孙永平-上汽西门子1000MW汽轮机通流特性试验与优化分析、看

上汽－西门子超超临界

1000MW汽轮机通流特性试验与优化分析浙江省电力公司电力科学研究院孙永平2012.121

上汽-西门子1000MW汽轮机特点介绍至2012年，浙江省内已投入运行的超超临界1000MW机组共有10台：华能玉环电厂4台，国电北仑电厂2台，国华宁海电厂2台，浙能嘉华电厂2台。西门子超超临界机组采用标准积木块设计，可以覆盖600MW—1200MW容量产品。根据汽轮机产品积木块组合原则，按进汽参数及容量配置高、中压模块。针对1000MW汽轮机，组合了一个H30单流高压缸，一个M30双流中压缸及两个N30低压缸。上汽—西门子型1000MW汽轮机上汽1000MW超超临界汽轮机纵剖面图总体布置特点

汽轮机采用大功率反动式高效率叶片级，每根转子都采用单轴承支撑，汽轮机组总长29m，比同级机组缩短8～10米。

采用两个主汽门、高调门以及两个再热主调门，阀门与汽缸间采用大型螺母直接连接，无导汽管。

低压缸与凝汽器采用焊接刚性连接方式，低压外缸直接座落在凝汽器上，与基础不直接接触。因此，凝汽器抽真空吸力及注水不会对低压缸产生影响。低压内缸通过其前后各二个猫爪，搭在前后二个轴承座上，支撑整个内缸、持环及静叶的重量。并以推拉装置与中压外缸相连，保证了动静间隙。高、中、低压缸的结构特点高压缸为圆筒型，缸体为旋转对称，无常规的水平面大法兰，汽缸应力小，有极高的承压能力，有利于快速启动。中压缸采用双流程和双层缸设计，中压高温进汽仅局限于内缸的进汽部分，而中压外缸只承受中压排汽的低压（0.5MPa~0.6MPa）低温（小于300℃）工作参数，因此可采用球墨铸铁材料，汽缸法兰部分也设计得较小。低压缸配置一系列“去湿”及“防蚀”技术：设置疏水槽；保持较大的轴向间隙；末级静叶采取空心叶片结构，有抽吸槽将水份抽出。末级动叶片高度为

1146mm，采用新型的激光表面硬化技术。高压缸进汽第一级结构特点上汽1000MW汽轮机第一级叶片结构示意图中压缸进汽第一级结构特点中压缸进汽切向涡流冷却示意图中压缸第一级斜置静叶低压缸结构示意图过负荷补汽阀技术

补汽阀是一种“旁通调节”手段：让主蒸汽从左右侧高压主汽门与高压调门前的阀体分别引出，经补汽阀后分二路进入高压缸第五叶片级后。

在汽轮机未达到THA功率之前，补汽阀通常处于关闭状态，不参与负荷调节；在夏季工况、

TMCR和VWO工况时，补汽阀处于部分或全部开启状态。在前期投产的数台1000MW机组上，由于补汽阀的投入会引发机组振动和瓦温升高问题，所以没有发挥应有的作用。2

进汽端运行特性的优化分析汽轮机进汽端变工况性能影响因素——高压调门的节流效应上汽－西门子1000MW汽轮机设有两只高压调门，采用全周进汽、滑压运行调节方式。如右图所示，为上汽－西门子

1000MW汽轮机高压进汽压损随调门开度变化的试验曲线。从图中可以看出：A、高压调门从全开至40%开

度过程中，进汽压损从1.5%上升至6%左右，其变化趋势较为平缓；B、而从40%继续关小至23%开度过程中，进汽压损会迅速上升至20%以上，这一阶段的节流效

应增加幅度十分显著。（2）高压缸效率的变化规律汽轮机高压进汽压损每增加2%，将引起高压缸效率降低约1%。如右图所示，为高压缸效率随调门开度变化的试验曲线。从图中可以看出：A、随着高压调门从全开→40%→23%逐步关小，高压缸效率的变化为：从90％→88%→80%；B、为了满足AGC以及一次调频响应速度，一些机组将高压调门开度控制在23％～35%区间

内，会对汽轮机高压缸效率带来严重损害。（3）机组热耗率的变化规律如下图所示，为一台1000MW机组试验得出的机组热耗率随负荷变化曲线。从图中可以看出：A、“全开调门”滑压是经济性最好的理想运行方式；B、高压调门开度越小，机组运行热耗率越高；C、在机组低负荷阶段，将高压调门开度控制在23%左右，将引起机组热耗率的显著增加。（4）机组滑压优化的改进措施优化改进方法：A、进行机组不同滑压运行方式的比较试验与结果分析；

B、确定机组运行方式的调整方向，尽量增加高压调门

开度，避免出现过大的进汽节流损失；C、重新制定机组滑压控制曲线，在保证机组AGC和一次调频负荷响应速度的前提下，提升机组的运行经济性能。实施效果：A、在一些试点机组上，可以将低负荷阶段的调门开度提升至37%左右；B、在保证机组负荷响应速度的前提下，可降低机组供电煤耗率约0.5g/kWh。3

