1000MW超超临界汽轮机蒸汽参数优化
将高于设计值，1000MW时的主蒸汽流量将高于2732T/h，若仍为滑压运行，主汽压力将按比列增加。在此情况下，若要限制主汽压力不超过设计值以确保安全，唯一的途径就是开启补汽阀以弥补不足。应指出的是，从理论上讲，在正常情况下，机组在额定功率点的运行概率较高，并且全年中夏季的满负荷运行概率更高。按投标机型的运行方式，
必然出现在全年中，有超过一半时间的1000MW运行在补汽阀开启方式下，这必然导致机组的运行经济性明显下降。
从3.4节的对照表可以看到，投标机型的功率定义中没有通常意义的“额定功率—TMCR”的区间。实际上，TMCR的功率所对应的蒸汽流量，恰是在夏季最高冷却水温时可发额定功率。由此可以看出，较合理的补汽阀开启点应确定为TMCR，即在夏季最高循环水温时对应的额定功率，这可确保在全年的1000MW及以下工况不开补汽阀。不过，若仍采用原设计压力26.25MPa作为此工况下的补汽阀开启值，又导致在其他工况下由于冷却水温的降低，汽耗的下降，额定功率对应的汽轮机运行初压力均会低于设计值（在20℃冷却水温时约降低4%，约25.25MPa），这就又要降低机组的热力循环效率。由此看来，这似乎是一个怪圈。好在我们在招标时已有余地（≤27MPa），最终的优化结果是“用足政策”：
① 27MPa定为主蒸汽设计压力，并将此压力作为补汽阀的开启点。
② 27MPa作为夏季最高冷却水温时1000MW的滑压运行压力，在>1000MW后补汽阀
开启并转为27MPa定压运行方式。相应的，平均冷却水温时的1000MW运行压力下滑为25.81MPa。
③ 滑压与定压（开补汽阀）的分界不按功率分，采用压力准则。汽机主汽门前压力
≤27MPa采用纯滑压运行，与负荷及冷却水温无关。按此准则，平均冷却水温时的最高滑压功率达1043MW。且冷却水温低于平均值时，最高滑压运行功率更高。
图3 长江口全年水温变化
4、再热蒸汽系统压降优化
目前我国的设计规范，再热系统的压降按高压缸排汽压力P2的10%控制，通常是锅炉再热器及冷、热再热管道各占一半。这一压降的取值，是技术经济比较的产物。因为该压降吞噬了一部分再热蒸汽的做功能力，增加了汽轮机的热耗。但减少这一压降需增加管道（含再热器）的投资。随着燃料价格的不断上涨及超临界机组的再热压力比亚临界机组有较大的提高，美、欧的设计规范早已将此压降定在P2的8%及以下。1996年外高桥二期900MW机组的招标书，根据咨询方美国Sarginlandy的意见，按P2的8%作要求。最终的招标结果是
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德国ALSTOM中标，再热系统压降为P2的6.67%。
现具体分析一下再热系统压降减少后对系统经济性的影响。若蒸汽流量不变，按式1，中压缸的进汽压力不变。相应的，再热系统压降的减少即为高压缸排汽压力P2的下降，即由P2变为P2a（见图3）。再者，通常P2约为高压缸进汽压力的1/4。由式1即可推得，P2的变化对高压缸进汽压力的影响极小。
从图3可见，当排汽压力由P2变为P2a后，高压缸蒸汽的单位有效焓降增加了⊿hA= h2-h2a。当然，进入再热器的蒸汽焓亦同样下降，与原先相比，需增加一单位吸热量⊿hR= h3-h3a= h2-h2a=⊿hA。不过，由于回热抽汽，进入中压缸的蒸汽量只有主蒸汽流
量的83%，或高压缸排汽流量的87%。因此，再热器内的总吸热量的增量小于高压缸总做功能力的增量。这相当于在原有的热力循环上增加了一个效率高于100%的小循环，其结果必然使机组的效率提高，热耗下降。
根据计算，再热系统的压降从10%P2减为9%P2，汽轮机热耗约下降0.072%，以此类推。应该说，这一数值是较可观的。根据这一分析及兼顾造价，我们最终仍沿用二期的压降控制原则。除锅炉再热器压降在招标时就已明确外，冷、热再热管道的压降控制并不采用简单的加大管径的方法。与其他同类项目不同，我们坚持参照二期工程的设计，除个别点布置困难而采用1.5D的管件弯头外，其他所有弯头均采用≥3D的弯管。另外，再适当增加了冷再热管道的管径。综合优化再热系统的结果，竟获得了三重效益：⑴弯管的造价远低于弯头，明显降低了四大管道的总造价，同比下降约20%；⑵≥3D的弯管的局部阻力系数大大低于1.5D弯头，有效的减少了管系的压降。根据SIEMENS提供的效率修正曲线，汽轮机的热耗将因此下降18kJ/kWh；⑶与1.5D的管件弯头相比，>3D的弯管在运行时产生的振动能量将明显下降，这更有利于管系的安全运行。
