TC2F——980型汽轮机热耗率偏离设计值的原因分析

TC2F——980型汽轮机热耗率偏离值的原因分析 TC2F——980型汽轮机热耗率偏离设计值的原((((((((((((((((((((((( 因分析 ((( 辽宁电力科学研究院(沈阳110006)赵伟光张敏 华能大连电厂(大连116100)赵贺 华能丹东电厂(大连118300)王黎 [摘要]本文通过对同型机组的两台机性能考核试验得到的汽轮机热耗率结果为依据，利用试验测得的有关数据及汽轮机缸效率、轴封漏汽量等几方面对汽轮机的实测热耗率高于设计值的原因，先进行了量值差别的分析，然后确定了主要影响因素，为新机第一次大修及改进提供依据。 [关键词]热耗率影响系数法缸效率机组老化 概述 华能大连电厂和华能丹东电厂在1998年间先后各有两台(共计4台)美国西屋公司生产制造，具有一次中间再热、高中压合缸、双缸双流凝汽式，型号为TC2F——980汽轮机组投产发电。其中有两座电厂各有一台汽轮机(华能大连电厂3号机、华能丹东电厂2号机)于1999年4月和1999年11月，按照要求，采用美国ASMEPTC6—1996试验，进行了性能考核试验。试验结果比设计热耗保证值(7825kJ/kWh)分别高2.23%和1.77%。对此厂家利用这两台机在2000年4月和8月检查性大修，对布莱登汽封进行了改造和通流部分间隙调整、检修;对动叶和静叶进行了粗糙度处理。经大修后的汽轮机组热耗率有了明显下降，但仍高于设计热耗保证值0.64%和0.705%。根据大修前后试验结果，对该类型机组热耗率高于设计保证值进行分析和探讨。 试验结果 经两台机组性能考核试验的计算，分别得到大修前和大修后汽轮机高压调节阀在不同阀位下(4阀全开、3阀全开、2阀全开)经修正后热耗值，详见表1。 由表1计算得到，汽轮机组在二、三、四阀全开工况下，华能大连电厂3号机和华能丹东电厂2号机大修前、大修后发电机功率和热耗率。经二次曲线拟合得到图1汽轮机发电端功率与热耗率变化关系特性曲线(共4条) 作者简介:赵伟光，男，学士，高级工程师，从事汽轮机组热效率试验及节能技术研究。 表1保证试验结果汇总表 设计保证试验结果 值 与试2号阀全开 3号阀全开 4号阀全开 设计值验电功热偏差 热热热项厂 率 耗率 功功功kJ/耗率 耗率 耗率 目 MkJ率 率 率 kWh kJkJkJW /kWh MW MW MW /kWh /kWh /kWh 278034793780热大修378+178.9 80.3 7.8 98.8 8.0 19.7 耗连前 50 25 4.17 保37999.17kJ/kWh(由拟合曲线得到热耗率) 1 证号 277935783880修+51值8.3 55.0 4.2 80.1 4.3 19.7 后 .64 试7876.64kJ/kWh(由拟合曲线得到热耗率) 验 268034793779修+138.4 45.0 3.4 66.5 5.8 58.9 丹前 8.67 7963.67kJ/kWh(由拟合曲线得到热耗率) 东 2267934783878修+55号 8.3 18.4 7.3 80.2 0.0 91.7 后 .55 7880.55kJ/kWh(由拟合曲线得到热耗率) 大连3号机修前(1),,丹东2号机修前(2),,大连3号机修后(3)„„丹东2号机修后(4) 图1汽轮发电机端功率与热耗率变化关系特性曲线 由图1中的二次拟合曲线公式计算得到，华能大连电厂3#机和华能丹东电厂2#机大修后热耗率比大修前分别降低了1.53%和1.04%，即122.5和83.1kJ/kWh。虽然这一结果仍然没有达到设计保证值，但对于刚刚投产新机仅仅通过一次大修，热耗率降低幅度就这样大，这是很少见的。取得这样大成果，并不是偶然得到的，而是在大修前通过对这两台机第一次考核试验数据进行科学论证分析，提出指导性意见，使大修后的机组热耗达到预期目的。大修前的论证分析是通过第一次热耗考核试验、焓降试验及影响系数法所得到的2、3、4阀全开时高、中压缸效率、级段效率及高中压缸冷却蒸汽量(详见表2)有关结果，与设计值进行比较，为大修提供理论依据。现在以华能大连电厂3号机大修前试验数据为例进行分析。 