技术领域
[0001] 本
发明属于火
力发电技术领域，尤其涉及一种低压缸效率测算系统及方法。
背景技术
[0002] 实时掌握机组低压缸效率对监视机组运行经济性及安全性至关重要。无论是纯凝机组还是供
热机组，无论是新机组投产性能验收试验还是老机组通流改造等重大技改后的考核试验，均需通过严密而复杂、试验
精度等级最高的性能试验确定低压缸效率。该低压缸效率的计算精度要求极高，此低压缸效率的计算结果直接影响整个机组状态
水平，也是项目方进行
费用结算的主要依据，受到试验参与各方的重点关注。
[0003] 目前，为了准确测算
汽轮机低压缸效率，需进行高精度性能试验，采用的试验标准一般为国际标准ASME PTC6-2004或国家标准GB8117.1-2008，汽轮机热力性能试验规程第1部分：方法A-大型凝汽式汽轮机高准度试验。二者的试验不确定度均是相当小的，对于火
电机组，分别为0.25％和0.3％，但是为此投入的试验成本是很高的。作为一种工业试验，应当在满足试验精度要求的前提下考虑成本问题。
[0004] 现有的计算低压缸效率的计算方法，最大的难点在于末一级或末两级的
蒸汽焓及汽轮机排汽焓的确定。对于凝汽式机组，低压缸末一级抽汽及低压缸排汽常常为湿蒸汽，无法通过测量
蒸汽压力和
温度确定其焓值。由于大型汽轮机的蒸汽湿度测量精度不高，所以现有的计算方法均通过多重
迭代的方式确定末级抽汽及排汽焓。然而，整个迭代过程是非常繁琐的，计算过程所涉及的参数也非常多，主要包括机组所有汽水流量及参数、所有辅助蒸汽流量及参数，这些参数的测量工作量非常巨大，而且测量精度也难以同时保证。
发明内容
[0005] 本发明的目的是提供一种低压缸效率测算系统及方法，以解决上述技术问题。
[0006] 本发明提供了一种低压缸效率测算系统，包括
锅炉、发电机、凝汽器、回热系统、给水
泵汽轮机、
凝结水泵、除
氧器、
轴封加热器、高压缸、中压缸、低压缸；所述回热系统包括高压加热器系统及低压加热器系统；所述低压加热器系统最靠近低压加热器的疏水管道上安装有疏水流量测量装置，用于测量最末一级低压加热器至凝汽器的疏水流量，用作末级低压加热器抽汽焓计算；其中，所述低压加热器系统包括第一低压加热器、第二低压加热器、第三低压加热器、第四低压加热器，所述除氧器、第一低压加热器、第二低压加热器、第三低压加热器、第四低压加热器、轴封加热器、凝汽器依次连接，所述疏水流量测量装置设于所述第四低压加热器与凝汽器之间的疏水管道上；所述除氧器与第一低压加热器之间的管路上设有凝结水流量测量装置，用于测量所述第一低压加热器进入所述除氧器的凝结水流量。
[0007] 本发明还提供了一种应用上述低压缸效率测算系统测算低压缸效率的方法，包括：
[0008] 基于疏水流量测量装置测量的疏水流量，结合第一低压加热器、第二低压加热器、第三低压加热器的热平衡计算，可得到第四低压加热器的进汽流量，进而通过
能量平衡确定第四低压加热器段抽汽的焓值。
[0009] 进一步地，该方法还包括：
[0010] 基于凝结水流量及低压加热器汽侧及水侧参数计算得到第一低压加热器、第二低压加热器、第三低压加热器的进汽流量。
[0011] 进一步地，该方法还包括：
[0012] 基于蒸汽进入中压缸后至第四低压加热器段抽汽间连续膨胀线及排汽压力确定进入凝汽器排汽的膨胀线终点焓。
[0013] 进一步地，该方法还包括：
[0014] 基于膨胀线终点焓、排汽干度及排汽损失确定低压缸排汽焓。
[0015] 借由上述方案，通过低压缸效率测算系统及方法，具有如下技术效果：
[0016] 1)在测算低压缸效率时无需再进行关于末级低加抽汽焓及低压缸排汽焓的复杂迭代，大大地减少了计算工作量；
[0017] 2)计算过程中无需进行整机的输入能量和输出能量平衡计算，大大地降低了计算所需的汽水参数，有效地避免了由于个别测量误差引起的低压缸效率计算偏差。
[0018] 上述说明仅是本发明技术方案的概述，为了能够更清楚了解本发明的技术手段，并可依照
说明书的内容予以实施，以下以本发明的较佳
