单轴燃气蒸汽联合循环机组汽轮机低压缸效率的计算方法与流程

本发明涉及蒸汽轮机低压缸效率的计算方法，特别是单轴燃气蒸汽联合循环机组汽轮机低压缸效率的计算方法。

背景技术：

汽轮机缸效率作为汽轮机热力性能评价的一项重要指标，其根据热力学定义为汽轮机在缸内的实际焓降和理想焓降之比。通常，高、中压缸的效率可以通过测量高、中压缸进出口压力、温度等热力参数，再通过查水蒸气性质表得到相应的焓值进一步计算得到，但是在计算低压缸焓降时，由于其排汽工质工作于湿蒸汽区，需要温度、压力及干度三个参数来确定低压缸排汽焓值，而低压缸排汽干度目前还难以实现在线测量，排汽湿蒸汽的焓值无法通过常规方法得到，使得汽轮机组实时性能计算无法实现。

目前汽轮机排汽焓的计算通常是按照ASME PTC6A-1982推荐的方法，即通过整个机组的质量和能量平衡来确定汽轮机的排汽量和排汽焓有用能终点焓(UEEP)，然后再进行低压缸效率计算。

对于燃煤机组，根据两个方程，可以求得排入凝汽器的热量Q_c和排入凝汽器的流量D_c，根据：h_c＝Q_c/D_c可以求得低压缸排汽焓，根据低压缸进口参数和背压可以求得低压缸UEEP效率，再根据低压缸提供的排汽损失曲线可以求得低压缸ELEP效率。

但是，对于单轴燃气-蒸汽联合循环机组，汽轮机和燃气轮机在一根轴系上，机组的发电功率Ng是整个联合循环机组的功率，若不分离机组的燃气轮机功率和汽轮机功率，则上述的能量方程中Ng成为未知数，导致低压缸效率无法计算。

技术实现要素：

本发明的目的在于提供单轴燃气蒸汽联合循环机组汽轮机低压缸效率的计算方法，解决目前燃气发电行业内单轴燃气蒸汽联合循环机组汽轮机低压缸效率无法计算的难题。

首先，基于工程热力学原理，利用电厂可在线监测的数据分别计算对应不同环境工况下的压气机耗功以及燃气透平输出功，进而计算出燃气轮机功率；其次，利用thermoflex仿真计算软件仿真计算不同环境工况下的燃气轮机耗功机燃气透平输出功及燃气轮机功率；第三步，将仿真计算结果与热力学原理计算出的结果进行对比，得出压气机耗功和燃气透平输出功的修正曲线，该修正曲线涵盖燃气轮机不同负荷率、不同环境温度下的运行工况。最后，利用实际监测的运行数据，结合压气机耗功修正曲线和燃气透平输出功的修正曲线，通过迭代计算燃气轮机功率，再求出汽轮机输出功率，根据汽轮机能量和质量方程，求出机组低压缸效率。本发明内容整体结构如图2所示。

本发明包括如下步骤：

S1：根据热力学原理，计算对应不同环境工况下的压气机耗功率以及燃气透平输出功率，并计算出燃气轮机功率和蒸汽轮机功率W_st-js；

S2：利用thermoflex仿真计算软件仿真计算不同环境工况下的压气机耗功率和燃气透平输出功率；

S3：将S2中仿真计算压气机耗功率、燃气透平输出功率与S1热力学原理计算出的压气机耗功率、燃气透平输出功率分别进行对比，得出压气机耗功率和燃气透平输出功率的修正曲线；

