一种不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算方法及系统

技术领域

本发明涉及火电厂性能试验以及低压缸效率计算技术领域，尤其涉及一种不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算方法。

背景技术

近年来社会经济快速高质量发展，新能源行业发展迅速，尤其自双碳目标提出以来，新能源装机容量更是以史无前例的发展速度快速壮大，由于新能源的间歇性等特性，需要其它类型的发电与储能设备承担调峰任务，而其中绝大部分由火电机组承担，这就决定了火电机组宽负荷工况运行节能课题研究的重要性。

对于双背压汽轮机，国内一般采用2座低压缸进汽流量、末级叶片和排汽面积均相同的配置方案，即2座低压缸采用相同末级叶片，排气面积一样，其排汽损失相同，故传统方法计算双背压汽轮机低压缸效率时，将2座低压缸合为1座进行计算，只需假定膨胀线终点焓，按照流程进行计算即可得到低压缸效率，论文《汽轮机缸效率计算》(内燃机与配件，耿建华，哈尔滨汽轮机厂有限责任公司)中介绍，由于低压缸处于湿蒸汽区域不能通过测量汽缸进出口的压力和温度来确定焓值，为了测量低压加热器系统的热力特性，采用蒸汽膨胀线外推法，能量平衡法经过迭代来计算焓值和低压缸效率。传统计算方法如图1所示，首先假定低压缸膨胀线终点焓ELEP，通过绘制由中压缸进口开始的汽机膨胀线，得到七抽、八抽湿蒸汽焓值(对位于湿蒸汽区的抽汽点)，根据低加能量平衡计算各级抽汽流量，根据汽机质量和能量平衡得到低压缸排汽焓，即有用能终点焓UEEP，进而计算膨胀线终点焓ELEP，将计算得到的膨胀线终点焓ELEP与假定的膨胀线终点焓ELEP进行比较，判断二者是否相等，如果相等，迭代结束，否则返回修改膨胀线终点焓ELEP的假定数值，将计算得到的膨胀线终点焓作为新的膨胀线终点焓假定数值，重新完成一次计算，直至满足要求。

2座低压缸采用相同末级叶片，由于排汽流量相同而背压差异明显，因而排汽容积流量与排汽损失不同，这样，这2座低压缸无法在平均负荷工况下，同时达到排汽损失最低。因此，汽轮机排汽端有优化空间。有文献提出在某些背压条件下，4排汽双背压汽轮机的2座低压缸采用不同长度的末级叶片的设想，通过理论分析可以获得更好的宽负荷节能效果，且性价比很高。基于宽负荷节能需求，该设计将会得到更加广泛地应用。

在开展低压缸效率测试时，出现了新的问题，由于2座低压缸末级叶片不同，低压缸效率测试可以采用ASME与国标推荐的测试流程，但由于不等长末级叶片对应的排汽损失不同，2座低压缸的排汽状态即膨胀线终点焓不同且均未知，其无法使用传统的低压缸效率计算方法，如果继续使用传统的方法计算低压缸效率，会导致计算得出的低压缸效率存在误差，无法对低压缸热力性能进行更进一步分析。

发明内容

本发明所要解决的技术问题在于如何解决不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算问题。

本发明是通过以下技术方案解决上述技术问题的：一种不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算方法，所述计算方法包括以下步骤：

步骤一、设定2座低压缸进汽流量相同，设定2座低压缸效率UEEP相当，通过测量或计算得到系统参数；

步骤二、设定A低压缸有用能终点焓UEEP-A，得到A低压缸汽态膨胀线，通过汽态膨胀线拟合，得到饱和区的7、8级抽汽状态点；

步骤三、得到A低压缸输出功率和B低压缸输出功率，并将两个值进行比较，若A低压缸输出功率大于B低压缸输出功率，执行步骤四，否则修改A低压缸有用能终点焓UEEP-A，返回步骤二；

步骤四、计算A低压缸膨胀线终点焓ELEP-A，得到A低压缸效率；

步骤五、根据步骤三计算得到的B低压缸输出功率，得到B低压缸有用能终点焓UEEP-B，计算B低压缸膨胀线终点焓ELEP-B；

步骤六、画出2座低压缸的汽态膨胀线，比较2座低压缸效率，若2座低压缸效率差异不大于设定值，同时低A低压缸出力更大，则所设定的A低压缸有用能终点焓UEEP-A即为A低压缸有用能终点焓，迭代结束，否则修改A低压缸有用能终点焓UEEP-A，返回步骤二。

