某350 MW超临界机组A修后调节级压力高及热耗率升高分析

刘启凡

（中国大唐集团科学技术研究院有限公司西北电力试验研究院，西安 710016）

0 引言

在汽轮机组运行过程中，通常把调节级室及机组抽汽点（凝汽式机组除末两级抽汽）的压力称为监视段压力。监视段压力与通流量近乎成正比，监视段压力变化基本可以反映蒸汽流量的变化、负荷的高低，因此利用监视段压力的变化可以判别汽轮机通流部分是否存在结构损坏、异物堵塞及汽轮机性能优劣变化等情况[1]。目前，针对汽轮机通流出现问题分析方法众多：通过计算机组抽汽段级效率判断各抽汽段是否存在效率下降；应用弗留格尔式对汽轮机变工况进行计算、性能分析诊断和汽轮机内部缺陷判断[2-3]；徐大懋等[4]提出的“特征通流面积”等解决汽轮机性能偏离设计或原有工程运行值的问题。本文根据机组A修前后性能及监视段参数变化，应用“弗留格尔式”、“特征通流面积”等方法对机组调节级压力、热耗率升高原因进行分析。

1 问题概述

某电厂1号汽轮机组为350 MW，NJK350-24.2/566/566型、超临界、两缸两排汽、一次中间再热、表面凝汽式、间接空冷机组，于2015年9月28日投产。1号机组2020年11月22日至2021年1月18日进行A级检修，共计58 d。某电力试验研究院对该机组进行A修前、后性能试验工作，分别于2020年6月和2021年4月完成性能试验工作。试验采用美国机械工程师学会ASME PTC6-2004《汽轮机性能试验规程》，并参照GB 8117－2008《电站汽轮机热力性能验收试验规程》有关部分执行，相关试验仪器均在检定有效期内。A修后试验发现：1号机组同负荷、同初终参数情况下调节级压力升高1.03 MPa，机组出力受限，机组A修后热耗率明显高于A修前热耗率，各缸效率也同比下降。

2 相关理论

2.1 热耗率与流量、热量、功率、效率之间关系

汽轮机热耗率是反映热力性能的重要指标，对于汽轮机热耗率，式（1）揭示了热耗率与流量、热量、功率、效率之间关系。经过推导，可以得到式（2）功率与热耗率、流量的关系，或者式（3）流量与热耗率、功率的关系：

式中：HR为热耗率，kJ/（kW·h）；m为工质质量流量，kg/h；Δq为单位质量流量工质吸热量，kJ/kg；P为汽轮发电机输出功率，kW；ηt为工质动力循环热效率，%；ηoi为汽轮机相对内效率，%；ηg为发电机效率，%；ηm为机械效率，%。

1）依据式（1）分析热耗率与分母4个效率的关系，其中，发电机效率和机械效率已经很高，且变化不大，可以看做常数A。影响热耗率的主要因素为：工质动力循环热效率和汽轮机相对内效率，若这两个效率发生变化，必然造成热耗率变化。

2）依据式（2）分析功率与工质质量流量、单位质量流量工质吸热量、热耗率、效率之间的关系。在相同功率下，若工质质量流量增加，可以得出热耗率是增加的基本结论。

3）依据式（3）分析流量与功率、单位质量流量工质吸热量、热耗率、效率之间的关系。在相同流量下，若功率减小，可以得出热耗率是增加的基本结论。

2.2 汽轮机调节级和各监视段压力

根据弗留格尔式，监视判断汽轮机通流部分是否正常，如：应用调节级压力变化，分析汽轮机主蒸汽流量的大小与变化，根据汽轮机各监视段压力的大小与变化，分析汽轮机通流部分状态，工质从一个状态变化为另一个状态的过程压力变化，分析系统阻力变化情况。

弗留格尔式对于某一级组压力计算的经典式有如下关系式[5]：

式中：G为变工况前级段流量，kg/s；T0为变工况前级段温度，℃；p0为变工况前级段级前压力，MPa；p2为变工况前级段级后压力，MPa；G1为变工况后级段流量，kg/s；T01为变工后级段温度，℃；p01为变工况后级段级前压力，MPa；p21为变工况后级段级后压力，MPa。

若变工况前后机组均为临界状态，机组的流量与机组前的蒸汽压力成正比，即

2.3 汽轮机特征通流面积理论

徐大懋等[4]提出的特征通流面积计算模型是基于弗留格尔式基础上的改进型式，具有较高的计算精度，其定义的特征通流面积F为

式中：ε为级段出口与进口压力之比，ε=p2/p0。

级组变工况后，级组的特征通流面积变化率δF定义式为

式中：Fb为某一变工况特征通流面积，m2；Fj为基准工况特征通流面积，m2；ΔFi为变工况与基准工况特征通流面积变化值，%。

对于同一级组若性能不发生变化，其特征通流面积理论上是一固定常数，不随级组参数变化而变化，因此利用特征通流面积理论可对级组变工况进行分析计算，若δF增大，表示通流能力增大；若δF减小，表示通流能力减弱。

