《大型电站汽轮机冷端节能技术导则》

Q/GDWXXXXX—XXXXIIFORMTEXT     CSEET/CSEEXXXX-YYYYFORMTEXT     大型电站汽轮机冷端节能技术导则TechnicalguidelineforconservationforcoldendoflargesteamturbineforpowerplantFORMTEXT     FORMTEXTXXXX-FORMTEXTXX-FORMTEXTXX发布FORMTEXTXXXX-FORMTEXTXX-FORMTEXTXX实施中国电机工程学会   发布 T/CSEE(/Z)XXXX-YYYYPAGEII大型电站汽轮机冷端节能技术导则范围本标准规定了大型电站汽轮机冷端设备在设计、运行、检修和技术改造中的通用节能技术要求。本标准适用于大型电站汽轮机冷端的节能工作，包括发电机组基建设计和升级改造中的冷端节能设计和方案优化，电力生产过程中的冷端运行优化和相关性能试验等。本标准适用于125MW级及以上凝汽式火力发电汽轮机组，其他容量机组可参照执行。规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件，仅所注日期的版本适用于本文件。凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。GB50660大中型火力发电厂设计规范GB/T3216回转动力泵水力性能验收试验1级和2级GB/T5578固定式发电用汽轮机规范GB/T8117汽轮机热力性能验收试验规程GB/T13469离心泵混流泵轴流泵与旋涡泵系统经济运行GB/T50102工业循环水冷却设计规范DL/T712发电厂凝汽器及辅机冷却器管选材导则DL/T932凝汽器与真空系统运行维护导则DL/T1027工业冷却塔测试规程DL/T1052电力节能技术监督导则DL/T1078表面式凝汽器运行性能试验规程DL/T1365名词术语电力节能DL/T5084电力工程水文技术规程DL/T5339火力发电厂水工设计规范DL/T5507火力发电厂水工设计基础资料及其深度规定HEI.StandardsforSteamSurfaceCondensers术语和定义DL/T1365界定的术语和定义适用于本标准。冷端coldend指汽轮机组热力循环中建立和保持冷源条件的系统和设备，冷端系统设备包括汽轮机低压缸、凝汽器、抽真空装置、胶球清洗装置、循环水泵、湿式冷却塔、直接空冷凝汽器、间接空冷塔等设备和管道。机组平均负荷unitaverageload指统计期间汽轮发电机组的发电量与运行时间的比值。宽负荷运行wideloadoperation指发电机组正常运行在一个较大的发电负荷区间。初始温差Initialtemperaturedifference(ITD)指空冷机组排汽压力对应的饱和温度与冷却风入口温度的差值。总则汽轮机冷端优化的原则基建设计时，应充分利用环境条件，合理地进行冷端系统参数的确定和冷端设备的选型，即各冷端设备之间、冷端设备与主机设备之间，参数相互匹配、充分优化，使机组能耗指标达到科学、合理和可控，获得最大的经济效益。充分利用环境条件进行冷端优化设计的实例如附录A和附录B所示。机组投运后，科学地进行冷端设备的运行和维护，实现机组安全、高效、经济运行。根据环境条件、机组运行状态，合理地进行冷端系统运行调度，提高机组运行经济性。机组升级改造时，应根据机组全生命周期条件，对冷端系统设备进行合理的评估，改造设备的选型应与现有的相关冷端参数匹配，获得最大的经济效益。汽轮机冷端优化的范围汽轮机冷端设计优化包括汽轮机额定背压的确定、低压缸排汽面积的确定、凝汽器选型和配置、真空系统配置、循环水系统选型和配置、循环冷却水系统的冷却塔选型、干式冷却系统的直接空冷凝汽器或间接空冷塔选型等。汽轮机冷端系统的运行优化，包括凝汽器真空系统运行优化、循环水系统的运行优化、直接空冷机组风机运行优化、机械通风冷却塔运行优化。汽轮机冷端设备的检修维护和技术改造。汽轮机的冷端优化工作，贯穿机组整个生命周期，即从基建设计，到安装、调试、运行维护和技术改造，直到机组停役。机组冷端设计输入电力系统条件火电机组的机组类型，应符合GB50660的要求，即应明确机组在电力系统中为基本负荷机组、调峰机组、具有黑启动功能机组、热电联产机组、资源综合利用机组及其他类型机组。火电机组的年利用小时数，应根据工程项目所在地区的电量平衡，由电力接入系统提出，确定机组投产后的平均发电负荷率，对于需要参与调峰运行的机组，确定机组宽负荷运行范围，作为汽轮机组冷端系统优化的重要依据。环境条件火电机组的水文、工程气象条件的收集及整理，应符合DL/T5084和DL/T5507的相关规定。火电机组冷端优化的工程水文、气象条件的选用，应符合DL/T5339的相关规定。机组条件当机组按照年运行小时数进行冷端优化时，可按照由汽轮机组制造厂提供的额定负荷热平衡图及微增功率曲线进行冷端优化计算。当机组按照全年小时数分段负荷进行冷端优化时，可按照由汽轮机组制造厂提供的额定负荷热平衡图、75%负荷热平衡图及50%负荷热平衡图，以及相对应的微增功率曲线进行冷端优化计算。当机组采用不同低压缸进行冷端优化时，宜考虑机组不同低压缸和补偿容量的造价，拉平到机组同容量水平进行综合优化比较。在主机招标完成之后，主机合同签订之前，设计院宜根据同类型工程经验假定三组以上额定设计背压值，由制造厂家提供相应的热平衡图和微增功率曲线，以此为基准进行冷端设计优化。机组冷端系统配置条件火电机组的冷端系统选型和配置，应符合DL/T5339的相关规定。冷端优化技术经济条件水泵、风机和真空泵等辅机耗电成本电价和汽轮机微增出力变化引起的补偿电量的电价核算方法应符合DL/T5339的规定。机组性能验收条件汽轮机热力性能验收方法的确定，应兼顾机组宽负荷运行范围，并在合同中进行约定。具体方法可采用以下两种：a)采用加权平均值的方法分别对额定负荷、75%额定负荷、50%额定负荷工况热耗率进行考核；b)仅对年平均负荷率工况的热耗率进行考核。新建机组的冷端设计设计优化方法新建机组宜采用动态经济分析方法，即年费用最小法，计算方法符合DL/T5339中的相关规定。直流供水冷却机组机组冷端优化根据工程厂址取水口附近的历年月平均的水位和水温，结合不同末级叶片的汽轮机特性和系统布置进行冷端优化计算，通过系统中各主要变量在一定变化幅度内进行多方案组合，经水力、热力和经济计算，确定冷端系统中设备选型和配置，优化设备、水工建筑物的主要参数以及确定额定背压。冷却水排水温度应满足当地环保要求。