表2华能大连电厂3号机高、中压缸、级段效率计算汇总表 项目 单2阀全3阀全4阀全 位 开 开 开 调节级段 设计值 % 59.833 65.022 69.361 效率 两次试验平均值 % 65.268 40.746 67.559 高压缸至中设计值 kg/6728.0 8566.0 9240.0 压缸 h 冷却蒸汽量 两次试验平均值 kg/27410.34821.38055. h 4 9 7 2 八段抽汽级设计值 % 89.259 90.251 90.449 段 两次试验平均值 % 77.031 92.834 81.913 效率 高压缸后轴设计值 kg/8290.0 10606.11462.封漏 h 0 0 汽至中压缸两次试验平均值 kg/6518.1 8727.2 9498.0 排汽 h 高压缸 设计值 % 80.935 85.756 87.688 效率 两次试验平均值 % 80.450 84.497 85.812 六段抽汽级设计值 % 91.953 91.859 92.146 段 两次试验平均值 % 79.687 80.293 80.021 效率 五段抽汽级设计值 % 95.310 95.448 95.813 段 两次试验平均值 % 96.130 96.653 96.685 效率 中压缸 设计值 % 94.815 94.749 95.025 效率 两次试验平均值 % 92.225 92.141 92.067 低压缸效率 设计值 % 89.000 86.748 86.064 (估算) 两次试验平均值 % 86.668 85.706 85.675 大修前试验结果的分析 华能大连电厂3号机、丹东电厂2号机性能试验是按美国ASMEPTC6——1996标准进行的。其中回热系统对热耗的影响，经过第一类修正计算已经不存在了。表2中的试验结果是以华能大连电厂3号机为例，从中可以看出，大修前热耗率高于设计保证热耗值174.17kJ/kWh这部分，均为汽轮机本体效率及轴封漏汽偏离设计值所造成的。对此，从高、中、低压缸及轴封漏汽方面进行如下分析。 高压缸 以三阀全开工况为例，试验得到的高压缸效率比设计值低1.468%(相对值)，按美国ASMEPTC6SREPORT——1970《汽轮机例行试验的简化方法》计算方法计算得到，高压缸效率下降1%，热耗上升0.1782%;以三阀全开设计值为7824kJ/kWh为例，由于高压缸效率下降1.468%(相对值)热耗上升20.5kJ/kWh。引起高压缸效率下降原因有以下三个方面: a、通流部分的动静间隙偏大，造成级间漏汽增大。主要特征是，级后压力、温度升高，熵增(ΔS)增大，有效焓降减少。表2中的调节级、八段抽汽、高压缸排汽参数与设计值比较，压力和温度分别增加了2.1%、12?;3.4%、10?;2.3%、6?。特别是反动汽轮机由于叶顶初的压降较大(与冲动式相比)，径向汽封间隙稍有增加，就会造成级效率的损失明显增加。 b、通流部分的结垢及老化影响。通流部分的结垢与蒸汽品质有直接关系。对于反动式汽轮机结垢同时发生在喷嘴和动叶上，使动静叶表面粗糙度增大，通流面积减小，各级速比U/Co发生变化，焓降重新分配，导致级效率下降。通过考核试验前的运行记载，机组经半年运行没有发生长时间蒸汽品质不合格，即使存在蒸汽品质不合格现象，通流部分结垢将发生在湿蒸汽区域。结垢对高压缸效率影响将会很小。老化的影响，高压缸将比中、低压缸影响面大些。据有关资料介绍在正常情况下，高、中、低压缸老化程度分别为1:0.5:0.25，所以在后面对整机老化程度进行专门讨论。 C、制造加工与设计偏差影响。由于动静叶在出厂前的加工和安装出现与设计值较大偏差(如 3 喷嘴出汽角α1、动叶出汽角β2、根部反动度、动静叶光洁度等等)，使级的速比偏离原设计最佳速比值，造成缸效率下降。这一现象在当今制造业中是时常发生的。本机高压缸效率低原因也将与此有关。 3.2中压缸 当考虑中压缸冷却蒸汽和高压平衡鼓漏入中排的影响，中压缸效率比设计值低了4.057%(相对值)。按美国西屋公司对大连、丹东焓降试验分析报告计算得到的中压缸效率下降1%，热耗上升0.144%进行计算;以三阀全开设计值为7824kJ/kWh为例，由于中压缸效率下降4.057%(相对值)热耗上升45.7kJ/kWh。引起中压缸效率变化原因有以下四个方面。其中前三个与高压缸讨论是一致的，关于高压缸漏入中压缸冷却蒸汽影响将专项进行分析。