同背壓工況試驗(yàn)在同一天內(nèi)連續(xù)進(jìn)行，各工況穩(wěn)定后（主蒸汽壓力波動(dòng)不超過0.2MPa），連續(xù)記錄時(shí)間不小于45分鐘，數(shù)據(jù)采集頻率不大于10秒。

2.2試驗(yàn)結(jié)果

在100%、75%和50%額定負(fù)荷點(diǎn)分別選取4～5個(gè)不同背壓工況進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行一類（系統(tǒng)）、二類（參數(shù)）修正。各工況試驗(yàn)結(jié)果見表1～表3。

由表1～表3數(shù)據(jù)可知，相同負(fù)荷不同背壓工況因高壓調(diào)門開度不變，主蒸汽壓力變化不大，主蒸汽流量較穩(wěn)定，100%、75%和50%負(fù)荷點(diǎn)不同背壓工況最大相對偏差分別為1.0%、1.1%和3.3%，由此確保了試驗(yàn)結(jié)果具有較好的客觀性。

2.3背壓變化對熱力性能影響分析

試驗(yàn)結(jié)果表明，100%負(fù)荷工況下，背壓由5.5kPa上升到9.5kPa時(shí)，汽輪機(jī)熱耗由7455 kJ/(kW˙h)上升到7619 kJ/(kW˙h)，相對變化約2.2%；出力由1033MW下降到1011MW，相對變化約2.12%。該工況下，背壓平均每變化1kPa分別影響熱耗和出力約0.55%和0.53%。

75%負(fù)荷工況下，背壓由4.7kPa變化到9.3kPa時(shí)，汽輪機(jī)熱耗上升約3.5%，出力下降約3.0%。該工況下，背壓平均每變化1kPa分別影響熱耗和出力約0.76%和0.65%。

50%負(fù)荷工況下，背壓由5.5kPa上升3.5kPa時(shí)，汽輪機(jī)熱耗上升4.7%左右，出力下降4.2%左右。該工況下，背壓平均每變化1kPa分別影響熱耗和出力約1.34%和1.21%。

為更直觀地反映背壓變化對汽輪機(jī)熱力性能的影響規(guī)律，根據(jù)表1～表3試驗(yàn)結(jié)果可推算出各負(fù)荷工況設(shè)計(jì)背壓下的熱耗和出力，并以此為基準(zhǔn)計(jì)算變背壓工況熱耗和出力相對于設(shè)計(jì)背壓的變化量，以最小二乘擬合法繪制成圖2、圖3所示熱耗、出力與背壓關(guān)系曲線。

由圖2、圖3曲線可知，隨著背壓的變化，汽輪機(jī)熱耗與之呈正相關(guān)變化，而出力則呈負(fù)相關(guān)變化。對于不同的負(fù)荷，背壓變化對熱耗和出力的影響率差異較大。高負(fù)荷大流量工況，背壓變化對熱耗和出力的影響率相對較小，而低負(fù)荷小流量工況，這一影響率明顯增大。此現(xiàn)象反映了背壓變化對熱耗和出力的影響率與排汽流量呈反比例關(guān)系的汽輪機(jī)變工況特性［12］［13］。

根據(jù)圖2、圖3曲線，易得到各負(fù)荷工況背壓變化對熱耗和出力相對影響量的關(guān)系式。對這些關(guān)系式求取一階導(dǎo)數(shù)，得出對應(yīng)于不同背壓下熱耗和出力的修正率，可作為該型汽輪機(jī)背壓對熱耗和出力的修正依據(jù)。

2.4變背壓特性與先進(jìn)機(jī)組比較

為進(jìn)一步評價(jià)東汽機(jī)組變背壓特性，將代表國內(nèi)先進(jìn)水平的上汽-西門子1000MW汽輪機(jī)在某電廠通過高精度試驗(yàn)獲得的背壓對出力影響關(guān)系與本次試驗(yàn)結(jié)果同示于圖4進(jìn)行比較。該上汽機(jī)組采用1146mm末級葉片，中低壓分缸壓力為0.625MPa，與東汽機(jī)組較接近，應(yīng)具有一定可比性。