冷端系统优化对下列主要参数在一定变化幅度内作为变量进行组合计算：a)冷却水量；b)汽轮机低压缸排汽面积、排气口数及背压个数；c)凝汽器的换热面积、流程数，凝汽器内冷却水管的材质、管径、壁厚、根数和长度等；d)取、排水建构筑物的规模；e)循环水泵及所配电动机的规格、台数；f)进排水管、沟的材料、断面尺寸、条数；机组设计工况确定汽轮机的额定背压应在TMCR工况、冷却水最大流量下，与供水系统的设计水温相适应。机组TRL工况校核在冷却水最高计算温度、冷却水最大流量及汽轮机夏季TRL工况条件下，应保证汽轮机的背压不超过汽轮机满负荷运行的最高允许值。在保证率97%的低水位条件下，循环水泵的流量应保证汽轮机TRL工况排汽背压不超过汽轮机满负荷运行的最高允许值。按这一水位的循环水泵的流量计算汽轮机的背压时，应考虑该水位时对应的水温及温排水的影响。设计参数及选型要求循环水设计温度的确定原则：a)设计水温宜采用水源的年平均水温并予以化整，当电厂的温排水对取水水温有影响时，设计冷却水温应考虑因温排水影响导致的取水水温升高，温升值可通过数模或物模试验确定。b)冷却水最高计算温度应按多年水温最高时期（可采用3个月）频率为10％的日平均水温确定，并应考虑温排水对取水水温的影响。设计水位及循环水泵型式的确定原则：a)

对于水位最大变化幅值或潮差不大于4m的河流或海域，循环水泵宜采用固定叶水泵，循环水泵的设计水位可采用多年平均水位/潮位或平均低水位/潮位，根据工程具体情况确定。b)

当河流的水位变幅或海域的潮差大于4m，循环水泵设计水位在保证率97%的水位/潮位与多年平均水位/潮位之间优选确定，或进行经济比较后，循环水泵可采用可调叶水泵。凝汽器选型设计的主要原则：a)凝汽器管板及管材的选择应符合DL/T712的规定；b)表面式凝汽器的热力计算宜采用HEI标准进行；c)凝汽器清洁系数应基于冷却水水质及冷却水管材质确定。直流供水系统配置的主要原则：a)直流供水系统宜设计成单元制或扩大单元制系统；b)每台机组宜配置2~3台循环水泵，单元制供水系统宜配置一至两台双速或变频循环水泵。循环供水冷却机组机组冷端优化根据工程厂址历年月平均气象条件，结合不同末级叶片的汽轮机特性和系统布置进行冷端优化计算，通过系统中各主要变量在一定变化幅度内进行多方案组合，经水力、热力和经济计算，确定冷端系统设备选型和配置，优化设备、水工建筑物的主要参数以及确定额定背压。冷端优化对下列主要参数在一定变化幅度内作为变量进行组合计算：a)冷却水量；b)汽轮机低压缸排汽面积、排气口数及背压个数；c)凝汽器的换热面积、流程数，凝汽器内冷却水管的材质、管径、壁厚、根数和长度等；d)补给水建构筑物的规模；e)循环水泵及所配电动机的规格、台数；f)进排水管、沟的材料、断面尺寸、条数；g)自然通风冷却塔的高度、淋水面积、进风口高度等主要几何尺寸，机械通风冷却塔的风机规格、格数和有关几何尺寸，冷却塔塔内填料型式、填料高度及布置。机组设计工况确定汽轮机的额定背压应在TMCR工况、冷却水最大流量下，与设计气象条件相适应。机组TRL工况校核在最高计算气象条件、冷却水最大流量及汽轮机夏季TRL工况条件下，应保证汽轮机的背压不超过汽轮机满负荷运行的最高允许值。设计参数及选型要求设计气温的确定原则：a)设计气温应根据多年干球温度统计，宜按2℃以上年加权平均法，即2℃以下按2℃计算全年的加权平均气温值，并向上取整作为设计气温。b)最高计算气温宜采用按湿球温度频率统计方法计算的频率为10%的日平均气象，气象资料应采用近期连续不少于5a，每年最热时期（可采用3个月）的日平均值。c)当与P＝10％的湿球温度相对应的干球温度有多组时，计算自然通风冷却塔应取其中干球温度高，相对湿度低的一组；计算机械通风冷却塔，则应取干球温度低，相对湿度高的一组。凝汽器选型设计的主要原则见条。循环供水系统配置的主要原则：a)循环供水系统宜设计成单元制或扩大单元制系统；b)对于同时设计建设的两台相邻机组，若每台机组单独配置一个冷却塔，可考虑通过循环水系统互联互通设计，实现单机双塔运行模式，即单台机组运行时，循环水可同时通过两个冷却塔进行循环冷却。该方案经技术经济比较后确定采用。c)每台机组宜配置2~3台循环水泵，单元制循环水系统宜配置一至两台双速或变频循环水泵。e)采用城市中水、煤矿疏干水等劣质水源，且用量占总循环水量的一半及以上时，开式水换热器宜采用管式换热器。自然通风冷却塔设计时宜考虑高位集水设计方案，并通过技术经济比较后确定采用。直接空冷机组机组冷端优化根据工程厂址历年月平均气象条件，结合不同末级叶片的汽轮机特性和系统布置进行冷端优化计算，通过系统中各主要变量在一定变化幅度内进行多方案组合，经水力、热力和经济计算，确定冷端系统设备选型、配置及布置，确定设计背压。冷端优化对下列主要参数在一定变化幅度内作为变量进行组合计算：a)初始温差；b)汽轮机低压缸排汽面积；c)空冷凝汽器的面积、管束选型、管束长度；d)空冷系统冷却单元数（列数×行数）、冷却单元顶角；e)空冷凝汽器迎面风速；轴流风机选型。机组设计工况确定对夏季不出现最大用电负荷的电网，或不强制要求机组夏季满发时，宜以TMCR工况出力作为机组铭牌出力。空冷系统的设计工况应在设计气温条件下，达到空冷汽轮机TMCR工况背压和出力的要求。以TMCR工况确定铭牌出力的空冷机组，应根据空冷机组夏季出力的要求来确定空冷系统夏季计算背压和夏季计算气温。在电网夏季负荷较高并要求机组夏季满发时，应以GB/T5578确定机组铭牌出力。以TRL工况确定铭牌出力的空冷机组，应校核在夏季计算气温条件下，达到空冷汽轮机TRL工况背压和出力的要求。设计参数及选型要求设计气温的确定原则：a)设计气温应根据典型年的小时－干球温度统计，按5℃以上年加权平均法，即5℃以下按5℃计算全年的加权平均气温值，并向上取整作为设计气温。b)夏季计算气温是保证空冷机组达到夏季工况出力并适当考虑空冷系统余量对应的环境最高气温应根据发电厂夏季电力负荷需求和特点合理确定。设计环境风速。直接空冷系统设计环境风速应根据厂址处气象条件或空冷气象站观测统计资料确定，设计环境风速不宜小于最大月平均风速修正到直接空冷系统上部蒸汽分配管顶部以上1米处的风速。设计背压的确定原则：a)初始温差值宜在30～40℃范围内选择，在燃料价格较高、上网电价较高的地区宜选择较小的初始温差值，反之选择较大的初始温差值。b)设计背压。设计气温加上优化确定的初始温差值为汽轮机排汽口饱和蒸汽温度，其对应的饱和蒸汽压力为汽轮机设计排汽压力，称之为设计背压。c)夏季工况背压。夏季工况背压为保证夏季工况出力的汽轮机最高背压。夏季工况背压以夏季计算背压为基准，加上适当背压余量确定，背压余量可选择2～5kPa，对夏季机组出力要求高、环境条件较差的地区可选高值。空冷凝汽器设计清洁系数宜选择0.8~0.85。冬季防冻。