單軸燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組汽輪機低壓缸效率的計算方法與流程

本發(fā)明涉及蒸汽輪機低壓缸效率的計算方法，特別是單軸燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組汽輪機低壓缸效率的計算方法。

背景技術(shù)：

汽輪機缸效率作為汽輪機熱力性能評價的一項重要指標，其根據(jù)熱力學定義為汽輪機在缸內(nèi)的實際焓降和理想焓降之比。通常，高、中壓缸的效率可以通過測量高、中壓缸進出口壓力、溫度等熱力參數(shù)，再通過查水蒸氣性質(zhì)表得到相應的焓值進一步計算得到，但是在計算低壓缸焓降時，由于其排汽工質(zhì)工作于濕蒸汽區(qū)，需要溫度、壓力及干度三個參數(shù)來確定低壓缸排汽焓值，而低壓缸排汽干度目前還難以實現(xiàn)在線測量，排汽濕蒸汽的焓值無法通過常規(guī)方法得到，使得汽輪機組實時性能計算無法實現(xiàn)。

目前汽輪機排汽焓的計算通常是按照ASME PTC6A-1982推薦的方法，即通過整個機組的質(zhì)量和能量平衡來確定汽輪機的排汽量和排汽焓有用能終點焓(UEEP)，然后再進行低壓缸效率計算。

對于燃煤機組，根據(jù)兩個方程，可以求得排入凝汽器的熱量Q_c和排入凝汽器的流量D_c，根據(jù)：h_c＝Q_c/D_c可以求得低壓缸排汽焓，根據(jù)低壓缸進口參數(shù)和背壓可以求得低壓缸UEEP效率，再根據(jù)低壓缸提供的排汽損失曲線可以求得低壓缸ELEP效率。

但是，對于單軸燃氣-蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組，汽輪機和燃氣輪機在一根軸系上，機組的發(fā)電功率Ng是整個聯(lián)合循環(huán)機組的功率，若不分離機組的燃氣輪機功率和汽輪機功率，則上述的能量方程中Ng成為未知數(shù)，導致低壓缸效率無法計算。

技術(shù)實現(xiàn)要素：

本發(fā)明的目的在于提供單軸燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組汽輪機低壓缸效率的計算方法，解決目前燃氣發(fā)電行業(yè)內(nèi)單軸燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組汽輪機低壓缸效率無法計算的難題。

首先，基于工程熱力學原理，利用電廠可在線監(jiān)測的數(shù)據(jù)分別計算對應不同環(huán)境工況下的壓氣機耗功以及燃氣透平輸出功，進而計算出燃氣輪機功率；其次，利用thermoflex仿真計算軟件仿真計算不同環(huán)境工況下的燃氣輪機耗功機燃氣透平輸出功及燃氣輪機功率；第三步，將仿真計算結(jié)果與熱力學原理計算出的結(jié)果進行對比，得出壓氣機耗功和燃氣透平輸出功的修正曲線，該修正曲線涵蓋燃氣輪機不同負荷率、不同環(huán)境溫度下的運行工況。最后，利用實際監(jiān)測的運行數(shù)據(jù)，結(jié)合壓氣機耗功修正曲線和燃氣透平輸出功的修正曲線，通過迭代計算燃氣輪機功率，再求出汽輪機輸出功率，根據(jù)汽輪機能量和質(zhì)量方程，求出機組低壓缸效率。本發(fā)明內(nèi)容整體結(jié)構(gòu)如圖2所示。

本發(fā)明包括如下步驟：

S1：根據(jù)熱力學原理，計算對應不同環(huán)境工況下的壓氣機耗功率以及燃氣透平輸出功率，并計算出燃氣輪機功率和蒸汽輪機功率W_st-js；

S2：利用thermoflex仿真計算軟件仿真計算不同環(huán)境工況下的壓氣機耗功率和燃氣透平輸出功率；

S3：將S2中仿真計算壓氣機耗功率、燃氣透平輸出功率與S1熱力學原理計算出的壓氣機耗功率、燃氣透平輸出功率分別進行對比，得出壓氣機耗功率和燃氣透平輸出功率的修正曲線；

S4：利用實際監(jiān)測的運行數(shù)據(jù)，結(jié)合壓氣機耗功率修正曲線和燃氣透平輸出功率的修正曲線，計算燃氣輪機功率和蒸汽輪機功率W_stx；

S5：根據(jù)蒸汽輪機能量方程和質(zhì)量方程，計算單軸燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組蒸汽輪機低壓缸效率η_dy。