上述背壓變化與汽輪機(jī)熱耗和出力修正量、修正率的關(guān)系即為東汽1200mm末級葉片的特性。

2.4變背壓特性與先進(jìn)機(jī)組比較

為進(jìn)一步評價(jià)東汽機(jī)組變背壓特性，將代表國內(nèi)先進(jìn)水平的上汽-西門子1000MW汽輪機(jī)在某電廠通過高精度試驗(yàn)獲得的背壓對出力影響關(guān)系與本次試驗(yàn)結(jié)果同示于圖4進(jìn)行比較。該上汽機(jī)組采用1146mm末級葉片，中低壓分缸壓力為0.625MPa，與東汽機(jī)組較接近，應(yīng)具有一定可比性。

由上圖可知，滿負(fù)荷工況下，黑色實(shí)線代表的東汽機(jī)組在大部分背壓范圍內(nèi)，背壓對出力的影響率小于黑色虛線代表的上汽機(jī)組；50%負(fù)荷工況下，紅色實(shí)線代表的東汽機(jī)組在大部分背壓范圍內(nèi)，尤其是7.5kPa以下的日常運(yùn)行區(qū)間，背壓對出力的影響率與紅色虛線代表的上汽機(jī)組較接近。由此表明，東汽改進(jìn)型1000MW機(jī)組背壓變化對熱力性能影響較小，具有良好的變背壓特性。

3 低壓缸工作特性分析

3.1低壓缸效率計(jì)算結(jié)果

根據(jù)各負(fù)荷工況變背壓試驗(yàn)，可計(jì)算得出低壓缸效率相關(guān)參數(shù)，匯總于表4～表6。

3.2背壓變化對低壓缸效率影響分析

由表4～表6數(shù)據(jù)可知，各負(fù)荷工況隨著背壓的變化，低壓缸排汽質(zhì)量流量變化不大（最大偏差小于3%），但由于排汽比容變化較大，引起排汽容積流量成比例地大幅變化。

100%負(fù)荷工況，背壓由5.5kPa上升到9.5kPa，排汽比容由23.2m3/kg大幅下降至14.0m3/kg，引起低壓缸四個(gè)排汽口平均排汽容積流量由2648m3/kg隨之下降至1642m3/kg，相對下降約38%，低壓缸效率(UEEP)則由89.3%變化至91.0%，上升1.7個(gè)百分點(diǎn)。

75%負(fù)荷工況，背壓由4.7kPa增大至9.3kPa，隨著排汽比容大幅下降，低壓缸單排汽口容積流量平均值由2387m3/kg下降至1265m3/kg，接近減半，低壓缸效率自90.2%先升后降，變化幅度1.4個(gè)百分點(diǎn)。

50%負(fù)荷工況，背壓由5.5kPa上升3.5kPa，低壓缸單排汽口容積流量平均值自1508m3/kg下降近39%，低壓缸效率則由91.0%單邊大幅下降5.1個(gè)百分點(diǎn)。

上述數(shù)據(jù)表明，不同負(fù)荷工況下，背壓變化引起的低壓缸效率變化呈現(xiàn)出不同的規(guī)律。

3.3低壓缸工作特性分析

汽輪機(jī)低壓缸工作特性可以用低壓缸效率隨排汽容積流量變化曲線來表征［14］。根據(jù)表4～表6數(shù)據(jù)繪制成圖5所示低壓缸效率與排汽容積流量關(guān)系曲線。為便于比較分析，將設(shè)計(jì)曲線同示于圖中。圖中黑色實(shí)線系根據(jù)100%、75%、50%三個(gè)負(fù)荷點(diǎn)不同背壓共14個(gè)工況試驗(yàn)結(jié)果數(shù)據(jù)擬合的曲線，黑色虛線為該曲線右側(cè)延長線，用以反應(yīng)曲線右側(cè)可能的變化趨勢。由于含蓋了日常運(yùn)行時(shí)50%～100%額定負(fù)荷各種背壓下的容積流量范圍，該曲線應(yīng)能較客觀地反映配置1200mm末級葉片的東汽改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)低壓缸工作特性。