为提高空冷机组的经济性，并保证空冷凝汽器在寒冷季节不结冻，应制定机组冬季运行时环境温度与机组负荷、背压的优化运行曲线，作为冬季防冻运行的依据。间接空冷机组机组冷端优化根据工程厂址历年月平均气象条件，结合不同末级叶片的汽轮机特性和系统布置进行冷端优化计算，通过系统中各主要变量在一定变化幅度内进行多方案组合，经水力、热力和经济计算，确定冷端系统设备选型和配置，优化设备、水工建筑物的主要参数以及确定设计背压。冷端优化对下列主要参数在一定变化幅度内作为变量进行组合计算：a)冷却水量；b)汽轮机低压缸排汽面积、排气口数及背压个数；c)凝汽器的换热面积、流程数，凝汽器内冷却水管的材质、管径、壁厚、根数和长度等；d)初始温差；e)循环水泵及所配电动机的规格、台数；f)空冷散热器型式、面积、流程数、冷却三角顶角、高度和数量;g)自然通风间接空冷塔零米直径、塔筒高度、出口直径、喉部直径、喉部高度等主要塔型参数。机组设计工况确定参见6.4.2节。设计参数及选型要求设计气温、夏季计算气温的确定原则见条。设计环境风速。间接空冷系统设计环境风速应根据厂址处气象条件或空冷气象站观测统计资料确定，设计环境风速不宜小于10m标高处最大月平均风速。间接空冷机组设计背压的确定原则：a)初始温差值宜在20～40℃范围内选择，在燃料价格较高、上网电价较高的地区宜选择较小的初始温差值，反之选择较大的初始温差值。b)额定设计背压。设计气温加上优化确定的初始温差值为汽轮机排汽口饱和蒸汽温度，其对应的饱和蒸汽压力为汽轮机设计排汽压力，称之为设计背压。c)夏季工况背压。夏季工况背压为保证夏季工况出力的汽轮机最高背压。夏季工况背压以夏季计算背压为基准，加上适当背压余量确定，背压余量可选择2～5kPa，对夏季机组出力要求高、环境条件较差的地区可选高值。表面式凝汽器选型设计的主要原则：a)凝汽器管板及管材宜选择不锈钢材质；b)表面式凝汽器的热力计算宜采用HEI标准进行；c)凝汽器清洁系数取值宜不小于0.9。混合式凝汽器的材质应根据管道材料、环境极端最低温度及在各种工况下运行的安全性和经济性进行选择。间接空冷机组循环水系统配置的主要原则：a)采用表面式凝汽器的循环水系统宜设计成单元制或扩大单元制系统；采用混合式凝汽器的循环水系统宜设计成单元制系统。b)表面式凝汽器间接空冷系统的循环水泵可采用定速、双速或变频电动机驱动，间接空冷系统循环水泵及所配电机应满足系统变工况运行时扬程和功率变幅大的要求。c)循环水管。间接空冷系统循环水管的布置应进行充分优化，减小间接空冷塔内膨胀水箱和地下贮水箱的容积，循环水管管径应根据系统优化计算确定。间接空冷塔选型的主要原则:a)间接空冷机组宜选用自然通风冷却塔。一般在冷却水流量较小时，自然通风间接空冷塔受塔型限制，迎风面风速较低，散热面积相对较大，可采用机械通风间接空冷塔。间接空冷塔的选型应结合机组类型/规模、场地布置条件、环境气象条件（温度、大风、地震、大气压力等）、施工条件及水平、防冻措施、噪声限制要求、与邻近建构筑物的相互影响等，进行技术经济比较后确定。b)烟塔合一。对于自然通风间接空冷塔，可考虑采用烟塔合一技术方案，即烟气不通过烟囱排放，而被送至空冷塔，烟气随塔内上升的热空气一起排入高空。在采用烟塔合一设计方案时，冷端优化主要考虑烟道穿入间冷塔时对空冷散热器布置的影响，可暂不计算排烟设施及烟气对间冷塔内热力、空气动力的影响。冬季防冻。为提高空冷机组的经济性，并保证间接空冷塔在寒冷季节不结冰，应制定机组冬季运行时环境温度与机组负荷、背压的优化运行曲线，作为冬季防冻运行的依据。抽真空系统抽真空系统应能够在机组启动、汽轮机旁路投运及各种运行工况下将汽机本体、凝汽器、冷却设备、辅助设备和管道内的不凝结气体，通过抽真空设备抽出，建立和维持机组真空。抽真空设备的配置应满足GB50660的规定。抽真空设备总容量应根据以下两个条件确定：a)漏入真空系统的不凝结气体量；b)真空系统的容积和启动期间达到要求的真空度所需要的时间。双背压凝汽器抽真空系统应采用并联系统，即高、低压凝汽器分别配置单独的抽真空系统。抽气装置之间可设联络门，互为备用，参见图1和图2所示。双背压凝汽器真空系统配置图Ⅰ双背压凝汽器真空系统配置图Ⅱ在设计时抽真空设备应考虑夏季工业冷却水温度高的影响，必要时配置降低冷却水温度的系统或设备。对于直流供水冷却的机组，机组正常运行期间凝汽器水室顶部为真空时，应配置凝汽器水室抽真空系统。改造机组的冷端设计冷端优化方法机组改造设计经济效益核算时，宜采用静态经济比较方法。冷端设备改造的节能效益计算宜以汽轮机年平均负荷工况为基准，以汽轮机背压变化和循环水泵耗电变化量为依据，并充分考虑不同的汽轮机配置下，汽轮机微增出力特性的差异。汽轮机通流改造汽轮机通流改造前，应以机组往年平均负荷率为基准，并充分考虑机组宽负荷运行范围，确定机组改造节能设计负荷工况点。对于连续稳定供热的机组，宜以供热工况为基准进行设计。汽轮机通流改造前，应重新校核额定背压。在缺少基础数据或数据不准确的情况下，若冷端设备未进行增容改造，额定背压的确定宜采用机组近3年平均运行背压作为参考依据。低压缸排汽面积的确定，应以机组改造后预期年平均负荷工况为基准，并与现有冷端设备的参数相匹配。汽轮机改造实例参见附录C。对汽轮机改造方案进行优选设计时，应统筹考虑近远期计划要实施的辅助设备改造项目，以免本次汽轮机改造对今后实施的改造项目造成不利影响。湿冷凝汽器改造凝汽器改造热力方案应在额定负荷工况下，根据机组排汽热负荷、机组实际冷却水流量、冷却水设计温度和汽轮机额定背压计算确定。凝汽器改造中，应根据现场条件，选择合理的凝汽器换热面积，使汽轮机背压尽量与现有低压缸排汽面积相匹配，降低汽轮机的排汽损失。如果凝汽器改造和汽轮机通流改造同时进行，则应通过技术经济比较，综合考虑排汽面积、凝汽器换热面积、额定背压的选择，以达到最大的节能效果。汽轮机额定背压和凝汽器面积，应与现有循环水泵、冷却塔实际运行性能相匹配。可通过以下方式进行校核：a)凝汽器改造时，应校核改造方案对相关冷端设备运行参数的影响。应根据凝汽器面积和结构的变化，校核凝汽器冷却水阻、循环水泵流量、扬程、功率变化，根据循环水参数的变化，校核冷却塔进出水参数。b)采用校核的冷却水水量，重新核算凝汽器方案及汽轮机额定背压。凝汽器压力测量应采用绝对压力表，传压管的布置、走向应符合DL/T1078的相关规定。根据汽轮机和凝汽器性能试验的需要，每座凝汽器至少需要设置4只压力测点，传压管前端应安装网笼探头。冬季运行时，对于低压侧凝汽器压力易达到极限背压的双背压凝汽器，可进行凝汽器汽侧空间连通改造，将凝汽器喉部及壳体之间的汽侧空间采用连通管连接，并设置隔离阀。冬季运行低压侧凝汽器达到极限背压以下时，可开启高、低压凝汽器汽侧连通管隔离阀，变为单背压运行。