从理论上分析，高压缸漏入中压缸冷却蒸汽量后，中压缸做功能力增加、效率有所提高。但实际中压缸效率下降了4.057%，主要因素是通流间隙增大，造成漏汽量加大，从表2中的六抽和中压缸排汽参数可以看出，压力超过设计值5%——6%，温度超过设计值10?-14?;六段抽汽效率比设计值下降11%(绝对值)，由此可见六段抽汽前各级间漏汽量增加，这部分对整个中压缸影响较大。同时由于加工与设计产生较大的偏差，也会造成中压缸效率降低。 3.3低压缸 从估算结果上看，在三阀全开工况时，低压缸效率比设计值低1.201%(相对值)。按低压缸效率下降1%，热耗上升0.5%计算，由于低压缸效率低于设计值，使热耗上升47.0kJ/kWh。引起热耗上升原因仍是级间漏汽量大;结垢和老化;制造加工与设计存在偏差所致。虽然低压缸结垢现象容易发生，但是由于机组投产时间较短，运行中蒸汽品质不合格现象没有长时间发生，结垢的可能性仍很小。低压缸效率低原因主要还是其它两项造成的。 3.4高压缸至中压缸(HP——IP)冷却蒸汽量的影响 经影响系数法试验得到，由高压缸漏至中压缸冷却蒸汽和中压缸排汽量为再热流量的4.78%，其中实测高压缸后轴封一漏至中排汽量低于设计值，高压缸漏入中压缸蒸汽量是设计值的2.27倍，其中漏入中压缸冷却蒸汽量是设计值的4.065倍。详见表3。 表3高压缸至中压缸漏汽汇总表 名称 单设计值 计算及测比设计增与设计值 位 量值 加值 之比 HP—IP冷却蒸汽k8566.0 34822.8 26256.8 4.06523 量 g/h 高排一漏至中排k10606.0 8729.7 -1876.3 0.82309 漏量 g/h 合计 k19172.0 43552.5 24380.5 2.27167 g/h 占再热蒸汽流量% 2.153 4.78 2.627 份额 漏至高压缸夹层k9784.0 汽量 g/h 在3VWO工况时实际(HP-IP)+(HP(L)?IP)综合漏量为43552.5kg/h，比设计值增加了ΔGHP-IP=43552.5-19172=24380.5kg/h，这部分增加的漏量直接漏入中压缸。但还有一部分是从调节级后通过高压缸内外夹层漏入高排。按以往轴封型式这部分漏量，与漏入中压缸的轴封漏汽量值成正比;可是由于采用了布莱登汽封，轴封型式发生了根本变化，漏汽量大小与各段汽封闭和状况有直接关系，所以高压缸内外夹层漏入高排汽量还无法准确确定。这部分对汽机热耗的影响已经在实测再热冷段温度计算高压缸效率反映出来，此时不再单独进行分析。 以下通过采用“等效热降法”对漏入中压缸漏汽量的变化对汽机热耗影响进行分析计算。 4 增加漏汽份额:ΔαHP-IP=ΔGHP-IP/Gms=24380.5/1060970=0.02298 新蒸汽等效热降:H=1200.246kJ/kg 循环吸热量:Q=2581.54kJ/kg 装置循环效率:ηt=H/Q=0.46493 减少作功: rh-Hhp)=0.02298×(3535.7-3042.2)=11.34kJ/kg ΔH=ΔαHP-IP×(H 减少吸热量: ΔQ=ΔαHP-IP×(Hrh-Hhp)=0.02298×(3535.7-3042.2)=11.34kJ/kg 装置热效率降低:δηt=(ΔH-ηt×ΔQ)/H=0.5055375% 因为:Δδηt=-ΔδHR 对热耗影响:ΔHR=δηt×HR=0.5055375%×7824=39.6kJ/kWh 折合漏入中压缸蒸汽份额(与再热蒸汽量之比)每增加1%，热耗增加0.1927%。 经以上计算，因漏入中压缸轴封汽量增大，使进入高压缸蒸汽作功能力下降，调节级后压力、温度升高，调节级段效率降低。但中压缸作功能力增加，经综合计算漏入中压缸蒸汽份额每增加1%(相对再热流量)，热耗增加0.1927%，实际高压缸漏入中压缸蒸汽份额比设计值高2.62%(绝对)热耗增加39.6kJ/kWh。 造成中压缸冷却蒸汽量增加主要原因是高中压缸之间布莱登汽封没有完全闭合。这一现象在国产机组上不止一次发生。 3.5汽轮机老化 性能考核试验是在机组投产后六个月后进行的，按美国ASMEPTC6报告《汽轮机性能试验测量不确定度导则》计算: ƒ=A×(P/16.55)0.5×BF/?MW 式中:BF——老化基本系数; MW——汽轮机额定功率; P——出压力，Mpa; A——对火电机组取1.0，对该电机组取0.7。 