進一步的，所述步驟S1中：

(1)燃氣輪機功率

W_gt-js＝(W_t-js-W_c-js)η_m

式中：W_gt——燃氣輪機功率，kW；

W_t-js——燃氣透平輸出功率，kW；

W_c-js——壓氣機耗功率，kW；

η_m——機械效率，％；

(2)壓氣機耗功率

W_c-js＝G_aw_c-js

式中：G_a——壓氣機進口空氣流量，kg/s；

w_c-js——壓縮1kg空氣所耗用的比功，kW/kg；

壓氣機壓縮比功：

式中：——空氣平均定壓比熱容，kJ/kg·K；

T₁——壓氣機進口空氣溫度，K；

π_c——壓氣機壓縮比；

k_c——壓氣機等熵壓縮系數(shù)；

η_c——壓氣機等熵壓縮效率；

式中：T₂——壓氣機排氣溫度，K；

(3)燃氣透平輸出功率

W_t-js＝G_gw_t-js

式中：G_g——燃氣透平排氣流量，kg/s；

w_t-js——燃氣透平輸出比功，kW/kg。

式中：——煙氣平均定壓比熱容，kJ/kg·K；

T₃——燃氣透平進口燃氣溫度，K；

π_t——燃氣透平膨脹比；

k_t——燃氣透平膨脹系數(shù)；

η_t——燃氣透平等熵膨脹效率；

式中：T₄——燃氣透平排氣溫度，K；

(4)蒸汽輪機功率

W_st-js＝W_cc-W_gt-js

式中：W_st-js——聯(lián)合循環(huán)蒸汽輪機功率，MW；

W_cc——聯(lián)合循環(huán)總輸出功率，工程實際測量值，MW。

燃氣輪機的工作原理為：空氣經(jīng)過壓氣機壓縮后進入燃燒室，與噴入的天然氣混合后燃燒產(chǎn)生的高溫、高壓燃氣，高溫高壓燃氣進入燃氣透平膨脹做功，壓氣機耗功由燃氣透平帶動，燃氣輪機對外做功為燃氣透平輸出功扣除壓氣機耗功之后的功量，因此計算燃氣輪機功率就是要分別計算壓氣機耗功及燃氣透平的輸出功。

進一步的，所述步驟S2中，仿真在不同環(huán)境溫度下、不同燃氣輪機負荷率下的燃氣輪機運行特性，得出不同工況下的壓氣機耗功率W_c-tf和燃氣透平輸出功率W_t-tf。

由于燃燒室燃燒后的燃氣溫度很高，燃氣透平的動靜葉需要大量的冷卻空氣冷卻才能忍受如此高溫度的燃氣?，F(xiàn)有的燃氣輪機中，通過從壓氣機中的第9級、13級和16級出抽出空氣來對燃氣透平的動靜葉部分進行冷卻。由于國外技術(shù)保密的限制，這部分抽氣的準確參數(shù)很難得到，目前國內(nèi)有些研究還是通過熱力學原理進行估算，但是準確度很難保證。為了消除這部分冷卻空氣對壓氣機耗功和燃氣透平輸出功計算的影響，本發(fā)明采用匯集不同廠家、不同燃機型號詳細參數(shù)的thermoflex仿真計算軟件進行仿真計算出壓氣機耗功和燃氣透平輸出功，并對熱力學計算模型進行修正，燃氣輪機仿真計算模型如圖3所示。

根據(jù)機理分析，影響燃氣輪機運行特性的主要因素為燃氣輪機負荷、環(huán)境因素，而環(huán)境因素中的大氣壓力和空氣相對濕度對燃氣輪機的影響很小，幾乎可以忽略不計。因此本發(fā)明在仿真計算過程中主要仿真在不同環(huán)境溫度下、不同燃氣輪機負荷率下的燃氣輪機運行特性，得出不同工況下的壓氣機耗功和燃氣透平輸出功。

進一步的，所述步驟S3中：

(1)壓氣機耗功率修正系數(shù)

式中：——為燃氣輪機壓氣機耗功率修正系數(shù)；

W_c-tf——thermoflex仿真計算的壓氣機耗功率，MW；

W_c-js——熱力學原理計算的壓氣機耗功率，MW；

(2)燃氣透平輸出功率修正系數(shù)

式中：——燃氣輪機燃氣透平輸出功率修正系數(shù)；

W_t-tf——thermoflex仿真計算的燃氣透平輸出功率，MW；

W_t-js——熱力學原理計算的燃氣透平輸出功率，MW；

影響燃氣輪機運行特性的外界因素主要有燃氣輪機負荷率以及環(huán)境溫度，因此壓氣機耗功率修正系數(shù)和燃氣透平輸出功率修正系數(shù)是燃氣輪機負荷率及環(huán)境溫度的函數(shù)：