由于双背压汽轮机的2座低压缸采用不同长度末级叶片，能够获得更好的宽负荷节能效果，在2座低压缸配置不等长末级叶片的设计条件下，本发明提供的低压缸效率计算方法，在传统的低压缸效率计算方法的基础上，依据质量与能量平衡的热力学基本原理，设定2座低压缸进汽流量相同、效率相当，计算出2座低压缸输出功率，当满足低背压低压缸的输出功率更大时，继续计算比较2座低压缸效率，若2座低压缸效率差异不大于设定值，则所设定的有用能终点焓即为最终的有用能终点焓，在传统的低压缸效率现场试验方法不变的情况下，解决了不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算问题，该计算可用于新建、改造中采用不等长末级叶片条件下的低压缸效率测试。

优选的，所述系统参数包括低压缸进汽状态点、低压缸总流量、低压缸总输出功率、5级抽汽状态点、6级抽汽状态点、7级抽汽压力、8级抽汽压力、2座低压缸背压和凝结水流量。

优选的，所述低压缸总流量的计算方式是：现场测量水的流量，高压缸进汽流量等于锅炉的给水流量，高压缸进汽流量减去从高压缸抽汽到1号、2号高加加热器的抽汽流量，得到高压缸排汽流量，再减去从中压缸抽汽到3号、4号中加加热器的抽汽流量，得到中压缸排汽流量，得到低压缸的总流量。

优选的，所述低压缸总输出功率的计算方式是：测量发电机总功率，减去高压缸总输出功率和中压缸总输出功率，得到低压缸总输出功率。

优选的，所述高压缸总输出功率和中压缸总输出功率计算方法相同，所述高压缸输出功率＝η(进汽流量×进汽焓-抽汽流量×抽汽焓-排汽流量×排汽焓值)，η为高压缸效率。

优选的，所述A低压缸输出功率＝A低压缸进汽流量×进汽焓-A低压缸抽汽流量×抽汽焓-A低压缸排汽流量×A低压缸的有用能终点焓UEEP-A。

优选的，所述A低压缸膨胀线终点焓ELEP-A根据公式UEEP-A＝ELEP-A+0.87(1-Y)EL计算得到，其中，UEEP-A为A低压缸有用能终点焓，ELEP-A为A低压缸膨胀线终点焓，Y为该点湿度，EL为根据修正后的容积流量查图得到的排汽损失。

优选的，所述B低压缸有用能终点焓UEEP-B＝(B低压缸进汽流量×进汽焓-B低压缸抽汽流量×抽汽焓-B低压缸输出功率)/B低压缸排汽流量。

优选的，所述步骤六中的设定值为0.5％。

本发明还提供一种采用所述的不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算方法的抽汽回热系统，所述抽汽回热系统包括8级抽汽，高压缸为1、2段抽汽，中压缸为3、4段抽汽，低压缸为5-8段抽汽，5级抽汽从A低压缸引出，6级抽汽由B低压缸引出，7、8级抽汽从A、B低压缸抽出分别混合后进入7、8号低压加热器。

本发明的优点在于：由于双背压汽轮机的2座低压缸采用不同长度末级叶片，能够获得更好的宽负荷节能效果，在2座低压缸配置不等长末级叶片的设计条件下，本发明提供的低压缸效率计算方法，在传统的低压缸效率计算方法的基础上，依据质量与能量平衡的热力学基本原理，设定2座低压缸进汽流量相同、效率相当，计算出2座低压缸输出功率，当满足低背压低压缸的输出功率更大时，继续计算比较2座低压缸效率，若2座低压缸效率差异不大于设定值，则所设定的有用能终点焓即为最终的有用能终点焓，在传统的低压缸效率现场试验方法不变的情况下，解决了不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算问题，该计算可用于新建、改造中采用不等长末级叶片条件下的低压缸效率测试。

附图说明

图1为现有技术中传统的低压缸效率计算的流程图；

图2为本发明的实施例提供的不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算方法的抽汽回热系统的示意图；

图3为本发明的实施例提供的不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算方法的流程图；

图中：1为1号高加、2为2号高加、3为3号高加、4为4号中加、5为5号低加、6为6号低加、7为7号低加、8为8号低加、A为低背压低压缸、B为高背压低压缸、G为发动机。

具体实施方式

为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚明白，以下结合具体实施例，并参照附图，对本发明的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

