1、汽輪機噴嘴調節與節流調節的比較摘要： 本文介紹汽輪機設計的噴嘴調節和節流調節的實用性比較，認為噴嘴調節適用于汽輪機功率裕度比較大的機組，美國、中國比較流行；節流調節適用于功率裕度較小的機組，歐州比較流行。通常節流調節在全負荷時的經濟性較好，負荷降低以后會比噴嘴調節稍差。機組發展到超超臨界參數以后，噴嘴調節的一些機組順序閥需要三閥同時開閉，失去了低負荷運行時經濟性能較好的優點。本文提出了一些改進措施以饗讀者。0 引言汽輪機組的配汽機構有兩種方式，一種是節流調節，另一種是噴嘴調節。前者在任何負荷下都保持全周進汽，不易產生高壓轉子的汽隙振蕩，全負荷運行時的經濟性較好，但低負荷運行時的經濟性較差；后者

2、設有調節級，第一級葉片的焓降較大，級后的溫度和壓力較低，有利于轉子壽命，降低通流級數，但部分進汽時容易產生高壓轉子的汽隙振蕩。本文將介紹汽輪機組的配汽機構經濟性的比較，同時對電網高峰時段切除給水高壓加熱器的方式做了計算。與機組利用小時和機組額定功率定義之間的關系和比較，如何排除因配汽機構引發的汽隙振蕩等問題。為此，首先假定機組的年運行小時為8000，運行方式和利用小時如表1所示：。利用小時6400小時5600小時4800小時100%負荷3000-170060075%負荷36003000200050%負荷140033005400其次為使比較簡化，需要配汽機構典型化。先把節流調節分作兩種：一種是純

3、節流調節，對應額定負荷時，調節汽門節流5%運行；另一種是節流調節加過負荷閥，過負荷閥的開啟點定在THA點，旁通閥通到高壓缸大約1/3位置的第5級后；噴嘴調節分4組，前3組噴嘴假定帶到THA工況點，第4組對應第4調節閥，用在機組夏季高背壓所對應的額定功率之用，并留有5%余度。最后還必須認為機組的通流設計水平相仿，加工精度一樣，假定機組高壓缸各壓力級的設計效率相等，定為90%，而調節級的效率比壓力級約低10個百分點。以上三點假定，目的是為了對汽輪機組的配汽機構有一個清晰的分析，并不代表實際機組的性能。1 噴嘴調節與節流調節度比較眾所周知，國際電工委員會IEC對汽輪機額定功率的定義比較寬松，囊括了世

4、界上各主要國家的標準，其中之一是：規定背壓所發出的最大連續功率。歐洲國家的一些制造廠標準認為，規定背壓指的是可利用水源年均溫度所對應的背壓，這種規定可保障一年內有半年的時間可以發出額定或稍多的功率，另半年受到限制；我國過去采用蘇聯標準，改革開放以后引用美國企業的標準，認為規定背壓指的是夏季最高溫時段冷卻水平均溫度（35°C）所對應的背壓，這種規定可保障全年基本滿發額定功率，受限制的時間很少。兩種規定對機組保證熱耗率的驗收工況卻頗為一致，都規定在額定電功率和可利用水源年均溫度所對應的背壓。兩種定義在機組保證熱耗率的驗收工況下的進汽裕度也不一致，歐洲工廠標準在額定電功率時留了大約35%，

5、我國10%或稍大，這就產生了配汽機構選擇的差別。歐洲選用節流調節，在考核點上對于超超臨界參數每節流5%，對應熱耗率損失0.3%，約22kj/kwh；噴嘴調節由于調節級的效率較低，通常該級功率占高壓缸功率的1520%，因此會影響高壓整缸效率下降1.52.0%。應該注意，高壓缸效率降低將使進入鍋爐再熱器的蒸汽溫度升高，對整機效率的影響并不是乘以高壓缸的功率比，而要扣除上述影響，據美國ASME試驗規程第6委員會報告（PTC 6S-1970），高壓缸內效率提高使機組熱耗率下降的相對值應按下述公式計算：q/q =(13600/q·Grh/Ghp)·Nhp/Nt·hp （1）