式中：N_gt——為燃氣輪機的負荷率；

T_a——環(huán)境溫度，℃。

進一步的，所述步驟S4中：

壓氣機耗功率可表示為：

式中：W_cx——引入修正系數(shù)后計算的壓氣機耗功率，MW；

燃氣透平輸出功率可以表示為：

式中：W_tx——引入修正系數(shù)計算的燃氣透平輸出功率，MW；

燃氣輪機功率為：

W_gtx＝(W_tx-W_cx)η_m

式中：W_gtx——為引入修正系數(shù)后計算的燃氣輪機功率，MW；

蒸汽輪機功率為：

W_stx＝W_cc-W_gtx。

Thermoflex仿真計算的壓氣機耗功和燃氣透平輸出功是考慮壓氣機抽氣和燃氣透平冷卻空氣的計算結(jié)果，將thermoflex計算結(jié)果與熱力學計算模型計算的結(jié)果進行對比，得出壓氣機耗功的修正系數(shù)及燃氣透平輸出功的修正系數(shù)。

進一步的，所述步驟S5中，單軸燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組汽輪機低壓缸效率計算公式為：

η_dy——低壓缸效率，％；

Δh——低壓缸實際焓降，單位kJ/kg；

Δh_i——低壓缸理想(等熵)焓降，單位kJ/kg；

h_dy——低壓缸進汽焓值，通過測量低壓缸進汽壓力和溫度，通過查水蒸氣性質(zhì)表得到，單位kJ/kg；

h_c——低壓缸排汽焓值，通過上一步計算得到，單位kJ/kg；

h_s——低壓缸排汽理想(等熵)焓值，單位kJ/kg，通過低壓缸進汽參數(shù)和排汽壓力查水蒸氣性質(zhì)表得到，排汽壓力即低壓缸排汽背壓，可測量得到。

進一步的，所述低壓缸排汽焓h_c計算公式為：

h_c＝Q_c/G_c

h_c——低壓缸排汽焓，kJ/kg；

Q_c——排入凝汽器排汽熱量，MW；

G_c——排入凝汽器排汽流量，kg/s。

進一步的，根據(jù)能量和質(zhì)量守恒方程計算排入凝汽器排汽熱量Q_c、排入凝汽器排汽流量G_c：

能量守恒方程：Q_in-Q_e-Q_a-Q_c＝k(W_stx+ΔW)

質(zhì)量守恒方程：G_hp+G_hpjws+G_ip+G_zrjws+G_lp-G_lq＝G_c

Q_in——為汽輪機輸入熱量，包括高中低壓蒸汽進入汽輪機的熱量等，通過測量進入汽機的流量、壓力和溫度，通過查水蒸氣性質(zhì)表得到相應的焓值，流量乘以焓值即為輸入熱量，都是可測量得到的已知量，單位MW；

Q_e——汽輪機抽汽回熱帶走的熱量，單位MW，燃氣-蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組無抽汽，故本項為0；