排汽端运行特性的优化分析（1）排汽端变工况性能影响因素——低压缸排汽容积流量□如右图所示，为影响汽轮机低压缸排汽容积流量的两个主要影响因素：机组负荷与凝汽器压力在全年的统计曲线。A、从每天的运行变化来看：参与电网调峰的机组，每天的负荷会在50～100%额定负荷范围内变动，引起排汽容积流量产生相应幅度的变化。B、从全年的运行变化来看：冬季、夏季工况的凝汽器压力变化范围为3~9kPa。若按照机组设计背压5kPa为基准来测算，则冬季、夏季的排汽容积流量将分别增加约60%或减少40%。由此可见，凝汽器压力的周期性变化对低压缸排汽容积流量有重大影响。（2）汽轮机低压缸效率的变化特点

如下图所示，为上汽－西门子1000MW汽轮机低压缸效率随排汽容积流量变化的试验曲线。从图中可以看出：A、当低压缸排汽容积流量约为8500m3/s左右时，低压缸可以运行在最高效率区域；B、随着排汽容积流量的增加，低压缸效率会较为缓慢地下降；C、当排汽容积流量减少时，低压缸效率则会出现较为快速地下降。（3）末级叶片的排汽损失特性造成低压缸效率变化的内在原因是：末级叶片的排汽损失会随着容积流量而改变。如右图所示，为某台

1000MW汽轮机末级叶片的排汽损失设计曲线。末级叶片的选型原则：在通常的运行排汽容积流量变化范围内，能使排汽余速损失为最小。（4）低压缸末级叶片的设计选型对比表中的计算结果可知：采用B型1146mm叶片，在THA和75%THA工况的平均余速损失最小。所以，上汽-西门子1000MW超超临界机组上优先选用了该末级叶片。上汽1000MW汽轮机低压末级叶片选型分析表（5）低压缸实际工作效率的评估

根据试验得出的低压缸效率变化规律等特性资料，可以对汽轮机排汽端运行性能作出合理的评估。评估举例：A电厂：机组全年运行负荷率为76％，凝汽器压力为

4.4kPa，折算得到全年平均低压缸排汽容积流量约为9500m3/s，该数值接近于低压缸最高效率区；B电厂：由于配置了大型海水冷却塔进行闭式循环冷却，凝汽器压力设计值为6.2kPa，使得低压缸排汽容积流量偏小约20％，致使低压缸运行效率低于最高效率值约0.5％。评估结果：A电厂的实际运行条件与该低压缸的设计变工况运行特性较为匹配；而B电厂应力争降低凝汽器运行压力，使低压缸的全年平均运行工作点尽量接近于高效区。（6）机组冷端优化的实现方法

机组冷端运行优化的主要内容：根据机组负荷、循环水进水温度等运行条件的变化，合理地调整循环水系统的运行方式。冷端优化的计算方法：在冷端优化判断过程中，需要以循环水流量的增减为纽带，对凝汽器压力的变化幅度作出计算预估，折算得到机组微增出力收益，从中扣除循泵的厂用电耗量变化后，才能得到整台机组的功率收益。建设冷端优化管理系统：以机组SIS系统为平台，建立“冷端优化管理系统”后，可以实现冷端系统各设备性能指标的实时计算与分析，得到冷端设备运行调整的预期结果。电厂运行人员可根据每项调整措施的收益与成本比较排4

汽轮机通流特性的优化分析中压缸效率的变化规律上汽-西门子机组在50%~100%负荷变化过程中的汽轮机中压缸效率一直保持在93.5%左右。

该机型的中、低压分缸压力较低。较高的中压缸效率以及较大的做功份额，促进了整台汽轮机运行经济性能的提升。（2）蒸汽膨胀过程线的比较分析如图所示，为一台

1000MW汽轮机在额定负荷工况的设计和试验膨胀过程线。图中两条过程线基本重合，反映出蒸汽在汽轮机内的实际做功过程与设计要求非常接近，各级抽汽参数基本不受缸内漏汽的影响。（3）六抽管道温度偏差问题的分析

数台上汽-西门子汽轮机投产后的测试数据表明：六级抽汽温度明显偏低于设计值，而且来自低压缸A、低压缸B的两根抽汽管道也存在着明显的温度偏差。

对问题的分析：由于六抽B侧管道内的蒸汽已接近饱和状态，担心会造成管道内积水，当机组出现跳机等故障时，可能引发水击事故。

解决措施：在凝汽器内的六抽管道外壁加装隔热套的临时措施，使六抽B侧抽汽管内的蒸汽温度能够提高10℃以上，暂时消除了安全隐患。5

分析结论与建议机组滑压优化调整时，必须考虑主蒸汽压力与高压调门开度的合理匹配关系。在保证机组AGC负荷变动以及一次调频响应能力的基础上，适当开大高压调门开度有助于提升机组的运行经济性能。汽轮机排汽端的运行性能与排汽容积流量密切相关。