6、Q - 汽輪機的基準熱耗率kj/kwh；q - 汽輪機的熱耗率變化kj/kwh； Grp 高壓缸蒸汽流量 t/h； Grh再熱器蒸汽流量t/h；Nt 全機內功率 kw；Nhp高壓缸內功率 kw；hp - 變化前后內效率相對提高值。例如對于1000MW超超臨界機組主蒸汽參數為25.0Mpa600/600°C、背壓4.9kpa、THA點的基準熱耗率為7336kj/kwh，Grh/Ghp = 0.85， Nhp/Nt = 0.3， hp =- 1.5% ，q/q =-0.265% 。 q = 0.265% q = 19.5kj/kwh.可見，采用噴嘴調節比比無節流的全周進汽方案熱耗率差0.

7、265%，而不是高壓缸的內效率之差1.5%乘以高壓缸占全機的功率比0.3 = 0.45%。因此，歐洲的制造廠的大多機組，其進汽裕度小，選用節流調節。我國標準的進汽裕度在10%以上，最大到14%，采用純節流調節應響熱耗率升高約為4462kj/kwh，因此引進300、600MW機組技術時，都采用噴嘴調節。歐洲的制造廠為了適應需要，產生了節流調節加過負荷閥的配汽方式。2 節流+過負荷閥與噴嘴調節的比較節流加過負荷閥的調節方式是Siemens公司為適應我國采用較大進汽量裕度的情況提出來的，設計在THA點正好是調節閥全開、過負荷閥尚沒有開啟的位置，是機組設計效率的最佳位置點。此工況點點機組的熱耗率如上所

8、述為7336kj/kwh；而采用噴嘴調節、三閥全開THA點的熱耗率僅差0.265%，為7355.5kj/kwh；沒有過負荷閥純節流調節THA點的熱耗率相差0.6%（進汽裕度10%），為7380kj/kwh.。這些差別在機組功率小于額定電功率運行時，都繼續存在，或稍有加大。數字說明，采用這種配汽方式，顯然是投標和運行的最佳選擇。對于可調功率大于額定電功率或循環冷卻水溫度超過年均可利用水溫時，過負荷閥門開啟，部分新蒸汽通過過負荷閥進到汽輪機高壓缸的第5級后，即旁路5級沒有做功，同時降低了前面幾級的U/C0。為了計算第5級后兩路蒸汽混合以后的焓值，需要分別求知通過過負荷閥和節流調節閥的流量。假定總流

9、量增加5%，5級后的各監視段壓力與總流量成正比，即可利用汽輪機變工況計算公式算得。假定已知TUA工況下：高壓缸進汽參數26.25Mpa，600°C，3482.1kj/kg；排氣參數5.946Mpa，高壓缸絕熱焓降433.43kj/kg；考慮機組內效率90%后，取用1/3焓降為過負荷閥的進汽點，得從調節汽閥至該級段后的實際焓降為3482.1-3349.07=133.03kj/kg。據這些參數，即可求取總流量增加5%（797.125kg/s）時通過過負荷閥的流量：1.0526.25²-（105%16.8587）²/26.25²-（16.8587）²

10、= 8.665%通過過負荷閥的流量（參照SIEMENS公司THA進汽流量759.167kg/s）為65.7818kg/s，通流部分的流量為731.3435kg/s。此時第5級后的蒸汽壓力為1.05·16.8587 = 17.7016Mpa，主流道德絕熱焓降為3482.13349.87 = 132.23kj/kg，實際焓降為3482.1132.2·0.9 = 119.007kj/kg，焓值3363.093kj/kg。意味過負荷閥在高壓缸損失的功率為：65.7818·119.007 = 7828.2946kw據此算得混合點的焓值為3372.9183kj/kg。前5級的