实施例并配合
附图详细说明如后。
附图说明
[0019] 图1是本发明低压缸效率测算系统的结构示意图。
[0020] 图中标号：
[0021] 1为1号高加；2为2号高加；3为3号高加；4为除氧器；5为5号低加；6为6号低加；7为7号低加；8为8号低加；9为高压缸；10为中压缸；11为低压缸；12为锅炉；13为发电机；14为凝汽器；15为凝结水泵；16为轴封加热器；17为疏水流量测量装置；18为凝结水流量测量装置；19为给水泵汽轮机。
具体实施方式
[0022] 下面结合附图和实施例，对本发明的具体实施方式作进一步详细描述。以下实施例用于说明本发明，但不用来限制本发明的范围。
[0023] 参图1所示，本实施例提供了一种低压缸效率测算系统，包括锅炉12、发电机13、凝汽器14、回热系统、给水泵汽轮机19、凝结水泵15、除氧器4、轴封加热器16、高压缸9、中压缸10、低压缸11；回热系统包括高压加热器系统及低压加热器系统；低压加热器系统最靠近低压加热器的疏水管道上安装有疏水流量测量装置，用于测量最末一级低压加热器至凝汽器的疏水流量，用作低压缸效率计算；其中，低压加热器系统包括第一低压加热器(5号低加
5)、第二低压加热器(6号低加6)、第三低压加热器(7号低加7)、第四低压加热器(8号低加
8)，除氧器4、第一低压加热器、第二低压加热器、第三低压加热器、第四低压加热器、轴封加热器16、凝汽器14依次连接，疏水流量测量装置17设于第四低压加热器与凝汽器14之间的疏水管道上；除氧器4与第一低压加热器之间的管路上设有凝结水流量测量装置18，用于测量第一低压加热器进入除氧器4的凝结水流量。
[0024] 本实施例将疏水流量测量装置17安装于8号低加疏水至凝汽器之间的一段直管段上，通过该流量的测量，结合5-7号低加的热平衡计算，可得到8号低加的进汽流量，进而通过能量平衡可确定8号低加段抽汽的焓值，即无需通过迭代的方式即可确定处于湿蒸汽区的8号低加段抽汽的焓值。
[0025] 低压加热器水侧凝结水流量由5号低加进入除氧器间的凝结水流量测量装置16测得，5-7号低压加热器的进汽流量基于凝结水流量及加热器汽侧及水侧参数计算而得。
[0026] 进入凝汽器排汽的膨胀线终点焓(ELEP)，是基于蒸汽进入中压缸后至8号低加段抽汽间连续膨胀线及排汽压力确定的。
[0027] 低压缸排汽焓，即有用能终点焓(UEEP)，是基于膨胀线终点焓、排汽干度及排汽损失确定的。
[0028] 通过本实施例的测算系统及方法，在测算低压缸效率时无需再进行关于末级低加抽汽焓及低压缸排汽焓的复杂迭代，大大地减少了计算工作量。同时，由于计算过程中无需再进行整机的输入能量和输出能量平衡计算，大大地降低了计算所需的汽水参数，有效地避免了由于个别测量误差引起的低压缸效率计算偏差。
[0029] 具体计算过程如下：
[0030] (1)高中压部分的汽水流量计算
[0031] 首先，以除氧器入口凝结水流量为基准，通过给水流量的迭代计算，通过高压加热器的热平衡计算，得到进入每个高压加热器的蒸汽流量。结合辅助流量的测量或计算，可得到高中压部分整体的汽水流量，包括主蒸汽流量、高压缸排汽流量、中压缸进汽流量和中压缸排汽流量。
[0032] (2)低压部分汽水流量计算
[0033] 通过测量得到了进入到除氧器的凝结水流量，以压力最高一级的低压加热器开始，逐级向后计算各加热器的进汽量，直到抽汽为湿蒸汽的加热器前，均可直接计算各加热器进汽量及疏水量。通过该测算系统，可以通过流量测量装置测得末级低加的疏水总流量。利用该流量减去次末级疏水流量即可得到末级低加的抽汽量，再利用能量平衡方程，即可得到末级低加进汽焓值。
[0034] 根据低压缸各加热器抽汽量计算结果及辅助流量测量或计算，可继续得到低压缸的排汽流量。
[0035] (3)膨胀线终点焓(ELEP)的确定
[0036] 蒸汽在进入中压缸后至凝汽器之间是一个连续的膨胀做功过程，其理论膨胀线应该是一条光滑的曲线，但实际上，在中压缸排汽至低压缸进汽点之间要经过一段连通管，必定会产生压降，由于这一段很短，可以近似成