圖5曲線顯示，在機(jī)組日常運(yùn)行區(qū)間，隨著排汽容積流量的增加，低壓缸效率總體呈現(xiàn)出先升后降的變化趨勢。當(dāng)排汽容積流量達(dá)到1750 m3/s左右最佳值時(shí)，低壓缸效率達(dá)到91%左右的最高值，偏離這一區(qū)域?qū)?dǎo)致低壓缸運(yùn)行效率降低。結(jié)合表4～表6數(shù)據(jù)可知，滿負(fù)荷工況下，夏季高背壓運(yùn)行時(shí)，因排汽質(zhì)量流量大、比容小，兩項(xiàng)綜合影響使得排汽容積流量位于最佳值附近，低壓缸效率達(dá)到了最高值；而冬季低背壓運(yùn)行時(shí)，因排汽質(zhì)量流量和比容均較大，使得排汽容積流量增大至遠(yuǎn)離最佳值，低壓缸效率出現(xiàn)明顯下降。機(jī)組在滿負(fù)荷工況設(shè)計(jì)背壓下運(yùn)行時(shí)，可推算出排汽容積流量約為3100 m3/s，據(jù)虛線所示趨勢，低壓缸效率應(yīng)在88%左右，比最高值偏低三個(gè)百分點(diǎn)。背壓下降至4.0kPa時(shí)，排汽容積流量將上升至3500 m3/s左右，低壓缸效率將下降至86%左右，比最高值偏低五個(gè)百分點(diǎn)，并呈加速下降趨勢，將對機(jī)組運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性造成較大不利影響。對于75%負(fù)荷工況，由于整個(gè)變背壓范圍內(nèi)排汽容積流量均未遠(yuǎn)離最佳值，低壓缸始終處在與最高效率偏差不到1個(gè)百分點(diǎn)的高效區(qū)運(yùn)行，對機(jī)組運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性將產(chǎn)生有利影響。50%負(fù)荷工況下，夏季背壓一般不超過7.5kPa，估算排汽容積流量約為1100 m3/s，對應(yīng)低壓缸效率約為88%；冬季隨著背壓下降至設(shè)計(jì)值以下，排汽容積流量將上升至1700～2100 m3/s的高效區(qū)，有利機(jī)組經(jīng)濟(jì)運(yùn)行。

汽輪機(jī)低壓缸工作特性設(shè)計(jì)和末級葉片選型的一般思路為，低壓缸效率最高點(diǎn)位于70%～90%額定負(fù)荷處，這樣當(dāng)機(jī)組變負(fù)荷、變背壓運(yùn)行時(shí)低壓缸效率加權(quán)平均值最高［7］［15］［16］。如按通常采用的設(shè)計(jì)全年平均運(yùn)行負(fù)荷率75%、平均背壓4.7kPa考慮，可推算得到該機(jī)組全年平均低壓缸排汽容積流量約為2400m3/s，比1750 m3/s左右的最佳值偏大約37%，由圖5曲線可查知該工作點(diǎn)位于最高效率點(diǎn)的右側(cè)，對應(yīng)低壓缸效率約為90%。而根據(jù)同圖所示低壓缸效率設(shè)計(jì)曲線，該工作點(diǎn)應(yīng)接近最高效率點(diǎn)。此外，根據(jù)表4～表6試驗(yàn)結(jié)果和圖5曲線，可推算出該型汽輪機(jī)實(shí)際低壓缸效率最高點(diǎn)位于50%額定負(fù)荷附近，應(yīng)與設(shè)計(jì)預(yù)期值存在明顯偏差。如由此導(dǎo)致全年平均低壓缸運(yùn)行效率偏低1個(gè)百分點(diǎn)，按該型汽輪機(jī)低壓缸功率占整機(jī)功率35%計(jì)算，將影響整機(jī)供電煤耗約1g/kW˙h。