11、實際焓降109.1817kj/kg，高壓前5級的功率為87034kw，效率為109.181/132.23 = 82.57%，當后面各級內效率90%不變時，可以算得總進汽量增加到105%情況下功率為219980kw，整個高壓缸的效率變化為2.23%，即高壓缸的效率相對降低了2.477%。這些數值還使用焓降法驗算核對，數值基本一致。高壓缸在797.125kg/s流量下的功率占全機功率的29.05%，即可算得在這一流量下機組的熱耗率增加31.3kj/kwh，由于實際制造廠提供的TMCR流量比THA工況增加了6.4%，因此，TMCR工況下的熱耗率比THA提高了40.1kj/kwh。對于初參數為25Mp

12、a的機組，計算獲得旁路的汽量占主蒸汽總量的8.99%，熱耗率增高約34.1kj/kwh（5%）和43.6kj/kwh（6.4%）。對于噴嘴調節TMCR工況，由于調節級后的壓力提高5%，第1級的焓降由15%和20%降低到11.29%和16.34%，使整機熱耗率下降4.764.82kj/kwh。由于排汽流速增加使熱耗率加大，通常與THA的設計流速有關，設計流速在230240m/s時，其熱耗率的增加為4.164.82kj/kwh。因此，可以認為TMCR的熱耗率與THA工況大體不變。3 切除最后一級高加對機組功率和熱耗率的影響歐洲國家習慣用節流調節，機組的裕度小，有的采用5%，有的采用3%，隨機組的運

13、行方式而定。但這些機組夏季達不到額定功率，常常采用停一臺高壓加熱器的方式來達到發出額定功率的要求。為了求取切除高加對機組的功率和熱耗率影響，可以用等效熱降法求得。依據火電廠熱系統定量分析P106切除最后一個高壓加熱器時，該加熱器所需的全部抽汽熱量將返回汽輪機作功，其電功率增加N = D i dD - 流經高壓加熱器的給水流量 kg/s； - 一公斤水在加熱器中的焓升 kj/kg； - 某加熱器放棄的熱量所得到的實際等效熱降與放棄的熱量之比，稱為實際抽汽或補增抽汽效率 %；i d 機組的機械和電機效率 %。上述計算式最主要的數字是，只要求出這一數字，即可求出切除最后一個加熱器對整機功率的影響。這

14、一數字的求取，需要進行整列加熱器的系統運算。對汽輪機組總新蒸汽進汽量不變的情況下，為求取切除最后一級高壓加熱器對機組熱耗率和功率的影響，需要做些變化。本文依據等效熱降法分析計算汽輪機組切除各級加熱器后，對機組熱耗率和功率的影響，這種近似計算在諸多方法中比較簡練、正確。但在確定機組再熱器前最后兩級高壓加熱器切除的影響時，會遇到不同的計算結果。林萬超教授的著作，介紹了定熱量計算和變熱量計算，這兩種算法，對于汽輪機裝置性能的整體分析可以做到正確無誤，但對個別加熱器抽汽效率的分析尚難以確定。以300MW機組為例，定熱量計算結果，第7、8兩級抽汽效率分別為0.36829和0.40303；變熱量計算為0.

15、47533和0.50420，差別不小，且存在抽汽效率大于新蒸汽效率的不合理現象。本文在計算實際抽汽效率時（實際抽汽效率指因抽汽變化對排汽損失修正后的效率），引用了再熱器吸收熱量對抽汽效率的影響，結果兩者非常接近，試論如下：對引進型機組而言，其排擠的加熱抽汽返回汽缸做功的等效熱降將增加：H = 8 8 （1）8 單位給水流量經過8號高壓加熱器的焓增kj/kg；8 實際抽汽效率，指排擠單位抽汽在考慮汽輪機排汽出口損失、再熱壓損和凝結水泵功損失后實際獲得的做功與放熱量之比。為計算方便，求取各級抽汽實際效率時，只考慮汽輪機排汽出口損失的修正，由此即可求得切除最后一級高壓加熱器后機組功率增加：N = D