实施例1

不同低压缸抽汽配置形式有不同的计算方式，如图2所示，本实施例抽汽回热系统配置方式为：8级抽汽(三高四低一除氧)，高压缸为1、2段抽汽，中压缸为3、4段抽汽，低压缸设4级抽汽，为5-8段抽汽，5级抽汽从A低压缸引出，6级抽汽由B低压缸引出，7、8级抽汽从A、B低压缸抽出分别混合后进入7、8号低加(低压加热器)。

下面以上述抽汽回热系统配置方式为例，介绍本发明一种不等长末级叶片的双背压汽轮机低压缸效率计算方法，所述计算方法包括以下步骤：

步骤一、设定2座低压缸进汽流量相同，设定2座低压缸效率UEEP相当，通过测量或计算得到系统参数。所述系统参数包括低压缸进汽状态点、低压缸总流量、低压缸总输出功率、5级抽汽状态点、6级抽汽状态点、7级抽汽压力、8级抽汽压力、2座低压缸背压和凝结水流量。

所述低压缸进汽状态点、5级抽汽状态点、6级抽汽状态点、7级抽汽压力、8级抽汽压力、2座低压缸背压和凝结水流量均由仪表测量测到，低压缸总流量、低压缸总输出功率通过计算得到。所述低压缸进汽状态点包括低压缸进汽压力和进汽温度，5级抽汽状态点和6级抽汽状态点包括抽汽压力和抽汽温度。

无论传统双背压汽轮机亦或是配置不等长末级叶片的双背压汽轮机，2座低压缸进汽流量在设计中均按照平均分配的原则进行设计计算，所以2座低压缸进汽流量相同的假设成立。

由于2座低压缸的排汽面积比与背压比非常接近，因此，排汽损失相当，这个假设是合理的。只有当2种末级叶片不是同一时期、同一种理念的结果，技术水平有明显差异时，这个假设才需要修改。基于2种叶片组合的通流效率与排汽损失的设计值，合理设置2座低压缸效率的差异。末2级以前，假设2座低压缸汽态膨胀线基本重合，仅仅最后部分不同，低背压低压缸的汽态膨胀线更长一些，所以2座低压缸效率UEEP相当的假设成立。

具体的，所述低压缸总流量的计算方式是：水在锅炉内升温，进入饱和蒸汽和过热蒸汽，现场测量水的流量，高压缸进汽流量基本上等于锅炉的给水流量，高压缸进汽流量减去从高压缸抽汽到1号高加(高加加热器)和2号高加的抽汽流量，得到高压缸排汽流量，蒸汽进入中压缸，再减去从中压缸抽汽到3号中加(中加加热器)和4号中加的抽汽流量，得到中压缸排汽流量，继而得到低压缸进汽总流量，即低压缸总流量。

所述低压缸总输出功率的计算方式是：通过流量和焓值计算，根据实验标准及汽机质量平衡、能量平衡，汽轮机后面的发电机功率由高中低压缸共同输出，测量发电机总功率，减去高压缸总输出功率和中压缸总输出功率，得到低压缸总输出功率，高压缸总输出功率和中压缸总输出功率可由同样的计算方法得到，以高压缸为例，通过测量高压缸进汽压力、进汽温度、抽汽压力、抽汽温度、排汽压力和排汽温度，得到高压缸进汽焓、抽汽焓和排汽焓，根据高压缸进汽流量、抽汽流量和排汽流量，得到高压缸输出功率。

具体的，所述高压缸输出功率的计算方式是：高压缸输出功率＝η(进汽流量×进汽焓-抽汽流量×抽汽焓-排汽流量×排汽焓值)，η为高压缸效率，根据高压缸进汽和排汽的压力、温度测算得到。

步骤二、首先设定一座低压缸(命名为A)的有用能终点焓UEEP-A，得到A低压缸汽态膨胀线。通过汽态膨胀线拟合，得到饱和区的7、8级抽汽状态点，包括7、8级抽汽压力和温度。

步骤三、得到A低压缸输出功率和B低压缸输出功率，并将两个值进行比较，若A低压缸输出功率大于B低压缸输出功率，执行步骤四，否则修改A低压缸有用能终点焓UEEP-A的设定数值，返回步骤二，重新完成一次计算，直至满足要求。

具体的，通过汽机能量平衡得到A低压缸抽汽流量，通过流量平衡，得到A低压缸排汽流量，进而得到A低压缸输出功率，由步骤一得到的2座低压缸总输出功率计算得到B低压缸输出功率。

具体的，所述A低压缸输出功率根据A低压缸排汽流量和A低压缸的有用能终点焓UEEP-A计算得出，具体计算方法为：A低压缸输出功率＝A低压缸进汽流量×进汽焓-A低压缸抽汽流量×抽汽焓-A低压缸排汽流量×A低压缸的有用能终点焓UEEP-A。所述A低压缸排汽流量由汽机质量平衡和能量平衡得到。