双背压凝汽器采用串联布置的抽空气系统应通过技术改造，将串联布置的抽空气系统改为并联布置。供水系统改造相邻的多台相同容量机组，若原配置为独立单元制供水系统可进行扩大单元制系统改造。循环水泵扩容改造时，应校核供水管路及凝汽器阻力特性。供水管路阻力设计值与机组实际运行阻力特性有差异时，应以实际运行阻力特性为依据确定循环水泵扬程和流量。对于直流供水系统循环水泵改造时，应考虑水源水位变化的影响，见及条。直流供水系统循环水泵扩容改造时，应校核循环水取水系统阻力特性及容量，及进口局部阻力和横向推力。循环供水机组循环水泵扩容改造时，应校核湿冷冷却塔容量及运行特性。湿式冷却塔改造逆流式自然通风冷却塔可采用减小淋水填料阻风面积改造，即填料搁置式的可改为悬吊式，提高冷却塔冷却效率。原相邻的两台同容量机组，若每台机组均单独配置一台独立的冷却塔，可进行循环水系统互联互通改造，实现单机双塔运行模式，即单台机组运行时，循环水可同时通过两个冷却塔进行循环冷却。该方案经技术经济比较后确定采用。对于淋水面积7000m2以上的冷却塔，在循环水泵扬程有余量的情况下，进行技术经济比较后可考虑填料改造中采用不等高设计改造。对于逆流式自然通风冷却塔，横向来风对性能有一些负面影响，可以增设进风口导流板加以改善。冷却塔塔芯设备，包含填料、喷淋装置和除水器。若冷却塔性能不足，且不能通过检修措施恢复时，宜对塔芯设备进行改造。空冷凝汽器改造对于直接空冷或间接空冷的机组，应积极寻求降低背压的改造方案，并通过技术经济对比后确定是否实施。一般可采取的方案：a)增设尖峰冷凝器改造。即通过改造增设一套表面式凝汽器，在夏家运行时对部分汽轮机排汽进行冷凝，降低空冷凝汽器的热负荷，降低机组背压。b)对于同时运行有空冷机组和湿冷机组,且相邻的电厂，可利用湿冷机组的凝结水，对空冷机组排汽进行喷水冷却，降低空冷汽轮机背压，同时可提高湿冷汽轮机凝结水温度。湿冷改造为空冷机组针对水资源匮乏地区的在役湿冷机组，应根据国家及当地政策的要求，进行空冷机组改造。改造方案设计时对于直接空冷、间接空冷机组类型的选择，应通过对冷端设备、建设成本、场地空间等进行综合评估，并经技术经济比较后确定。冷端设备的性能试验汽轮机微增出力试验不同的汽轮机，由于设计余速损失不同，汽轮机微增出力特性可能有较大的差异。新建或改造机组投产后，宜进行汽轮机微增出力试验，以获取准确的汽轮机微增出力特性，并验证厂家设计热力特性的准确性。微增出力试验的目的是在不同的机组负荷下，改变机组背压，得出机组微增出力与背压的变化关系：（1）式中：——机组微增出力；——机组负荷；——汽轮机背压变化。工程实践中，汽轮机微增出力一般指背压单位变化造成的机组出力变化率，这是汽轮机冷端优化运行的重要依据之一。试验要求：试验开始前，热力系统应按照GB/T8117的规定进行隔离；相同负荷、不同背压工况试验时主汽阀、调节阀应保持一致，主、再热蒸汽温度维持在设计值并保持稳定，回热系统按照设计要求全部投入运行，机组背压调整到试验工况并保持稳定；每个试验工况稳定30分钟后，开始采集数据，试验时间1小时，数据采集间隔不大于1分钟。试验修正计算：每个负荷的试验工况的试验功率分别对主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热器减温水流量进行参数修正。试验时调整背压的方法主要有两种：a)凝汽器放空气法为保证试验安全稳定地进行，试验前宜对真空破坏阀系统进行改造，增加口径不大于DN50的放空气旁路阀，以方便在试验时调整机组背压，参见图1。试验中可采用真空破坏阀粗调背压，用旁路阀细调，不建议完全采用开启真空破坏阀的方法调整汽轮机背压。放空气法一般在冬季循环水温度较低时采用，可获得完成的微增出力曲线。但试验时凝汽器内有较多空气漏入，影响凝汽器甚至最后1台低压加热器的传热效果及凝结水过冷度，对试验精度有一定影响。放空气阀布置示意图典型背压微增出力曲线b)变循环水量法对于湿冷汽轮机，在高于额定背压1kPa以上区间，机组背压与功率的关系近似线性，参见图2。在循环水温度较高时，通过启、停循环水泵的方式调整机组背压进行试验，可得到汽轮机在高于额定背压1kPa以上区域的线性的微增出力特性。非冬季试验时宜采用变循环水量法调整背压。建议在循环水温25℃以上的条件下采用启、停循环水泵的方式进行试验，以产生差异较大的两个背压工况，提高试验精度。采用变循环水量法试验精度较高，但背压调整范围较小，无法得到完整的微增出力曲线。循环水泵性能试验循环水泵宜在正式投产后6个月内进行性能验收试验，试验符合GB/T3216的规定。机组运行期间应定期进行循环水泵性能试验，测量指标包括流量、扬程、功率、效率。循环水泵性能试验中，循环水流量的测量方法主要有以下两种：——直接测量法。现场管道布置情况，满足直接测量法的条件时，可采用直接测量法确定循环水流量。——能量平衡法。现场条件无法采用直接测量法准确测量循环水流量时，宜采用能量平衡法计算确定。试验应与汽轮机热力性能试验同时进行，以方便获得准确的热力数据。通过凝汽器热负荷计算循环水流量：循环水流量（2）式中：——循环水流量，kg/s——凝汽器热负荷，kJ/s——凝汽器循环水温升，℃——循环水比热容，kJ/（kg•K）——除凝汽器冷却水外其他支路循环水流量，kg/s两种计算凝汽器热负荷的方法利用汽轮机热耗率计算凝汽器热负荷：（3）式中：、——发电机输出功率、发电机和机械损失，kW——散热损失，%。——汽轮机热耗率，kJ/kWh——其他进出系统的能量（如辅汽，电泵等），kJ/s利用当量排汽参数计算凝汽器热负荷：（4）式中：——进入凝汽器的当量蒸汽量，kg/s——进入凝汽器的当量蒸汽焓，kJ/kg——排出凝汽器的凝结水焓，kJ/kg——进入凝汽器的附加热负荷，kJ/s。直流供水系统尤其是海水直流供水系统的循环水泵性能试验，应考虑循环水泵在正常运行期间吸入水位的变化范围。湿冷凝汽器性能试验新建机组投产后应进行凝汽器性能考核验收试验，分别测定凝汽器真空严密性、凝汽器传热特性、凝结水过冷度、凝结水溶氧量等。机组大修前、后应进行凝汽器传热特性试验。机组运行期间，如果凝汽器性能出现明显变化，应进行凝汽器传热特性试验，诊断凝汽器性能变化原因。湿冷表面式凝汽器的性能试验的仪表选用、试验程序和试验数据处理等应满足DL/T1078的有关规定。湿式冷却塔性能试验冷却塔应在正式投产后1年内进行性能验收试验。机组运行期间，冷却塔性能下降时应进行冷却水塔热力性能诊断试验。试验要求及方法应符合DL/T1027的规定。真空严密性试验机组停机超过15天时，机组投运后3天内应进行真空系统严密性试验。机组正常运行时，每隔一个月应进行一次真空系统严密性试验。试验要求及方法应符合DL/T932的规定。