图中：1—2—2a为高压缸绝热做功过程线，3a—3—3b为再热器等压吸热过程线。2—3及2a—3a为虚拟的再热系统等焓节流过程线。P2及P2a均为等压线。
图3 再热系统压降变化影响图
5、汽轮机背压优化
5.1 低压缸配置讨论
鉴于SIEMENS汽轮机独特的推（拉）杆和单支点轴系技术，单轴四缸不再是大机组的限制，德国已有五缸六排汽的百万级超超临界机组的成功经验，且增加排汽面积，减少余速损失和降低背压对机组的经济性亦有着举足轻重的影响，外高桥三期1000MW机组的招标时规定投标商可投四缸及五缸方案。上汽（SIEMENS）做了响应。其四缸方案已如前所述，排汽面积为4×10.96 m2，末级叶片1146mm（与外高桥二期900MW机组相同）。五缸方
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案的排汽面积为6×8.9m2，末级叶片977mm（与德国Boxberg电厂910MW机组相同）。与四缸相比，五缸方案的热耗约能下降1%余。但因其价格较高，最终没能采用，留下了一个永久的遗憾。在中国的北方，特别是内蒙、东北等地区，全年的平均水温远低于长江口。比照德国Boxberg电厂910MW机组，Niederaussem电厂1025MW机组（采用1146mm末级叶片，排汽面积达6×10.96 m2），设计冷却水进/出水温14/24℃，背压低达2.91/3.68KPa，与常规背压相比，可提高机组效率1.4%。作为比较，采用600℃/600℃的超超临界蒸汽参数，也不过提高机组效率1.3%。因此，在平均水温较低的地区，我们在着眼提高蒸汽初参数的同时，更应注意降低背压，否则也是一种资源浪费。从技术发展战略上来说，若能在国内出现一个五缸的成功案例，对推动我国百万级汽轮机技术的发展，进一步提高机组的经济性有着不可估量的意义。
5.2 双背压
与外高桥900MW机型不同，投标方案采用双背压。这样，同样的循环冷却水流量及水温，在不增加凝汽器冷却面积的情况下，可以获得更低的平均背压，提高了经济性。
5.3 背压优化
对于四缸方案，仍存在着进一步的优化空间。通过对外高桥区域长江水温的统计显示，年平均水温为18.75℃，考虑增加2×1000MW热负荷后的区域温升，三期的设计冷却水温定为19℃，经核算，设计背压可从4.19/5.26 kPa下降为3.86kPa/4.88kPa，热耗则可下降19kj/kwh。
给水泵汽轮机自设凝汽器，排汽不再进入主机凝汽器。与二期相比，主凝汽器结构及冷却面积完全相同（44000m2），而VWO工况的排汽流量由1776T/h（含给水泵汽轮机）降为1613T/h，即降低了传热强度，亦减少了凝汽器汽侧的流动压降，相应又可降低背压和端差，进一步提高了经济性。
另外，采用单台100%容量汽动给水泵，且选用的给水泵汽轮机效率高达86.7%，减少了抽汽量，使主机汽耗下降，折合热耗下降18 kj/kwh。
6、结论
6.1 从综合运行经济性评价，采用补汽阀的滑压运行及调频方式优于外高桥二期900MW机组的改进型节流滑压运行和调频方式。鉴于补汽阀开启后会引起显著的效率下降，应避免在稳定工况的额定功率及以下开启补汽阀。
6.2 采用压力条件作为划分定压和滑压的判据，既确保了最高冷却水温时≤1000MW不开补汽阀，保证了通常运行工况的运行经济性，又使机组在其他水温下能在>1000MW且<27MPa的情况下尽可能进行滑压运行，进一步提高了过负荷运行的经济性。
6.3再热系统压降控制为P2的6.67%，且采用≥3D弯管的再热管系设计，即降低造价，提高了热经济性，又能降低管系的振动能量，提高运行安全性。
6.4 最终没能促成五缸方案的实施而留下了遗憾，但通过降低冷却水设计温度，单独设汽动
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给水泵汽轮机的凝汽器，降低进入主凝汽器的蒸汽流量及热负荷，降低了机组平均背压和端差，进一步提高了机组热经济性。
参考文献：
⑴ 冯伟忠。外高桥电厂二期 900MW汽轮机的技术特点。《热力发电》，2003，32（6）：2~5，10。 ⑵ 冯伟忠。900MW超临界汽轮机的性能特点及分析。热力透平，2005.34（4）：P197~P202 ⑶ 沈士一等。《汽轮机原理》。水利电力出版社。1992.6
⑷ 冯伟忠。GW级SIEMENS汽轮机的技术特点，华东电力，2003.增刊
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