Q_a——汽機其他設(shè)備帶走的熱量，單位MW，如軸封漏汽、門桿漏汽等，漏氣很少，一般計算時可忽略不計；

Q_c——排入凝汽器的熱量，未知求取量，單位MW，；

k——為單位轉(zhuǎn)換系數(shù)；

W_stx——發(fā)電機輸出功率，上面已經(jīng)計算完成，單位MW，；

ΔW——發(fā)電機端損失，如機械損失、電氣損失等，一般取0.5％W_stx，單位MW；

G_hp——高壓主蒸汽流量，單位kg/s，通過測量得到，為已知量；

G_hpjws——高壓過熱器減溫水流量，單位kg/s，通過測量得到，為已知量；

G_ip——中壓蒸汽流量，單位kg/s，通過測量得到，為已知量；

G_zrjws——再熱蒸汽減溫水流量，單位kg/s，通過測量得到，為已知量；

G_lp——低壓蒸汽流量，單位kg/s，通過測量得到，為已知量；

G_lq——漏氣損失量，單位kg/s，一般計算可忽略不計；

G_c——流入凝汽器的流量，單位kg/s，未知量，通過計算得到。

通過上述兩個公式，只有Q_c、G_c為未知量，可以進行求解得到Q_c和G_c，從而計算得到h_c。

進一步的，所述汽機其他設(shè)備帶走的熱量Q_a、漏氣損失量G_lq忽略不計。

本發(fā)明同現(xiàn)有技術(shù)相比具有以下優(yōu)點及效果：

1、通過本發(fā)明能方便的計算出燃氣-蒸汽聯(lián)合循環(huán)發(fā)電機組蒸汽輪機低壓缸的效率；

2、本發(fā)明計算結(jié)果準確率高。

附圖說明

為了更清楚地說明本發(fā)明實施例或現(xiàn)有技術(shù)中的技術(shù)方案，下面將對實施例或現(xiàn)有技術(shù)描述中所需要使用的附圖作簡單地介紹，顯而易見地，下面描述中的附圖僅僅是本發(fā)明的一些實施例，對于本領(lǐng)域普通技術(shù)人員來講，在不付出創(chuàng)造性勞動性的前提下，還可以根據(jù)這些附圖獲得其他的附圖。

圖1為單軸燃氣-蒸汽聯(lián)合循環(huán)熱系統(tǒng)示意圖。

圖2為本發(fā)明內(nèi)容整體結(jié)構(gòu)。

圖3為燃氣透平thermoflex仿真計算模型。

圖4為燃氣透平輸出功修正曲線圖。

圖5為壓氣機耗功修正曲線圖。

圖6為燃氣輪機功率計算流程圖。

圖7為環(huán)境溫度為17.4℃時，壓氣機耗功和燃氣透平輸功的修正系數(shù)。

圖8為汽輪機能量方程計算邊界。

具體實施方式

下面結(jié)合具體實施例詳細說明本專利：

在機組實際運行過程中，在DCS系統(tǒng)中可以監(jiān)測到壓氣機和燃氣透平等的運行參數(shù)，利用這些運行參數(shù)以及擬合的修正系數(shù)，實現(xiàn)對燃氣輪機功率的計算，計算流程圖如圖6所示。

以燃氣輪機性能保證工況為基準，通過thermoflex平臺，分別計算燃氣輪機100％負荷工況，90％負荷工況，80％負荷工況，70％負荷工況，60％負荷工況，50％負荷工況下燃氣輪機的參數(shù)，如表1所示，擬合的修正曲線如圖7所示。

表1環(huán)境溫度為17.4℃，燃氣輪機運行參數(shù)

以燃機75％負荷下，環(huán)境溫度17.4℃的工況為例，對某分軸燃氣-蒸汽聯(lián)合循環(huán)的燃氣輪機的運行參數(shù)進行驗證計算，迭代計算結(jié)果如下表所示：

表2某工況下燃氣輪機功率計算

可以看出，本專利提供的方法計算的燃氣輪機功率與燃氣輪機實際功率偏差只有0.05MW，計算精度很高，通過驗證計算，說明該方法是高效可行的，可以應用于單軸燃氣-蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組的燃氣輪機功率計算。

機組環(huán)境溫度17.4℃，負荷率75％的時候，聯(lián)合循環(huán)機組輸出功率為317.66MW，則根據(jù)以上計算，燃氣輪機輸出功率為190.59MW，分離燃機功率后，得到汽輪機輸出功率為127.07MW，即能量方程中Ng為127.07MW。

其他已知參數(shù)見表3：

表3汽輪機工況計算表

高壓門桿漏氣從高壓主蒸汽門桿處泄漏，漏入中壓主蒸汽進口，計算時已考慮進去，軸封等泄漏較微量，忽略不計，汽輪機軸系的功率損失按照0.5％Ng計算，能量方程計算邊界見圖8。根據(jù)能量方程：

Q_in-Q_e-Q_a-Q_c＝k(N_g+ΔN)

237.69×(3542.54-3173.17)/3.6+291.98×3605.45/3.6+30.03×3020.06/3.6-322.01×hc/3.6＝127.07(1+0.005)×1000，

計算得到低壓缸排汽焓值hc為2395.6kJ/kg。

然后根據(jù)低壓缸進汽參數(shù)0.345MPa，306.2℃，3081.23kJ/kg和低壓缸排汽壓力4.49KPa，確定機組低壓缸UEEP效率。

η_LP(UEEP)＝Δh/Δh_i＝90.36％。

此外，需要說明的是，本說明書中所描述的具體實施例，其零、部件的形狀、所取名稱等可以不同。凡依本發(fā)明專利構(gòu)思所述的構(gòu)造、特征及原理所做的等效或簡單變化，均包括于本發(fā)明專利的保護范圍內(nèi)。本發(fā)明所屬技術(shù)領(lǐng)域的技術(shù)人員可以對所描述的具體實施例做各種各樣的修改或補充或采用類似的方式替代，只要不偏離本發(fā)明的結(jié)構(gòu)或者超越本權(quán)利要求書所定義的范圍，均應屬于本發(fā)明的保護范圍。