350MW汽轮机组运行方式优化试验研究及分析
2013-10-11张利刘卫平张宇甘智勇王建屈斌
张利 刘卫平 张宇 甘智勇 王建 屈斌
（天津市电力公司电力科学研究院 天津 300384）
随着国家“上大压小”政策的推进，300MW容量等级火电机组越来越广泛地参与到电网调峰，机组运行偏离设计工况，需要在不同负荷下调整运行方式，使机组具有较高的经济性。由于汽轮机组实际运行热力性能与设计值的差异，一般通过运行方式优化试验，获取机组定-滑-定运行曲线，得到不同负荷下的最佳主蒸汽压力，提高机组运行经济性，达到节能目的。
本文以天津军电热电有限公司350MW汽轮机组为例，详细讲述了运行方式试验结果及分析，为机组滑压运行提供参考。
1 运行方式优化试验工况的确定
天津军电热电有限公司#9机组汽轮机是哈尔滨汽轮机厂生产的C260/N350-16.7/538/538型抽汽凝汽式汽轮机，为了获取机组不同负荷工况下热耗率，结合机组实际运行情况确定运行方式优化试验工况（表1），选择5个不同负荷点，每个负荷点选择3-4个不同主蒸汽压力工况。
表1 运行方式优化试验工况
2 试验结果及分析
为了合理分析不同主蒸汽压力对汽轮机热耗的影响，仅对机组试验热耗进行真空修正，将低压缸排汽压力修正到设计值5.2kPa，分别得到不同负荷下主蒸汽压力与机组修正后热耗的关系曲线（图1-图5）。
图1 350MW主汽压力与机组热耗关系图
图2 315MW主汽压力与机组热耗关系图
图3 280MW主汽压力与机组热耗关系图
图4 245MW主汽压力与机组热耗关系图
图5 210MW主汽压力与机组热耗关系图
从图1可以看出，机组在满负荷工况下，随着主蒸汽压力的降低，机组修正后热耗呈上升趋势，即350MW工况下应保持额定主蒸汽压力；从图2-图5可以看出，在机组部分负荷工况下，主蒸汽压力与修正后热耗曲线都存在着一个极小值，该极小值即为各负荷工况下汽轮机的最优主蒸汽压力（表2）。
表2 排汽压力5.2kPa时最优主蒸汽压力
根据以上试验寻优的结果（排汽压力修正到5.2kPa）所拟合的修正后发电机功率与最优主蒸汽压力的关系曲线见图6所示，图中斜线与主蒸汽压力为16.7MPa的水平直线的交点即为机组定滑压曲线的负荷拐点，该拐点负荷为341.785MW。
图6 机组定滑压运行关系曲线（排汽压力修正到5.2kPa）
3 排汽压力修正对试验结果的影响
不同的汽轮机排汽压力对应的优化结果不同，排汽压力增大，最佳主蒸汽压力增大，定滑压拐点负荷减小。分别将汽轮机排汽压力修正到 5.2kPa、6kPa、7kPa、8kPa、9kPa，依次计算不同排汽压力下各负荷工况点的最优主蒸汽压力，绘制定滑压运行曲线见图7所示。
从图7可以看出，当排汽压力从5.2kPa增大9kPa时，拐点负荷从341.7MW降低至326.9MW，最佳主蒸汽压力从16.23MPa增大至16.54MPa（320MW负荷点）。不同排汽压力工况下的寻优结果见下表3所示：
表3 不同排汽压力最优主蒸汽压力
4 滑压运行对机组其他性能的影响
4.1 高压缸效率
机组采用滑压运行方式后，主蒸汽压力比定压运行方式低，高压调节门开度比优化前增大，高调门节流损失减小，高压缸效率比优化前略有增大，详见下图8所示：
图8 高压缸效率滑压优化前后对比图
4.2 高压缸排汽温度
机组滑压运行之后，高压缸排汽温度与优化前相比略有升高，导致从锅炉再热器吸热量减少，有利于再热蒸汽温度的控制，详见下图9所示：
图9 高压缸排汽温度滑压优化前后对比图
4.3 汽动给水泵转速
机组采用滑压运行方式后，由于主蒸汽压力比定压运行方式低，主给水压力也随之降低，汽动给水泵耗功将减小，直接表现为汽动给水泵转速降低，详见下图10所示：
图10 汽动给水泵转速滑压优化前后对比图
5 结语
5.1 通过对运行方式优化试验结果分析，将排汽压力修正到设计值5.2kPa，当发电机功率低于341.7MW（拐点负荷）时，机组开始采用滑压方式运行，在210MW至350MW负荷区间范围内，最优主蒸汽压力从设计值16.7MPa降至13.99MPa。
5.2 分别将汽轮机排汽压力修正到 5.2kPa、6kPa、7kPa、8kPa、9kPa，随着排汽压力增大，机组拐点负荷从341.7MW降低至326.9MW，相同负荷下的最佳主蒸汽压力也随之增大。
5.3 机组采用滑压运行方式后，在210MW至350MW负荷区间范围内，修正后汽轮机热耗率降低25.3-116.1kJ/kW.h，高压缸效率和高压缸排汽温度与优化前相比都略有增大，汽动给水泵转速降低。
[1]张宇，刘卫平，陈玉普，等.330MW汽轮机组优化运行试验研究[J].热力发电，2009（1），72-76.
[2]陈胜利，荆涛，李高潮，等.排汽压力对汽轮机运行优化试验结果的影响研究[J].热力发电，2013（4），28-30.