冷端系统的运行优化真空泵运行优化优化目的通过不同机组负荷、不同凝汽器压力、不同真空泄漏率下的对比试验，确定机组出力增加与真空泵耗功增加差值最大时的真空泵运行方式。优化方法获取机组微增出力特性，见式（1）。宜通过微增出力试验获取机组微增出力特性数据，若厂家提供了完整准确的微增出力特性数据，也可采用厂家设计数据。真空泵运行方式对凝汽器压力的影响。在不同机组负荷、不同凝汽器压力、不同的真空泄漏率时，通过切换不同的真空泵运行方式，得出凝汽器压力变化与真空泵运行方式变化的关系，见式（5）：（5）式中：——切换真空泵运行方式前后凝汽器压力变化；——切换真空泵运行方式前凝汽器压力；——机组真空泄漏率；——真空泵不同运行方式下的抽空气量变化。真空泵性能试验。在真空泵不同运行方式下，测量真空泵耗功增量与抽空气量变化、凝汽器压力的关系，见式（6）：（6）式中：——切换真空泵运行方式后耗功增量。真空泵最佳运行方式确定机组运行在一定负荷和凝汽器压力时，真空泵抽空气量与机组真空泄漏率不匹配时，若增加真空泵出力，凝汽器压力下降，则机组功率增加，同时真空泵耗功增加；若减小真空泵出力，凝汽器压力升高，则机组功率降低，同时真空泵耗功减少。通过切换不同的真空泵运行方式，计算机组发电功率增量与真空泵运行耗功增量之差为最大时真空泵运行方式即为该工况下真空泵最佳运行方式。机组运行中，以下几种情况出现时需要进行真空泵运行优化试验：a)同一座凝汽器配置2套容量不同的真空泵或同一座凝汽器配置2×50%容量真空泵。在机组启动过程中，运行大容量泵或全开真空泵，以尽快建立真空；正常运行时，通过真空泵优化运行试验确定最优的真空泵运行方式。b)真空系统严密性出现恶化，真空泄漏率突然增大，且无法采取措施及时恢复时，应通过增开真空泵或切换大功率真空泵的试验，确定最优的真空泵运行方式。c)机组经过真空査漏或检修后，真空泄漏率明显变好，应通过减少一台真空泵或切换小功率真空泵的试验，确定最优的真空泵运行方式。d)夏季真空泵冷却水温较高影响真空泵工作能力时，如有低温冷却水源，应及时投入，以降低真空泵冷却水温，保持真空泵工作能力。c)对于双背压凝汽器，若冬季运行时低压凝汽器压力低于机组膨胀极限背压，可通过开启高、低压侧凝汽器真空系统联络门，将抽真空系统改为串联运行，以适当提高低压侧凝汽器压力。湿冷机组循环水泵运行优化优化目的通过不同机组负荷、不同凝汽器冷却水温度、不同循环水泵运行方式下的对比试验，确定机组功率增加与循环水泵耗功增加的差值最大时的循环水泵运行方式。适用范围湿冷机组循环水泵运行优化方法适用于直流供水冷却机组、带自然通风冷却塔的循环供水冷却机组。优化方法获取机组微增出力特性，见式（1）。宜通过微增出力试验获取机组微增出力特性数据，若厂家提供了完整准确的微增出力特性数据，也可采用厂家设计数据。获取凝汽器变工况特性。在不同凝汽器热负荷、不同冷却水温度和最优的真空泵运行方式下，通过切换不同的循环水泵运行方式，得出凝汽器压力与冷却水流量之间的变化关系，见式（7）：（7）式中：——凝汽器冷却水进口温度；——凝汽器冷却水流量；——该工况下最优的真空泵抽空气量；获取循环水泵流量-功率特性。在不同的循环水泵运行方式，如一机两泵、两机三泵、一机一泵及高速、低速或改变叶片角度等方式，进行循环水系统特性试验，测量冷却水流量与循环水泵耗功，得出循环水泵耗功增量与冷却水流量之间的关系式，见式（8）：（8）式中：——循环水泵耗功增量。循环水泵运行优化试验约束条件：a)冬季凝汽器管束平均流速不应低于1m/s。b)冬季汽轮机背压不宜低于机组极限背压。c)应根据汽轮机使用说明书的要求，防止冬季背压过低造成机组振动显著增大。循环水泵最佳运行方式确定机组运行在一定负荷和冷却水温度时，若通过切换循环水泵运行方式，增加冷却水流量运行，则凝汽器压力下降，机组功率增加，同时循环水泵耗功增加；若减少冷却水流量运行，则凝汽器压力升高，机组功率降低，同时循环水泵耗功减少。在一定负荷和冷却水温度下，通过切换不同的循环水泵运行方式，计算机组发电功率增量与循环水泵运行耗功增量之差为最大时循环水泵运行方式，即为该工况下循环水泵最佳运行方式。运行人员可根据机组负荷和冷却水温度的变化，及时调整循环水泵至最佳运行方式，可保证机组始终运行在最经济状态。试验要求循环水优化计算时，应分别计算确定不同机组负荷、在不同冷却水温度时最优的循环水泵运行方式（最佳背压）。机组负荷应从年运行最低负荷计算至满负荷，冷却水温度应从全年最低温度计算至最高温度。对于直流供水冷却机组，正常情况下若循环水泵吸入水位变化范围超过4m，应考虑水位变化对循环水泵运行特性的影响。对于直流供水冷却机组，若不同季节冷却水水质变化较大，对凝汽器清洁系数有较大影响时，宜分别测定不同季节凝汽器变工况特性。对于循环供水冷却机组，优化计算时应综合考虑冷却塔的变工况特性，即不同循环水泵运行方式切换时，冷却水量变化将引起冷却水温度变化。直接空冷机组风机运行优化优化目的通过不同机组负荷、不同环境温度、不同空冷风机运行频率下的对比试验，确定不同的机组负荷、环境温度下，最节能的空冷风机运行方式。适用范围直接空冷风机运行优化方法适用于机械通风直接空冷机组，配置机械通风间接空冷塔的间接空冷机组可参考执行。优化方法获取机组微增出力特性，见式（1）。宜通过微增出力试验获取机组微增出力特性数据，若厂家提供了完整准确的微增出力特性数据，也可采用厂家设计数据。空冷风机运行频率对凝汽器压力的影响。在不同机组负荷、不同环境温度和最优的真空泵运行方式下，测量不同空冷风机运行频率下凝汽器压力值，得到空冷风机运行频率对凝汽器压力的影响关系，见式（9）：（9）式中：——空冷风机运行频率。风机耗功特性试验。不同环境温度下，测量不同空冷风机运行频率下风机耗功，得到风机耗功增量与风机频率之间的关系，见式（10）：（10）式中：——空冷风机耗功增量。空冷风机最佳运行方式确定机组运行在一定负荷和环境温度时，若通过调整空冷风机运行频率，增大风机风量，则凝汽器压力下降，机组功率增加，同时风机耗功增加；若减少风机风量，则凝汽器压力升高，机组功率降低，同时风机耗功减少。在一定负荷和环境温度下，通过调整不同的空冷风机运行频率，计算机组发电功率增量与风机运行耗功增量之差为最大时风机运行方式即为该工况下空冷风机最佳运行方式。运行人员可根据机组负荷和环境温度的变化，及时调整风机运行频率，保证机组始终运行在最经济状态。间接空冷机组循环水泵运行优化优化目的通过不同机组负荷、不同环境温度、不同循环水泵运行方式下的对比试验，确定不同的机组负荷、环境温度下，最节能的循环水泵运行方式。适用范围间接空冷机组循环水泵运行优化方法适用于配置有自然通风间接空冷塔、表面式凝汽器的间接空冷机组。