S4：利用实际监测的运行数据，结合压气机耗功率修正曲线和燃气透平输出功率的修正曲线，计算燃气轮机功率和蒸汽轮机功率W_stx；

S5：根据蒸汽轮机能量方程和质量方程，计算单轴燃气蒸汽联合循环机组蒸汽轮机低压缸效率η_dy。

进一步的，所述步骤S1中：

(1)燃气轮机功率

W_gt-js＝(W_t-js-W_c-js)η_m

式中：W_gt——燃气轮机功率，kW；

W_t-js——燃气透平输出功率，kW；

W_c-js——压气机耗功率，kW；

η_m——机械效率，％；

(2)压气机耗功率

W_c-js＝G_aw_c-js

式中：G_a——压气机进口空气流量，kg/s；

w_c-js——压缩1kg空气所耗用的比功，kW/kg；

压气机压缩比功：

式中：——空气平均定压比热容，kJ/kg·K；

T₁——压气机进口空气温度，K；

π_c——压气机压缩比；

k_c——压气机等熵压缩系数；

η_c——压气机等熵压缩效率；

式中：T₂——压气机排气温度，K；

(3)燃气透平输出功率

W_t-js＝G_gw_t-js

式中：G_g——燃气透平排气流量，kg/s；

w_t-js——燃气透平输出比功，kW/kg。

式中：——烟气平均定压比热容，kJ/kg·K；

T₃——燃气透平进口燃气温度，K；

π_t——燃气透平膨胀比；

k_t——燃气透平膨胀系数；

η_t——燃气透平等熵膨胀效率；

式中：T₄——燃气透平排气温度，K；

(4)蒸汽轮机功率

W_st-js＝W_cc-W_gt-js

式中：W_st-js——联合循环蒸汽轮机功率，MW；

W_cc——联合循环总输出功率，工程实际测量值，MW。

燃气轮机的工作原理为：空气经过压气机压缩后进入燃烧室，与喷入的天然气混合后燃烧产生的高温、高压燃气，高温高压燃气进入燃气透平膨胀做功，压气机耗功由燃气透平带动，燃气轮机对外做功为燃气透平输出功扣除压气机耗功之后的功量，因此计算燃气轮机功率就是要分别计算压气机耗功及燃气透平的输出功。

进一步的，所述步骤S2中，仿真在不同环境温度下、不同燃气轮机负荷率下的燃气轮机运行特性，得出不同工况下的压气机耗功率W_c-tf和燃气透平输出功率W_t-tf。

由于燃烧室燃烧后的燃气温度很高，燃气透平的动静叶需要大量的冷却空气冷却才能忍受如此高温度的燃气。现有的燃气轮机中，通过从压气机中的第9级、13级和16级出抽出空气来对燃气透平的动静叶部分进行冷却。由于国外技术保密的限制，这部分抽气的准确参数很难得到，目前国内有些研究还是通过热力学原理进行估算，但是准确度很难保证。为了消除这部分冷却空气对压气机耗功和燃气透平输出功计算的影响，本发明采用汇集不同厂家、不同燃机型号详细参数的thermoflex仿真计算软件进行仿真计算出压气机耗功和燃气透平输出功，并对热力学计算模型进行修正，燃气轮机仿真计算模型如图3所示。

根据机理分析，影响燃气轮机运行特性的主要因素为燃气轮机负荷、环境因素，而环境因素中的大气压力和空气相对湿度对燃气轮机的影响很小，几乎可以忽略不计。因此本发明在仿真计算过程中主要仿真在不同环境温度下、不同燃气轮机负荷率下的燃气轮机运行特性，得出不同工况下的压气机耗功和燃气透平输出功。

进一步的，所述步骤S3中：

(1)压气机耗功率修正系数

式中：——为燃气轮机压气机耗功率修正系数；

W_c-tf——thermoflex仿真计算的压气机耗功率，MW；

W_c-js——热力学原理计算的压气机耗功率，MW；

(2)燃气透平输出功率修正系数

式中：——燃气轮机燃气透平输出功率修正系数；

W_t-tf——thermoflex仿真计算的燃气透平输出功率，MW；

W_t-js——热力学原理计算的燃气透平输出功率，MW；

影响燃气轮机运行特性的外界因素主要有燃气轮机负荷率以及环境温度，因此压气机耗功率修正系数和燃气透平输出功率修正系数是燃气轮机负荷率及环境温度的函数：

式中：N_gt——为燃气轮机的负荷率；

T_a——环境温度，℃。

进一步的，所述步骤S4中：

压气机耗功率可表示为：

式中：W_cx——引入修正系数后计算的压气机耗功率，MW；

燃气透平输出功率可以表示为：

式中：W_tx——引入修正系数计算的燃气透平输出功率，MW；

燃气轮机功率为：

W_gtx＝(W_tx-W_cx)η_m

式中：W_gtx——为引入修正系数后计算的燃气轮机功率，MW；

蒸汽轮机功率为：

W_stx＝W_cc-W_gtx。

Thermoflex仿真计算的压气机耗功和燃气透平输出功是考虑压气机抽气和燃气透平冷却空气的计算结果，将thermoflex计算结果与热力学计算模型计算的结果进行对比，得出压气机耗功的修正系数及燃气透平输出功的修正系数。

进一步的，所述步骤S5中，单轴燃气蒸汽联合循环机组汽轮机低压缸效率计算公式为：

η_dy——低压缸效率，％；

Δh——低压缸实际焓降，单位kJ/kg；

Δh_i——低压缸理想(等熵)焓降，单位kJ/kg；

h_dy——低压缸进汽焓值，通过测量低压缸进汽压力和温度，通过查水蒸气性质表得到，单位kJ/kg；

h_c——低压缸排汽焓值，通过上一步计算得到，单位kJ/kg；

h_s——低压缸排汽理想(等熵)焓值，单位kJ/kg，通过低压缸进汽参数和排汽压力查水蒸气性质表得到，排汽压力即低压缸排汽背压，可测量得到。

进一步的，所述低压缸排汽焓h_c计算公式为：

h_c＝Q_c/G_c

h_c——低压缸排汽焓，kJ/kg；

Q_c——排入凝汽器排汽热量，MW；

G_c——排入凝汽器排汽流量，kg/s。

进一步的，根据能量和质量守恒方程计算排入凝汽器排汽热量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)