綜上所述，試驗(yàn)實(shí)測得到的低壓缸工作特性表明，東汽改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)在夏季滿負(fù)荷工況、冬季低負(fù)荷工況和75%負(fù)荷不同季節(jié)運(yùn)行時(shí)低壓缸運(yùn)行效率較高，有利于機(jī)組經(jīng)濟(jì)運(yùn)行。而冬季滿負(fù)荷工況、夏季低負(fù)荷工況運(yùn)行時(shí)低壓缸效率相對較低，對機(jī)組運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性將產(chǎn)生不利影響。同時(shí)，因最佳排汽容積流量明顯低于設(shè)計(jì)預(yù)期值，低壓缸效率最高點(diǎn)遠(yuǎn)離設(shè)計(jì)負(fù)荷區(qū)域，將導(dǎo)致機(jī)組變負(fù)荷、變背壓運(yùn)行時(shí)低壓缸效率加權(quán)平均值偏離理想值，并由此反映出低壓缸實(shí)際工作特性和末級葉片選型一定程度上可能偏離了設(shè)計(jì)初衷。

3.4低壓缸工作特性與先進(jìn)機(jī)組比較

圖6中黑色和紅色實(shí)線分別為試驗(yàn)獲得的東汽和上汽-西門子機(jī)組低壓缸工作特性曲線。這兩條曲線顯示，上汽機(jī)組低壓缸效率最高值約88.2%，東汽機(jī)組最高值接近91%,明顯高于上汽機(jī)組。為便于比較低壓缸效率變化規(guī)律，將上汽機(jī)組特性曲線平移至東汽曲線相應(yīng)位置（如圖6紅色虛線所示）。通過兩條特性線對比可知，在最佳容積流量左側(cè)區(qū)域，隨著容積流量的減小，東汽機(jī)組低壓缸效率下降率略高于上汽機(jī)組；而在曲線右側(cè)區(qū)域，當(dāng)排汽容積流量增加時(shí)，東汽機(jī)組低壓缸效率下降速率更緩。由此可見，東汽改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)總體具有良好的低壓缸工作特性。

雖然高精度試驗(yàn)仍難免存在一定不確定度，試驗(yàn)誤差對低壓缸效率計(jì)算值影響較大，且試驗(yàn)時(shí)再熱汽溫偏低等因素對低壓缸進(jìn)汽焓的影響也將干擾對低壓缸效率的準(zhǔn)確判定，但通過與先進(jìn)機(jī)組的對比，應(yīng)能反映出經(jīng)過優(yōu)化改進(jìn)的東汽百萬千瓦汽輪機(jī)低壓缸總體具有較高的實(shí)際運(yùn)行效率和良好的變工況特性。

3.5提高低壓缸運(yùn)行效率的建議

基于東汽改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)低壓缸實(shí)際工作特性，夏季低負(fù)荷運(yùn)行時(shí)（如豐水期西部水電通過特高壓輸送至華東地區(qū)而導(dǎo)致區(qū)域負(fù)荷率較低［17］［18］），增加循環(huán)水流量不僅能降低背壓提高機(jī)組循環(huán)熱效率，同時(shí)也能一定程度避免低壓缸在排汽容積流量過小的低效區(qū)運(yùn)行。而冬季高負(fù)荷運(yùn)行時(shí)，則需避免過低的背壓引起排汽容積流量大幅增加而使低壓缸運(yùn)行效率明顯降低，從而影響機(jī)組運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性。