由上式计算得到汽轮机老化修正系数ƒ=0.197%，热耗值为15.4kJ/kWh。如果按合同要求在半年内进行试验时是不应进行此项修正。 综合以上的分析结果汇总于表4中。 由于缸效率下降、轴封漏汽量增大及老化影响，使汽轮机热耗升高了168.2kJ/kWh，如考虑试验中不明泄露量的影响，汽轮机热耗升高值为175kJ/kWh——177kJ/kWh之间，这一结果同表1得出的试验结果(大于保证热耗174.17kJ/kWh)相吻合。对此，在第一次大修中，应从高、中、低压缸动静部分的粗糙程度、间隙、端部轴封及布莱登汽封进行检查，加大检查力度，机组效率会有较大提高。 表4对热耗值的综合影响 序项目 单设试相各缸带每增加影号 位 计值 验值 对值 负荷能力(设1%对热耗影响值 (3(3% 计) 响 kJ/kWh VWO) VWO) 1 高压缸效% 85841.28.54070.1782% 20. 率 .756 .497 468 % 5 2 中压缸效% 94904.26.24620.144% 45. 率 .385 .556 057 % 7 3 低压缸效% 86851.45.21310.500% 47. 5 率 .748 .739 163 % 0 4 高—中压Kg19432. 0.2225% 39. 缸漏汽 /h 172 553 2717 6 5 老化 0 6 0.197% 15. 个月 4 合计 kJ 168 /kWh .2 4、大修后机组热耗分析 华能大连电厂3号机和华能丹东电厂2号机大修解体发现，布莱登汽封因安装不当，在正常运行时大部分汽封段闭合不佳，造成高中压缸轴封漏汽量增大;隔板汽封间隙偏大，使各级后压力升高，各级效率下降。这充分表明大修前的分析论证是正确的。经大修机组热耗分别下降了1.53%和1.04%。以华能大连电厂3号机为例: a、高压缸效率在三阀全开工况时，由修前84.497%提高到修后的85.845%，达到设计值(设计值85.756%)。高压缸效率提高了1.572%(相对值)，按高压缸效率变化1%;热耗率变化0.1782%计算，机组经大修热耗率下降了21.9kJ/kWh; b、中压缸效率在三阀全开工况时，由修前92.141%提高到修后的92.346%(设计值94.749%)，中压缸效率提高了0.216%(相对值)，按中压缸效率升高1%;热耗率下降0.144%计算，机组经大修热耗率下降了2.4kJ/kWh。 C、低压缸效率在三阀全开工况时，经初步估算由修前85.706%提高到修后的86.1%(设计值86.748%)，低压缸效率提高了0.454%(相对值)，按低压缸效率变化1%;热耗率变化0.5%计算，机组经大修热耗率下降了17.8kJ/kWh。 d、高压缸漏入中压缸的蒸汽量，由修前的4.78%(占再热流量百分数)降至修后的2.793%，即漏汽量由43.552t/h减少至25.77t/h。采用“等效热降法”计算，热耗率下降了19.6kJ/kWh。 与此同时华能丹东电厂2号机通过检查性大修，高压缸效率在三阀全开工况时提高显著，由82.7%提高到85.52%，按上述方法计算，热耗率下降了40kJ/kWh;中压缸和低压缸效率略有提高。 试验结果表明，经大修的华能大连电厂3号机和华能丹东电厂2号机的热耗率仍高于热耗保证值(7825kJ/kWh)51.6kJ/kWh和55.6kJ/kWh。主要原因仍是中压缸效率、低压缸效率低于设计值和高压缸漏至中压缸的蒸汽量仍然偏大所致，这与设计和制造等方面因素有直接关系。 5、结束语 通过对美国西屋公司生产制造的TC2F——980型汽轮机大修前的热耗偏高论证分析，起到了指导机组大修重要作用。使华能大连电厂3号机和华能丹东电厂2号机热耗值，分别下降了122.5kJ/kWh和83.1kJ/kWh。虽然修后机组热耗率有明显下降，但仍高于设计保证值，其原因是由于设计和加工偏差所造成的，再想采用高标准的大修是无法达到的。该型机的实际热耗率应为7877——7885kJ/kWh。 参考文献 [1]赵伟光刘容厚顾炎生，华能大连电厂3号汽轮机热耗保证值试验结果分析，东北电力技术，2000.3. [2]美国ASMEPTC6SREPORT——1970《汽轮机例行试验的简化方法》 [3]林万超，火电厂热系统定量分析，西安交通大学出版社. 6