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1、,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
2、，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
3、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
4、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
5、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。,
6、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
7、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
8、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
9、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
10、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
11、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：,