尤其值得注意的是，當(dāng)汽輪機(jī)在冬季滿負(fù)荷工況運(yùn)行時(shí)，隨著背壓下降，排汽容積流量上升至一定程度時(shí)，末級葉片將出現(xiàn)“阻塞”現(xiàn)象，此時(shí)汽輪機(jī)出力不再增加，熱耗不會(huì)降低，不僅徒增循環(huán)水泵耗功，且存在因低壓缸變形增大而影響軸系振動(dòng)［19］［20］的可能。因此，應(yīng)關(guān)注阻塞容積流量對應(yīng)的背壓——“極限背壓”［21］（或“阻塞背壓”）。根據(jù)文獻(xiàn)[7]和[16]所述方法，可計(jì)算出東汽改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)100%負(fù)荷工況下阻塞容積流量為3800～4000m3/s，相應(yīng)極限背壓為3.2～3.5kPa。因此，該型汽輪機(jī)冬季滿負(fù)荷運(yùn)行時(shí)應(yīng)避免背壓低于3.5kPa。

4   結(jié)論

通過對東汽改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)變背壓熱力特性的試驗(yàn)研究，以及與國內(nèi)先進(jìn)機(jī)組的對比分析，可總結(jié)得出以下結(jié)論與建議：

（1）通過100%、75%和50%三個(gè)負(fù)荷點(diǎn)的變背壓試驗(yàn)，得到了各負(fù)荷工況背壓變化對出力和熱耗影響率的關(guān)系式，可作為該型汽輪機(jī)性能試驗(yàn)、性能比較分析的修正依據(jù)。

（2）在日常運(yùn)行背壓變化區(qū)間，配置1200mm末級葉片的東汽機(jī)組在滿負(fù)荷工況下，背壓每變化1kPa影響出力和熱耗0.5%～0.6%，背壓變化對熱力性能影響較小，具有良好的變背壓特性。

（3）與國內(nèi)先進(jìn)同類型汽輪機(jī)相比，東汽改進(jìn)型1000MW汽輪機(jī)低壓缸總體具有較高的運(yùn)行效率和良好的變工況特性。

（4）該型汽輪機(jī)單排容積流量在1750 m3/s左右時(shí)，低壓缸效率達(dá)到最高值。夏季滿負(fù)荷工況、冬季低負(fù)荷工況和75%負(fù)荷不同季節(jié)運(yùn)行時(shí)低壓缸運(yùn)行效率較高。冬季滿負(fù)荷工況、夏季低負(fù)荷工況運(yùn)行時(shí)低壓缸效率相對較低。因此，日常運(yùn)行時(shí)應(yīng)使低壓缸盡量避免遠(yuǎn)離上述高效區(qū)運(yùn)行，以利于機(jī)組總體運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性。建議開展冷端優(yōu)化試驗(yàn)研究，針對性地實(shí)施節(jié)能運(yùn)行操作指導(dǎo)。

（5）以機(jī)組全年平均運(yùn)行負(fù)荷率75%、平均背壓4.7kPa計(jì)，全年平均低壓缸效率將比設(shè)計(jì)期望的最高值偏低1個(gè)百分點(diǎn)左右，影響整機(jī)供電煤耗約1 g/ kW˙h。同時(shí)，因最佳排汽容積流量明顯低于設(shè)計(jì)預(yù)期值，低壓缸效率最高點(diǎn)遠(yuǎn)離設(shè)計(jì)負(fù)荷區(qū)域，反映出低壓缸實(shí)際工作特性和末級葉片選型一定程度上可能偏離了設(shè)計(jì)初衷。

（6）由于實(shí)際最佳排汽容積流量明顯低于設(shè)計(jì)值，冬季滿負(fù)荷運(yùn)行時(shí)，低壓缸工作點(diǎn)可能遠(yuǎn)離高效區(qū)，對機(jī)組運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性產(chǎn)生不利影響，因此，需避免超低背壓運(yùn)行，尤其應(yīng)避免出現(xiàn)3.5kPa以下的極限背壓。

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