16、H kw其中D 主蒸汽流量，即通過加熱器的給水流量kg/s 。8 實際抽汽效率的求取：第7級：這一級的計算引用了再熱器吸收熱量對抽汽效率的影響，原著定義是排擠第7級單位抽汽獲得的有效熱降與該級單位抽汽放熱量之比。由于該級排擠抽汽對機組有效熱降的影響不僅是抽汽的放熱量，還有鍋爐再熱器吸收燃燒煙氣的熱量，因此，該級的實際抽汽效率應該是排擠第7級單位抽汽獲得的有效熱降與該級單位抽汽放熱量和再熱器吸收了鍋爐燃燒煙氣的熱量7=582.7 kj/kg之和之比。7 = L7/（q7 +7）第8級：與第7級相似，但排擠第8級的抽汽與第7級不完全相同，后者全部進到再熱器，第8級只能大部分進再熱器，因為第8級少了

17、疏水將使第7級多用了抽汽，其單位抽汽經過再熱器吸收的熱量將是：8 =( 1-7/q7) 78 = L8/（q8+8）據此，將幾種機型切除最后一級高壓加熱器影響的計算結果綜述如下表2：熱效率影響%熱耗率增加kj/kwh功率比影響%功率提高Kw200MW機組0.599650.383.266520300MW（引進）0.674753.64.8414500600MW（引進）0.73357.65.0430236超臨界660MW4.132727710000.451333.26325964 機組的配汽機構與機組利用小時的關系 上述比較已經說明了機組在THA點的經濟性排序關系，在表1所示的負荷方式和運行小時下的

18、經濟性比較，就需要了解選廠當地的氣候條件。一般而言，全年有一半的時間超過設計時的年均背壓，且夏季2000小時中有10%的時間需要在額定工況下運行，對于節流加過負荷閥調節的機組，需要有半年的時間打開過負荷閥，其中有200小時過負荷閥全開需要使全機的進汽量增加5%或稍多。對于噴嘴調節的機組情況比較簡單，即開啟第4調節閥。有了這些數據，就可即把表1的運行小時細化，如全年滿負荷運行3000小時分為：200小時在1.05的額定進氣量工況下運行、1300小時平均在1.025額定進氣量工況下運行、1500小時在額定進氣量工況下運行。這些假定對于比較各種配汽方式的經濟性，大體上都是公平的。還需要假定噴嘴調節三

19、閥全開時的功率與節流調節的THA點相等，兩閥全開可帶75%THA的功率。這些假定都是為了簡化計算，作為經濟比較的趨向性分析之用，與產品實際有一定差別。對于200小時在1.05的額定進氣量工況下運行的經濟性比較，首先認為噴嘴調節調節的熱耗率在THA和TMCR兩種工況下大體不變，這是因為排汽流量變化使機組的余速損失加大，但調節級的焓降降低，兩者相互抵消，差別不會太大；而在105%進氣量工況下的節流加過負荷閥調節，通常旁通到大約高壓缸總焓降1/3的級前，此時通過過負荷閥的主蒸汽流量約為總進氣量的8.99%，可以通過計算確定，該機組在TMCR下的熱耗率比THA提高34.143.6kj/kwh.當噴嘴調

20、節三閥全開滑壓運行時75%和50%負荷下的比較，主蒸汽流量都通過調節汽閥，機組在這一負荷下的基準熱耗率可按節流方式修正，分別是1.5%和3.0%，即各加大110kj/kwh和220kj/kwh，這對兩種不同的調節方式的變化都是一樣的。主要應該考慮的因素是噴嘴調節配汽的機組由于調節級焓降比例的變化，會使機組的熱耗率相應增減，為使問題簡化，假定在部分負荷下的高壓缸內調節級和其余通流級的焓降比例不變，兩只機型高壓缸的效率差仍然是1.5%，那么，節流+過負荷閥機組的在75%復合式的熱耗率為：（7336+110）=7446kj/kwh;噴嘴調節的熱耗率將是7446kj/kwh;+q =7465.9kj/

21、kwh； q = 19.9 kj/kwh.對于50%負荷按（1）式計算是：（7336+220） = 7556kj/kwh（節流+過負荷調節）;和7576.4 kj/kwh（噴嘴調節）q/q =(13600/7556 Grh/Ghp) Nhp/Nt 1.5% = 0.27%； q = 20.4kj/kwh.。表2 不同調節方式下的熱耗率狀況（單位：kj/kwh）調節方式噴嘴調節節流調節節流加過負荷閥調節100%負荷7355.5738024.57345.8（7336、7353、7370.1）-9.8675%負荷7465.9749024.17446-18.950%負荷7576.47600（23.6）