配置自然通风间接空冷塔、混合式凝汽器的间接空冷机组可参考执行。优化方法获取机组微增出力特性，见式（1）。宜通过微增出力试验获取机组微增出力特性数据，若厂家提供了完整准确的微增出力特性数据，也可采用厂家设计数据。获取凝汽器变工况特性。在不同凝汽器热负荷、不同环境温度和最优的真空泵运行方式下，通过切换不同的循环水泵运行方式，得出凝汽器压力与冷却水流量之间的变化关系，见式（11）：（11）式中：——环境温度；获取循环水泵流量-功率特性。在不同的循环水泵运行方式，如一机两泵、两机三泵、一机一泵及高速、低速或改变叶片角度等方式，进行循环水系统特性试验，测量冷却水流量与循环水泵耗功，得出循环水泵耗功增量与循环水流量之间的关系式，见式（8）。循环水泵最佳运行方式确定机组运行在一定负荷和环境温度时，若通过切换循环水泵运行方式，增加冷却水流量运行，则凝汽器压力下降，机组功率增加，同时循环水泵耗功增加；若减少冷却水流量运行，则凝汽器压力升高，机组功率降低，同时循环水泵耗功减少。在一定负荷和环境温度下，通过切换不同的循环水泵运行方式，计算机组发电功率增量与循环水泵运行耗功增量之差为最大时循环水泵运行方式即为该工况下循环水泵最佳运行方式。运行人员可根据机组负荷和环境温度的变化，及时调整循环水泵至最佳运行方式，可保证机组始终运行在最经济状态。冷端系统节能监督新建机组的冷端节能监督新建机组的规划、设计、制造、建设阶段的冷端节能监督管理应符合DL/T1052的规定。新建项目可行性研究报告中的节能篇章应有冷端优化设计专题，内容应做到指标先进、技术可行、经济合理，不应使用已公布淘汰的耗能产品和工艺。冷端设备的选型应经过充分调研，并结合同类型已投运设备的实际运行特性，选用节能、节水、可靠性高的设备。新建机组投产后宜进行的冷端试验项目：a)机组微增出力试验；b)凝汽器传热性能试验；c)真空泵优化运行试验；d)湿式冷却塔热力性能试验；e)循环水泵优化运行试验；f)空冷风机优化运行试验；g)间接空冷塔性能试验；h)空冷凝汽器性能试验。机组改造阶段的冷端节能监督机组生产运行期间，应定期对冷端设备和系统运行的安全性和经济性进行评估，冷端设备或系统存在缺陷时，应及时通过技术改造进行消缺。节能型技术改造项目，应通过技术经济对比后确定。以下几种情况出现时，应考虑冷端设备的技术改造：a)系统配置存在缺陷，影响到机组运行的安全性或经济性。b)设备存在重大缺陷或质量问题，不能正常高效运行。c)机组运行环境发生重大变化，影响机组正常运行。d)设备参数配置不合理，实际运行时能耗增加。e)行业内出现新的技术或设备，且经济效益显著。生产运行及指标生产运行期间的冷端节能监督管理作为发电企业节能技术监督管理的一部分，应符合DL/T1052的相关规定。汽轮机排汽压力。排汽压力测点应采用低压缸排汽出口或凝汽器喉部上方同一平面的测点，每个低压缸排汽压力采用多个测量值的平均值，测点数不少于两个。双背压汽轮机的平均排汽压力应为各低压缸排汽压力对应的蒸汽饱和温度的平均值所对应的的饱和压力。对于双背压汽轮机，2座凝汽器汽侧不连通的条件下，其排汽压力的差异不应小于对应工况的设计值。凝汽器端差。凝汽器端差以统计报表或试验数据作为监督依据。对于双压凝汽器，应分别计算各个凝汽器的端差。凝汽器端差的考核值应结合机组冷端系统和设备选型参数确定。凝结水过冷度。凝结水过冷度以统计报表或试验数据作为监督依据。带有凝结水回热装置的双背压凝汽器的凝结水过冷度应以高压凝汽器压力对应的饱和温度减去热井凝结水温度计算确定。湿冷机组和空冷机组凝结水过冷度平均值均不大于2℃。循环水泵运行方式。循环水泵运行方式以统计报表作为监督依据。循环水泵的运行应严格按照循环水泵运行优化调度曲线根据循环水温度和机组负荷进行调度。新建机组或改造机组投产后，应开展循环水泵运行方式优化试验，并将试验结果生成表格或调度曲线供运行人员使用。湿式冷却水塔幅高。冷却塔幅高以统计报表作为监督依据。在冷却塔热负荷大于90%额定负荷及气象条件正常时，夏季测试得冷却塔出口水温不高于大气湿球温度7℃。胶球清洗装置投入率。应选用合格的胶球，正常投入运行的胶球数量为凝汽器单侧单流程冷却管根数的7%~13%。胶球清洗装置投入率以统计报表为监督依据。胶球清洗装置投入率不低于98%。机组运行时，胶球清洗装置应每天投入运行，如果冷却水质较差，应增加每日运行时间，甚至连续运行。胶球清洗装置收球率。胶球清洗装置收球率以统计报表年度平均值作为监督依据。胶球清洗装置收球率超过90%为合格，达到94%为良好，达到97%为优秀。真空系统严密性。湿冷机组真空系统严密性试验方法按DL/T932执行，100MW及以下机组的真空下降速度不高于400Pa/min，100MW以上机组的真空下降速度不高于270Pa/min。直接空冷机组真空系统严密性试验方法按DL/T1290执行，真空严密性指标小于或等于200Pa/min时为合格，小于或等于100Pa/min时为优秀。真空系统严密性以测试报告和现场实际测试数据作为监督依据。水泵组的经济运行效率。水泵组的经济运行效率应符合GB/T13469的规定。实测的水泵组效率与水泵组的额定效率相比，其比值大于0.85，则认定水泵组运行经济；其比值为0.70～0.85，则认定水泵组运行合理；其比值小于0.70，则认定水泵组运行不经济。冷却水塔飘滴损失水率。机械通风冷却塔，循环水量1000m3/h以上的，其飘滴损失水率不应大于0.005%；循环水量1000m3/h及以下的，其飘滴损失水率不应大于0.01%；自然通风冷却塔飘滴损失水率不应大于0.01%。冷却水塔飘滴损失水率测试方法见DL/T1027，冷却水塔的蒸发损失水率及风吹损失水率按GB/T50102计算。直接空冷系统性能。按DL/T244进行性能测试，当以排汽质量流量评价时，修正到设计条件下的各试验工况排汽质量流量达到或超过保证的排汽质量流量：或以排汽压力评价时，修正后的排汽压力低于保证的排汽压力时，则认为空冷系统及其设备运行性能指标达到规定值，否则未达到规定值。以测试报告数据作为监督依据。运行、试验测点与仪表配置火电机组节能技术监督工作，应检查包括汽轮机冷端范围在内的整个机组的运行、试验的测点与仪表配置。运行及试验测点及仪表配置应满足运行监控、逻辑保护、性能试验的要求，保证测点数量充足、位置正确，传压管的布置合理，对于投产后不完善的试验测点应及时加以补装。

（资料性附录）