步骤四、计算A低压缸膨胀线终点焓ELEP-A，得到A低压缸效率。

具体的，所述A低压缸膨胀线终点焓ELEP-A根据公式UEEP-A＝ELEP-A+0.87(1-Y)EL计算得到，其中，UEEP-A为A低压缸有用能终点焓，ELEP-A为A低压缸膨胀线终点焓，Y为该点湿度，EL为根据修正后的容积流量查图得到的排汽损失，EL值由汽轮机厂家给出。

具体地，A低压缸效率可根据ASME PTC6-2004标准计算得出。

步骤五、根据步骤三得到的B低压缸输出功率，按传统低压缸效率计算方法，得到B低压缸有用能终点焓UEEP-B。再通过汽轮机厂家给出的B低压缸排汽损失曲线得到排汽损失，计算得到B低压缸膨胀线终点焓ELEP-B，再得到B低压缸效率。

具体的，所述B低压缸有用能终点焓UEEP-B根据B低压缸输出功率和B低压缸排汽流量计算得出，具体计算方法为：B低压缸输出功率＝B低压缸进汽流量×进汽焓-B低压缸抽汽流量×抽汽焓-B低压缸排汽流量×B低压缸有用能终点焓UEEP-B，已知B低压缸的输出功率，可计算得到B低压缸有用能终点焓UEEP-B。所述B低压缸排汽流量由汽机质量平衡和能量平衡得到。

所述B低压缸膨胀线终点焓ELEP-B根据公式UEEP-B＝ELEP-B+0.87(1-Y)EL计算得到，其中，UEEP-B为B低压缸有用能终点焓，ELEP-B为B低压缸膨胀线终点焓，Y为该点湿度，EL为根据修正后的容积流量查图得到的排汽损失，EL值由汽轮机厂家给出。

步骤六、画出2座低压缸的汽态膨胀线，比较2座低压缸效率UEEP。若2座低压缸效率差异不大于设定值，可将该设定值设置为0.5％，同时A低压缸出力更大，则所设定的A低压缸有用能终点焓UEEP-A即为A低压缸最终的有用能终点焓，迭代结束，否则修改A低压缸有用能终点焓UEEP-A，返回步骤二，重新完成一次计算，直至满足要求。其中，低背压低压缸设定为A低压缸，高背压低压缸设定为B低压缸。

实施例2

本实施例的抽汽回热系统配置方式与实施例1不同，抽汽回热系统配置方式为：8级抽汽(三高四低一除氧)，其中低压缸设4级抽汽，5级、6级抽汽均由A、B低压缸引出后混合，7、8级抽汽从A、B低压缸抽出分别混合后进入7、8号低压加热器。此时低压缸效率计算方法与实施例1计算过程的不同之处在于：在步骤一中还需增加一项假设：由2座低压缸平分5、6级抽汽量，其余计算流程与实施例1相同。

计算示例

某660MW机组汽轮机为超超临界、一次中间再热、三缸四排汽、单轴、双背压、凝汽式汽轮机，型号为N660-25/600/600。原设计背压4.9kPa，末级叶片1027mm，排汽面积较大，是典型的基于基本负荷设计思想的产物。经设计核算，额定背压修改为4.5kPa，两侧背压分别大约为4kPa与5kPa，并综合考虑65％左右的预期平均负荷率，以及评估全年运行情况，特别是冬、夏季工况后，确定在综合节能提效改造中2座低压缸末级叶片长度分别采用1040mm与900mm。

这是国内外首次在双背压4排汽汽轮机上同时采用不同长度的末级叶片，相对于全部采用1040mm末级叶片的原方案，平均节能量超过20kJ/kWh，实现了高性价比的宽负荷节能效果。该机的设计参数与改造后性能验收试验数据如表1、表2所示。

表1某660MW机组汽轮机设计数据表

表2THA工况验收试验数据表

通过上述方法计算得到A、B低压缸效率分别为90.31％和90.49％，迭代结束。

以上实施例仅用以说明本发明的技术方案，而非对其限制；尽管参照前述实施例对本发明进行了详细的说明，本领域的普通技术人员应当理解：其依然可以对前述各实施例所记载的技术方案进行修改，或者对其中部分技术特征进行等同替换；而这些修改或者替换，并不使相应技术方案的本质脱离本发明各实施例技术方案的精神和范围。