22、7556-20.4表2括號內的數值指與噴嘴調節熱耗率相比，僅僅配汽機構方面引起的差數，100%負荷夏季工況進汽量依據105%THA的進氣量計算，如果是106.4%，其熱耗率是7352.3kj/kwh。由此可以看出，兩種機型在100%負荷下全年的運行熱耗率幾乎持平，只有微小的差別。6400小時發電量對總熱耗率的影響：1500X19.5 = -29580kj/kw-18.9X3600X75% = -51030 kj/kw-20.4X1400X50% = -14280 kj/kw. （-2958053730-14273）/6400 = -994890/6400 = 14.8 kj/kwh從這一計算可

23、知，節流加過負荷閥調節的機組在基本負荷運行方式下，它的經濟性較噴嘴調節好14.8kj/kwh。同樣可以算的其它兩種運行方式下的年均熱耗率差為16.6kj/kwh（全年利用小時5600）和18.6kj/kwh（全年利用小時4800）.全年利用小時減小，年均熱耗率差別加大，這與常規機組不同，負荷越小，節流調節相較噴嘴調節經濟性越好。究其原因，三閥滑壓的本質類同節流調節。上還有一種值得提出的是噴嘴調節,三閥同時開啟的滑壓方式改為兩閥同時開啟，設定兩閥全開時機組的進汽量為THA進氣量的75%，這種設定在超超臨界某型機組中也是可以存在的。此時，噴嘴調節機組高壓缸內調節級和其余通流級的焓降分配變化，高壓缸

24、的焓降由滿負荷時的114kcal/kg升高到131kcal/kg，調節級的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到38kcal/kcal/kg（占29%），如果調節級的效率不變，這將使高壓缸的效率差由1.5%升高到2.9%；另外，由于部分進汽度影響調節級的效率變化大約1%，相對高壓缸為0.29%。兩項之和約為3.2%，對整機的熱耗率應響為：q/q =(13600/7336 Grh/Ghp) Nhp/Nt 3.2% = 0.564%。q = 41.4kj/kwh，該工況的熱耗率為7377.4 kj/kwh。而在50%時，僅僅只有兩閥節流，節流的壓力為原來壓力的33.3%，僅使整機熱耗率加大2

25、%，146.72kj/kwh；高壓缸的焓降由滿負荷時的114kcal/kg升高到116kcal/kg，調節級的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到34kcal/kcal/kg（占29.3%），如果調節級的效率不變，這將使高壓缸的效率差由1.5%升高到2.93%，加上部分進汽度0.29%，高壓缸的效率變化3.23%，q = 41.8kj/kwh，兩項之和188.5kj/kwh,。該工況的熱耗率為7524.5kj/kwh。表3 兩閥同開調節方式下的熱耗率狀況（單位：kj/kwh）調節方式噴嘴調節節流調節節流加過負荷閥調節100%負荷7355.573807345.8-9.8675%負荷737

26、7.474907446.68.6-34.4=34.250%負荷7524.57600755631.5-15.3=16.2這一結果表明，噴嘴調節由三閥同開改為兩閥同開以后在部分負荷下的熱耗率狀況大有改善，全負荷下比節流調節差9.86kj/kwh；75%負荷下反而好68.7kj/kwh；50%負荷下好31.5kj/kwh。但是這組數字應該考慮這兩種配汽方式運行中給水泵跟隨滑壓的經濟性修正：THA工況，給水泵不需要修正；75%負荷，噴嘴調節比較高7336·0.75·0.25·0.25=34.4kj/kwh；50%負荷：7336·50%·2.5%·16.6%=15.3kj/kwh。修正后的數值示于括號內。據此計算全年的運行熱耗率差應該是：節流加過負荷閥調節的機組在機組全年做基本負荷運行時，其經濟性較噴嘴調節差11.6kj/kwh（全年利用小時6400）。同樣可以算的其它兩種運行方式下的年均熱耗率差為15.5kj/kwh（全年利用小