汽轮机冷端节能设计示例Ⅰ德国尼德奥森电厂K机组概况德国莱因威斯特法利亚能源公司（RWE）所属的尼德奥森发电厂K机组始建于1998年8月3日，于2002年11月投入试运行。K机组在技术上和经济上都是当时德国最先进的机组，热效率可达到45.2%，设计静效率较常规设计提高（绝对）4.1%，其中冷端部分达1.4%。需要指出，该工程建设恰逢欧洲大幅度提高火电机组节能环保标准，因此本项目设计节能量很大，但系统复杂，建设费用高。随后Neurath电厂1100MW机组采用了相对简化的设计，汽轮机背压相对较高，而2014年投产的Rheinhafen电厂8号机组（912MW）又一次采用了极度节能的设计，包括超低背压。这些设计集中反映了欧洲电力公司对节能环保法规和市场环境变化的应对。K机组在锅炉、环保、汽机、余热利用等方面进行的先进的优化设计，使其对兼顾节能和环保的发电事业做出了卓越的贡献，树立了电站设计的新标杆，其先进技术和设计理念至今仍值得学习和借鉴。汽轮机冷端设计选型特点尼德奥森发电厂K机组额定出力1012MW，最大出力1027MW。主蒸汽参数26.9MPa/580℃，再热蒸汽参数5.9MPa/580℃，主给水流量2620t/h，给水温度295℃。汽轮机组主要技术参数参见表A.1。K机组汽轮机主要技术参数项目额定参数主蒸汽压力/MPa26.9主蒸汽温度/℃580再热蒸汽压力/MPa5.9再热蒸汽温度/℃600高压缸单流带桶形缸中压缸双分流,单缸低压缸双分流，三缸低压缸排汽面积/m26×10.98汽轮机效率/%～92.6冷凝器压力/kPa2.89/3.55冷却水温度/℃14.7/24.7该汽轮机组采用的冷端节能设计措施：a）超低背压：K机组凝汽器压力采用双背压设计，背压值为2.89kPa/3.55kPa。b）创新的双背压及循环水流程：K机组三个凝汽器采取双背压设计：两个低压凝汽器，一个高压凝汽器。两个低压凝汽器设计相同，冷却水塔出水分别进入两个低压侧凝汽器进行换热，低压凝汽器出口合并后进入高压凝汽器换热，排出后进入冷却水塔进行冷却。双背压设计使平均背压降低0.25kPa。c）大型的凝汽器：与三个低压缸相匹配，设有三个凝汽器，高压侧凝汽器冷却管数量是两个低压侧凝汽器冷却管数量之和，总换热面积61000m2。给水泵驱动汽轮机另外单独设置凝汽器，以减少主凝汽器负载，降低背压。d）大型的冷却水塔：配置200米高自然通风湿冷却塔，将进水温度从24.7℃冷却至14.7℃。主要技术参数参见表A.2。e）扩大排汽面积：采用三缸六排汽的低压缸形式，排汽口面积6×10.98m2。f）减小排汽损失：低压末级叶片选用1146mm，采用高、低压侧排汽容积流量均分的原则，保证设计背压条件下高、低压侧排汽损失均在最低值附近。综上，该机组冷端设备容量很大，精巧的双背压设计进一步增加了节能效果，冷端优化对使机组净效率升高1.4%。该项目额定背压的设定与低压缸配置、末级叶片选型、凝汽器选型、冷却水塔选型完美匹配，值得研究和借鉴。K机组冷却水塔技术数据项目设计参数冷却水量/（m3/h）91073进水温度/℃24.7出水温度/℃14.7总高度/m200.0防噪音屏高12.0冷却塔底部直径/m147.0冷却塔出口直径/m85.0淋水面积/m213788

（资料性附录）

汽轮机冷端节能设计示例Ⅱ某1000MW二次中间再热机组概况某1000MW二次再热机组，采用一系列的优化设计手段，使其额定工况下设计煤耗达到257g/kWh，平均负荷率75%负荷工况下煤耗在265g/kWh，能耗指标达到国内同类型机组领先水平。该机组在汽轮机冷端部分的节能设计值得借鉴。汽轮机冷端节能设计特点该电厂汽轮机组主要技术参数参见表B.11。该汽轮机组采用的冷端节能设计措施：a)超低背压：电厂所在区域年平均气温13.2℃，年平均海水温度13.3℃，环境条件较好，采用海水直流供水系统，额定背压2.9kPa。b）单背压设计：该区域濒临渤海，水量充足，水温低，经技术经济比较后，采用单背压设计。给水泵驱动汽轮机单独设置凝汽器。c)优化排汽面积：采用六缸六排汽设计，末级叶片从1050mm、1146mm、1220mm中优选。根据达到的额定背压，最终选择1146mm叶片，排汽面积达6×10.98m2，相对常规的4排汽设计，排汽面积增加50%。d)冷端均衡设计:根据年平均负荷80%负荷工况，优化配置排汽面积，优选冷端设备。e)充分考虑年平均工况指标：额定工况设计背压2.9kPa，预期运行平均背压3.1kPa，经校核，80%负荷工况下排汽损失接近最低，优化充分。f）宽负荷运行优化：兼顾50%～100%负荷工况效率优化，叶片的选型和设计，保证50%～100%负荷工况段低压缸运行在高效区，效率变化平缓。g)相对于传统的4排汽设计，该项目采用6排汽设计配合大容量冷端设备，在冬、夏季节运行优势显著。夏季工况下，较大的冷端设备容量可有效降低背压；冬季，由于排汽面积很大，因而满负荷膨胀极限背压低于2.5kPa，冬季可以采用相对较大的循环水量，既保证实际背压高于膨胀极限，同时，由于凝汽器管束内水速较高，因而胶球清洗装置运行条件良好，而且管束腐蚀、结垢也得到良好的抑制。h）相对于常规的4排汽/1146mm末级叶片方案，相应的合理背压为4.6kPa，改进设计的理论节能效果达100kJ/kWh，考虑冬、夏季节优势，实际节能量更大，而增加的投入为每台机组不足1亿元，标准煤单价按650元/吨考虑，则9年内可以回收，性价比良好。汽轮机技术参数主蒸汽压力/MPa31主蒸汽温度/℃600一次再热蒸汽温度/℃620二次再热蒸汽温度/℃620低压缸排汽面积/m26×10.98凝汽器压力/kPa2.9冷却水温/℃14.6主凝汽器换热面积/m263000该项目设计中，充分利用优越的低温海水条件，尽量降低背压，同时根据预测的平均负荷与平均背压，优化配置汽轮机排汽面积，设计中尤其重视降低背压与优选排汽面积之间的相互协调，以较高的性价比，获得了极大的节能效果。

（资料性附录）

汽轮机改造方案示例机组概况2座电厂均为超临界600MW汽轮机，采用海水冷却，配备直流循环水供水系统，投产于2000年代后期。汽轮机初参数均为24.2MPa/566℃/566℃/。其中A机组位于广东，额定背压5.88kPa，B机组位于浙江，额定背压4.9kPa。为了响应国家节能减排战略，同时提高企业的竞争力，将于2017~2018年对这2台早期的引进型超临界汽轮机进行汽轮机改造。方案优化a）经过对当前汽轮机能耗的分析诊断，并研究国内汽轮机厂家的技术水平和设计制造能力，决定高、中、低压缸均纳入改造范围。b）经过分析，这2台汽轮机均按基荷机组的性能要求进行优化，而机组未来将带腰荷，因此通流改造中，调节级通流面积和汽轮机排汽面积都需要优选。c）经过核算，A机组额定背压比较真实，不作改动，夏季背压9.5kPa；B机组实际年平均循环水温17℃，额定背压计算结果4kPa，夏季背压8.0kPa。循环水系统未来不再进行相关的节能改造。d）对未来的发电形式进行评估后，分析认为，这2台机组都将主要带腰荷，因此，汽轮机改造按75%负荷进行优化设计。