绝热过程。因此，蒸汽从中压缸进汽至低压缸排汽的实际膨胀线并不是理想的光滑曲线，这给计算带来了一定困难。同时，由于缸内漏汽、抽汽管道压损及抽汽测点布置的影响，测量参数并不能真实反映汽轮机级后的状态值，据此画出的膨胀线偏离实际情况。另一种做法是采用低压缸进汽点作为膨胀线的起点，但在连通管压降很小且各级抽汽参数正常的情况下，仍建议从中压缸进口点进行膨胀线拟合。本实施例采用从中压缸进汽点及末级抽汽点确定膨胀线的方式。将膨胀线延长至排汽压力即可确定膨胀线终点焓ELEP。
[0037] (4)低压缸排汽焓(UEEP)的确定
[0038] 首先，根据ELEP及排汽压力计算膨胀线终点的干度
[0039]
[0040] 其中，h为膨胀线终点焓，hw为排汽压力下的饱和水焓，hs为排汽压力下的
饱和蒸汽焓。
[0041] 然后，计算排汽比容ν：
[0042] ν＝vsX (2)
[0043] 其中，νs为实际排汽压力下的干饱和蒸汽比容。
[0044] 根据排汽
质量流量确定排汽容积流量，进一步计算排汽损失σ。则，低压缸排汽焓(UEEP)为：
[0045] UEEP＝ELEP+0.87σX (3)
[0046] (5)低压缸效率计算
[0047] UEEP点对应的低压缸效率包含了排汽损失的低压缸性能，一般作为考核低压缸的指标，即：
[0048]
[0049] 其中，H1为低压缸进汽焓，H1s为低压缸进汽等熵焓。
[0050] 以某300MW湿冷机组为例，通过具体算例说明本方法的计算过程。该机组为高中压缸合缸机组，主蒸汽压力为16.67MPa，主再热汽温均为537℃，排汽压力为0.00539MPa。
[0051] (1)高中压部分的汽水流量计算
[0052] 根据本实施例提供的计算方法，首先计算高中压部分的汽水流量，计算结果如下：
[0053] 项目 单位 数值1号高加进汽流量 t/h 72.068
2号高加进汽流量 t/h 73.721
3号高加进汽流量 t/h 40.188
除氧器进汽流量 t/h 59.322
给水泵汽轮机进汽流量 t/h 34.721
主蒸汽流量 t/h 974.000
给水流量 t/h 974.000
高压缸排汽流量 t/h 807.298
中压缸进汽流量 t/h 807.298
中压缸排汽流量 t/h 719.941
[0054] (2)低压部分汽水流量计算
[0055] 通过本实施例提供的测算系统，可以通过疏水流量测量装置测得末级低加的疏水总流量。利用该流量减去次末级疏水流量即可得到末级低加的抽汽量，再利用能量平衡方程，即可得到末级低加进汽焓值。根据低压缸各加热器抽汽量计算结果及辅助流量测量或计算，可继续得到低压缸的排汽流量。计算结果如下：
[0056]
[0057]
[0058] (3)膨胀线终点焓(ELEP)的确定
[0059] 本算例采用从中压缸进汽点及末级抽汽点确定膨胀线的方式。将膨胀线延长至排汽压力即可确定终点焓ELEP，计算得到ELEP为2325.644kJ/kg。
[0060] (4)低压缸排汽焓(UEEP)的确定
[0061] 根据发明内容部分提出的计算方法，计算结果如下：
[0062]项目 单位 数值
膨胀线终点的干度 0.902
排汽比容 m3/kg 23.681
排汽损失 kJ/kg 52.325
低压缸排汽焓 kJ/kg 2366.699
[0063] 通过查询本汽轮机热平衡图可知，设计的低压缸排汽焓是2364.3kJ/kg，与本例计算结果相比，差值2.399kJ/kg，相对误差为0.101％。
[0064] (5)低压缸效率计算
[0065] 利用计算得到的UEEP，计算低压缸效率为88.18％，设计低压缸效率88.46％，相对误差为0.32％。
[0066] 以上所述仅是本发明的优选实施方式，并不用于限制本发明，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明技术原理的前提下，还可以做出若干改进和变型，这些改进和变型也应视为本发明的保护范围。