质量守恒方程：G_hp+G_hpjws+G_ip+G_zrjws+G_lp-G_lq＝G_c

Q_in——为汽轮机输入热量，包括高中低压蒸汽进入汽轮机的热量等，通过测量进入汽机的流量、压力和温度，通过查水蒸气性质表得到相应的焓值，流量乘以焓值即为输入热量，都是可测量得到的已知量，单位MW；

Q_e——汽轮机抽汽回热带走的热量，单位MW，燃气-蒸汽联合循环机组无抽汽，故本项为0；

Q_a——汽机其他设备带走的热量，单位MW，如轴封漏汽、门杆漏汽等，漏气很少，一般计算时可忽略不计；

Q_c——排入凝汽器的热量，未知求取量，单位MW，；

k——为单位转换系数；

W_stx——发电机输出功率，上面已经计算完成，单位MW，；

ΔW——发电机端损失，如机械损失、电气损失等，一般取0.5％W_stx，单位MW；

G_hp——高压主蒸汽流量，单位kg/s，通过测量得到，为已知量；

G_hpjws——高压过热器减温水流量，单位kg/s，通过测量得到，为已知量；

G_ip——中压蒸汽流量，单位kg/s，通过测量得到，为已知量；

G_zrjws——再热蒸汽减温水流量，单位kg/s，通过测量得到，为已知量；

G_lp——低压蒸汽流量，单位kg/s，通过测量得到，为已知量；

G_lq——漏气损失量，单位kg/s，一般计算可忽略不计；

G_c——流入凝汽器的流量，单位kg/s，未知量，通过计算得到。

通过上述两个公式，只有Q_c、G_c为未知量，可以进行求解得到Q_c和G_c，从而计算得到h_c。

进一步的，所述汽机其他设备带走的热量Q_a、漏气损失量G_lq忽略不计。

本发明同现有技术相比具有以下优点及效果：

1、通过本发明能方便的计算出燃气-蒸汽联合循环发电机组蒸汽轮机低压缸的效率；

2、本发明计算结果准确率高。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动性的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。

图1为单轴燃气-蒸汽联合循环热系统示意图。

图2为本发明内容整体结构。

图3为燃气透平thermoflex仿真计算模型。

图4为燃气透平输出功修正曲线图。

图5为压气机耗功修正曲线图。

图6为燃气轮机功率计算流程图。

图7为环境温度为17.4℃时，压气机耗功和燃气透平输功的修正系数。

图8为汽轮机能量方程计算边界。

具体实施方式

下面结合具体实施例详细说明本专利：

在机组实际运行过程中，在DCS系统中可以监测到压气机和燃气透平等的运行参数，利用这些运行参数以及拟合的修正系数，实现对燃气轮机功率的计算，计算流程图如图6所示。

以燃气轮机性能保证工况为基准，通过thermoflex平台，分别计算燃气轮机100％负荷工况，90％负荷工况，80％负荷工况，70％负荷工况，60％负荷工况，50％负荷工况下燃气轮机的参数，如表1所示，拟合的修正曲线如图7所示。

表1环境温度为17.4℃，燃气轮机运行参数

以燃机75％负荷下，环境温度17.4℃的工况为例，对某分轴燃气-蒸汽联合循环的燃气轮机的运行参数进行验证计算，迭代计算结果如下表所示：

表2某工况下燃气轮机功率计算

可以看出，本专利提供的方法计算的燃气轮机功率与燃气轮机实际功率偏差只有0.05MW，计算精度很高，通过验证计算，说明该方法是高效可行的，可以应用于单轴燃气-蒸汽联合循环机组的燃气轮机功率计算。

机组环境温度17.4℃，负荷率75％的时候，联合循环机组输出功率为317.66MW，则根据以上计算，燃气轮机输出功率为190.59MW，分离燃机功率后，得到汽轮机输出功率为127.07MW，即能量方程中Ng为127.07MW。

其他已知参数见表3：

表3汽轮机工况计算表

高压门杆漏气从高压主蒸汽门杆处泄漏，漏入中压主蒸汽进口，计算时已考虑进去，轴封等泄漏较微量，忽略不计，汽轮机轴系的功率损失按照0.5％Ng计算，能量方程计算边界见图8。根据能量方程：

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，

计算得到低压缸排汽焓值hc为2395.6kJ/kg。

然后根据低压缸进汽参数0.345MPa，306.2℃，3081.23kJ/kg和低压缸排汽压力4.49KPa，确定机组低压缸UEEP效率。

η_LP(UEEP)＝Δh/Δh_i＝90.36％。

此外，需要说明的是，本说明书中所描述的具体实施例，其零、部件的形状、所取名称等可以不同。凡依本发明专利构思所述的构造、特征及原理所做的等效或简单变化，均包括于本发明专利的保护范围内。本发明所属技术领域的技术人员可以对所描述的具体实施例做各种各样的修改或补充或采用类似的方式替代，只要不偏离本发明的结构或者超越本权利要求书所定义的范围，均应属于本发明的保护范围。