e）根据核算后的额定背压，以及需要优化的工况点，决定A汽轮机改造改用900mm末级叶片，B汽轮机改造仍采用1000mm级别末级叶片，目的都是在75%负荷工况，低压缸排汽损失达到或接近最低。对于A机组，900mm叶片仍偏长，但由于更短一些的叶片技术老旧，通流效率受限，因此最终没有采用。f）根据锅炉最大蒸发量和夏季背压条件，经汽轮机厂家核算，A汽轮机铭牌出力可增加到630MW，B汽轮机铭牌出力可增加到640MW。铭牌出力增加后，回到e），核算结果，末级叶片的选用结论依然不变。性能考核工况设置为了最终实现宽负荷节能，因此在技术协议与供货合同中规定了以下的性能考核条款：a）THA工况（100%负荷）热耗规定。b）50%负荷工况与THA工况热耗差别不大于400kJ/kWh。优化结果评估a）对于B机组，改造中采用了原有方案，但计算、分析更深入，尤其是对改造效果、改造后机组铭牌出力、改造后的循环水系统调度的认识更深。b）对于A机组，改造中采用小一档的汽轮机排汽面积，制造成本略为降低，相对于原方案，在THA工况下，热耗增加约5kJ/kWh，但是，在75%负荷工况下，热耗相对降低约35kJ/kWh，而在50%负荷工况下，热耗相对降低80kJ/kWh以上。c）A组冬季循环水温最低约13℃，改造后，冬季循环水系统调度中不必刻意控制水量。B机组冬季循环水温最低约6℃，由于汽轮机排汽面积较大，膨胀极限背压较低，因此冬季循环水系统调度同样不受影响，可以采用正常的水量（1机1泵高速运行）。索  引×××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××××Q/GDWXX-XXX—2012-1XXXX大型电站汽轮机冷端节能技术导则编 制 说 明目次TOC\o"1-1"\h\z\u1编制背景 22编制主要原则 23与其他标准文件的关系 24主要工作过程 25标准结构和内容 36条文说明 31编制背景技术标准是指重复性的技术事项在一定范围内的统一规定。目前发电机组汽轮机冷端的节能工作，在基建设计、运行维护，以及技术改造等方面，存在一定的问题，造成机组在运行中能耗高。如目前很多大型汽轮机额定背压与实际运行背压有较大偏差，实际运行中末级排汽面积偏大，造成部分负荷下机组能耗高；双背压汽轮机冷端设计方法无法实现真正的优化等。近年来，国内外在汽轮机冷端节能领域有大量新的成果和经验亟待推广，而相关技术标准和规范滞后，存在较多的空白区域。因此，为适应国家节能减排战略，制定适应国情的，发电机组汽轮机冷端节能工作规程，为大型汽轮机节能工作提供技术依据，具有重要的意义。本标准可为大型汽轮机冷端系统节能设计及节能运行提供技术参考。2编制主要原则本导则编制的目的，是力图构建一个涵盖传统冷端设备范围并包含低压缸排汽面积优选，覆盖从本标准编制遵循“统一性、协调性、适用性、一致性、规范性”的原则，尽可能与国际通行标准接轨，注重标准的可操作性。本标准严格按照GB/T1.1-2009《标准化工作导则第1部分：标准的结构和编写》和DL/T600-2001《电力行业标准编写基本规定》。根据国家节能减排的能源战略需要，以及燃煤价格总体的上升趋势，本导则引入了整体优化和宽负荷节能等新的技术理念，在新建热电项目设计、现役机组改造方案优化、运行检修和维护等方面，和现有的规范和传统做法相比，节能工作标准有较大幅度的提高。3与其他标准文件的关系本标准与有关法律法规及强制性标准相一致。4主要工作过程为深入了解大型热电汽轮机的运行现状，提高机组运行的经济性，中国大唐集团科学技术研究院有限公司华东分公司对科技项目《汽轮机冷端节能技术和运行优化技术》进行了立项研究。对大批超临界和超超临界火电机组性能试验和机组运行煤耗指标进行分析，发现机组冷端设计和优化运行方面存在缺陷，从而影响了机组经济性。通过调研汽轮机厂家、电力设计院的设计规范和设计思想，并结合大量的现场试验数据，对汽轮机末级叶片配置、额定背压设定、双排汽设计可行性、冷端容量配置、抽空气管道设计、冷却塔匹配、循环水优化运行及发电节能调度技术等方面开展研究，提出了一系列问题并给出了完善的解决方案。涉及冷端设计规程和思想、关键参数匹配方法、设备和系统配置的细节等。项目研究成果在大量的现役机组节能工作和新建机组节能设计中，以及安徽省火电机组节能调度中得到应用，发挥了重要的节能作用，为国家创造了巨大的节能效益。大唐洛河电厂对6台机组实施循环水系统优化调度，至今已超过3年，每年的节煤效益超过300万元；截至2013年，安徽省内全部双背压汽轮机的凝汽器，都实现两侧分别抽空气，其中近一半，即大约15台是投产后改造的，低压凝汽器端差降低2℃，节能效益达每年3000万元。对于国内火电机组汽轮机冷端设计存在一些普遍性的问题，2012~2013年，项目技术负责人在参加国家节能中心组织的新建机组能耗评估报告的评审会上，对9个工程，18台超（超）临界，共计15000MW总容量的新建机组提出汽轮机冷端优化设计建议，并获得采纳，这些机组投产后，平均煤耗因此降低2g/kWh，每年节煤价值将达1亿元级别。因此，《汽轮机冷端节能技术和运行优化技术》科技项目的研究成果已经得到充分的应用并证明了其价值，现将其成果通过标准《大型汽轮机冷端节能技术导则》进行了系统梳理和规范，为同类型机组汽轮机冷端节能工作提供技术依据。本标准由中国大唐集团科学技术研究院有限公司华东分公司、中国电力工程顾问集团华东电力设计院有限公司、安徽省电力设计院有限公司三家单位强强联合，合作完成。中国大唐集团科学技术研究院有限公司华东分公司负责标准工作组的协调及统筹规划工作，同时负责完成了改造机组的冷端设计、机组冷端运行优化、冷端设备性能试验、冷端节能监督等章节的起草工作，华东电力设计院主要负责机组冷端设计输入及新建机组的冷端设计章节的起草工作，安徽省电力设计院完成了标准的校审并参加工作组讨论。5标准结构和内容包括范围，规范性引用文件，术语和定义，总则，机组冷端设计输入，新建机组的冷端设计，改造机组的冷端设计，冷端设备的性能试验，冷端系统的运行优化，冷端系统节能监督以及3个附录共13个章节。6条文说明近十年来，国内火电机组技术进步很快，迫切需要总结，而汽轮机冷端是火电机组节能工作比较重要、问题也比较多、潜力较大的领域。火电机组的整个生命历程中，各个阶段是相互关联的，每个阶段涉及的各单位的技术和管理工作也相互关联的，但目前国内的现状是，这些关联没有收到应有的重视，局部的优化不仅降低节能效果，而且可能对以后的工作造成约束。编制本导则的目的，就是系统总结近年来国内外汽轮机冷端的节能技术成果与进步，建成一个完整的火电机组汽轮机冷端节能技术构架，一方面覆盖传统的冷端设备，加上汽轮机低压缸；另一方面，