3 汽轮机热力性能变化

3.1 热耗率变化

机组热耗率是衡量热电厂经济性的重要指标，也用来评价机组检修效果。1号汽轮机组经过A级检修，经对A修后试验结果进行分析并与A级检修前同等工况试验结果对比发现：三阀全开工况（3VWO）和热耗率验收工况（THA、75%THA、50%THA） 热耗率升高149.68～346.43 kJ/（kW·h），具体数据如表1所示。A修后机组热耗率的升高，表明机组经过A修性能不仅没有提升，反而降低，应用理论基础分析，机组在同样的出力情况下需要的新蒸汽流量增大，机组通流效率下降，A修后机组能耗升高。

表1 A修前后试验工况下热耗率kJ/(kW·h)

3.2 缸效率变化

汽轮机缸效率反映汽轮机性能的优劣，通过A修前后THA工况汽轮机各缸效率分析汽轮机性能的变化，具体数据如表2所示。THA工况机组高压缸效率为82.59%，比A修前高压缸效率低1.41%。THA工况机组中压缸效率为91.82%，比A修前中压缸效率高1.50%。THA工况机组低压缸效率为83.44%，比A修前低压缸效率低1.35%。名义中压缸效率上升，根据高中压缸合缸汽轮机特点，结合A修后试验测算出机组高中压缸合缸处漏汽量占再热蒸汽流量份额的2.74%，相对于A修前高中压合缸处漏汽量占再热蒸汽流量份额偏大1.09%，实际中压缸效率是下降的。A级检修后缸效率下降是机组热耗率增大的最主要原因，影响缸效率下降的原因在于汽轮机设计结构已经确定的前提下有通流部分汽封间隙增大，动、静叶片表面粗糙度增加等。

表2 机组缸效率

3.3 端部汽封漏汽情况

通过轴封加热器温升可以判断高、中压缸端部汽封漏汽量变化情况，对比A修前后THA工况轴封加热器温升数据（如表3），A修前THA工况轴封加热器平均温升为1.34 ℃，A修后THA工况轴封加热器平均温升为3.01 ℃，A修后轴封加热器温升增大间接说明高、中压缸端部汽封漏汽量增大，影响机组热耗率升高。

表3 轴封加热器温升

4 调节级压力升高

4.1 监视段压力

现代汽轮机设计监视段压力，就是按照通流部分蒸汽流量与监视段压力近似线性关系分析机组通流问题。表4中给出1号机组A修前后在同负荷、同初终参数情况下机组发电机功率和各监视段压力值，机组A修后调节级压力升高1.03 MPa，其它监视段压力变化不大，对比A修前后调节级压力至一抽压力差值，A修前为9.95 MPa，A修后为11.19 MPa，升高1.24 MPa，说明机组通流问题发生在调节级至一抽通流段。表5中给出1号机组在同调节级压力、同初终参数情况下机组发电机功率和各监视段压力值，机组A修后出力减少21 MW，进一步验证机组通流出现问题。

表4 A修前后同功率、同初终参数监视段压力对比

表5 A修前后同调节级压力、同初终参数机组功率对比

4.2 高压缸特征通流面积

通过监视段压力分析，机组通流问题主要发生在调节级至一抽通流段。应用特征通流面积理论计算分析数据见表6，A修后350 MW工况调节级到一抽特征通流面积比A修前调节级到一抽特征通流面积减少量为11.75%，一抽到二抽特征通流面积变化不大，再次说明机组通流部分发生问题的部位在调节级至一抽通流段。

表6 A修前后试验工况机组特征通流面积变化

4.3 调节级压力升高原因分析

A修后发现机组调节级压力异常升高，其原因有：1）叶片结垢，由于机组调节级压力异常升高是发生在机组A修后，可以排除叶片结垢导致的通流面积减少；2）汽轮机水冲击导致叶片变形造成通流面积变小，这种情况发生机组抽汽段参数都会成比例升高，但从一抽至五抽抽汽段压力变化不大，可以排除汽轮机水冲击导致叶片变形；3）通流部分有异物堵塞，调节级后通流级静叶叶片有异物卡塞导致通流面积减少；4）调节级压力取压管来自调节级后内缸疏水管，该疏水管存在损坏，造成蒸汽旁通至高压缸内外缸夹层。

通过以上分析，结合该厂曾发生2号机组投产后调节级压力明显高出1号机组约1 MPa现象，2号机组揭缸发现高压内缸疏水管安装时未插入外缸疏水孔，具体如图1所示，经检修恢复后，2号机组启动后调节级压力恢复正常，1号机组此次调节级压力升高不排除是由于高压内缸疏水管安装时发生类似现象导致。

图1 高压内缸疏水管

5 结论

通过机组级效率理论、弗留格尔式和特征通流面积理论等相关知识，结合对机组A修后经济性下降和调节级压力升高问题进行理论分析显得更加准确，得出机组A修后经济性下降原因是汽轮机缸效率下降造成，造成汽轮机缸效率下降的原因是通流部分各级叶栅表面粗糙，蒸汽流动“摩阻”增大；汽封间隙调整不当或机组启动过程中发生碰磨现象导致汽封漏汽量增大等，机组缸效率下降进而导致热耗率增大；机组A级检修后汽轮机调节级压力升高发生故障的位置在机组调节级至一抽通流段。

针对汽轮机经过A修后出现经济性下降等问题，建议各电厂在汽轮机A修过程中应严格把控检修工艺工序及流程，按照相关检修技术要求执行和把关，避免出现类似检修事故。