本文采用GTpro软件平台，对三压再热联合循环系统进行计算，其系统流程如图1所示。为了研究高压主蒸汽压力对蒸汽循环的影响，需做以下边界条件和假定：

图  1  三压再热联合循环模型系统流程图

Figure 1.  System Diagram and Calculation Model of Tri-pressure Reheat GSCC

1)环境工况取ISO工况。

2)凝汽器背压取4.75 kPa。

3)余热锅炉各压力系统的节点温差取10 ℃，接近点温差取5 ℃。

4)排烟温度比酸露点温度高10 ℃。

5)低压缸排汽干度不小于0.88。

6)各级蒸汽初始参数和燃料特性参考本工程ISO工况热平衡数据。

在以上边界条件设定后，保持除高压主汽压力外其它参数不变，逐渐改变高压主蒸汽进汽压力，以0.5 MPa为步长，计算高压主汽在9.5 MPa～20 MPa范围内变化时蒸汽循环效率和蒸汽轮机出力，最终得到的锅炉排烟温度及锅炉效率随高压主蒸汽进汽压力变化趋势详见图2所示，汽轮机效率随高压主蒸汽进汽压力变化趋势详见图3所示，蒸汽循环效率及汽轮机出力随高压主蒸汽进汽压力变化趋势详见图4所示。给定高压主蒸汽过热器出口压力后，若系统管道阻力每增加0.1 MPa，则汽轮机效率和出力将比系统压降增加前降低，其降幅随着不同的高压主蒸汽进汽压力而不同，其变化趋势详见图5所示。

图  2  锅炉效率和锅炉排烟温度与高压主蒸汽进汽压力关系

Figure 2.  HRSG Efficiency vs Exhaust Temperature and HP Main Steam Pressure

图  3  汽轮机效率与高压主蒸汽进汽压力关系

Figure 3.  Steam Turbine Efficiency vs HP Main Steam Pressure

图  4  蒸汽循环效率和汽轮机出力与高压主蒸汽进汽压力关系

Figure 4.  Steam Cycle Efficiency vs HP Main Steam Pressure

图  5  每0.1 MPa压损导致的汽轮机出力和效率降幅与高压主蒸汽进汽压力关系

Figure 5.  Steam Turbine Efficiency Drop and Output Drop vs HP Main Steam Pressure in Each 0.1 MPa Pressure Drop

从图2和图3中的变化曲线可以看出，锅炉效率和汽轮机效率均随着高压主蒸汽进汽压力的增加而提高。根据朗肯循环效率公式及联合循环热力焓熵图^[3,6]，随着高压主蒸汽压力的提高，在蒸汽透平中蒸汽的焓降是增大的，但是从图4可知当压力增大到11.5 MPa左右时，焓降的增大程度就会逐渐平缓起来，蒸汽循环效率和蒸汽轮机出力提高的增幅逐渐变小。由图5可以看出，当高压主汽进汽压力小于15 MPa时，余热锅炉高压过热器出口至蒸汽轮机进口之间的管道压降将明显影响蒸汽循环的效率，即影响汽轮机的出力和效率，这种影响直至蒸汽轮机进汽压力大于15 MPa后逐渐降低。以10.5 MPa、13.5 MPa以及17 MPa为三组F级联合循环高压主汽进汽压力为典型代表，若管道压降每增加0.1 MPa时，汽轮机效率和出力的降幅如表1所示。

当前大部分F级改进型联合循环的高压主蒸汽进汽参数在10～13 MPa之间，可见高压主蒸汽管道压降对机组性能的影响尤为明显，因此为了降低管道压降，提高蒸汽循环乃至联合循环的效率，应对高压主蒸汽系统进行优化。

目前所有E级和F级联合循环电站高压主蒸汽系统一般配有流量测量装置。联合循环主蒸汽流量测量主要是为了对锅炉汽包水位的控制。当机组20%负荷到全负荷运行时，汽包液位转入三冲量控制方式，其中一个控制变量为主蒸汽流量。当机组负荷急剧变化时，使得锅炉汽包水位呈现类似逆响应特性。由于联合循环机组负荷变化较快，当负荷突然增大，汽包压力突然降低，水就会急剧汽化产生大量汽泡，因此比常规火电更容易出现虚假水位。蒸汽流量是前馈信号，其作用是防止“虚假水位”引起的调节器的误动作，改善蒸汽流量扰动时的调节质量^[7,8]。

此外，监视机组的主蒸汽流量，便于运行人员进行事故分析。

根据上述边界条件，通过GTpro软件平台计算本工程在额定性能保证工况和最大出力工况下的高压主蒸汽流量计阻力对汽轮机性能参数的影响，其结果如表2所示。

由表2可知，由于流量计阻力的影响，本工程汽轮机实际进汽压力在最大出力工况和额定出力工况均比汽轮机设计值降低，分别降至11.26 MPa和11.11 MPa，使汽轮机效率降低了0.01%～0.02%，汽轮机出力降低了36～56 kW。按照本工程发电设备利用小时数为5 000 h计算，由于流量计阻力的影响使单台机组全年少发电约1.8×10⁵ kW·h电量，依据2013年近海天然气电厂上网电价为0.67元/kW·h计算，每年损失收益约12万元。

通过以上计算分析，取消主蒸汽系统流量计可以提高机组效率，增加机组出力。

主蒸汽流量测量包括直接和间接方法。

直接测量法一般采用标准节流元件如流量喷嘴或流量孔板测量，目前的联合循环机组均采用此方法。在实际测量中，当机组负荷变化时，由于介质流体的膨胀系数、流体密度、通流截面以及流量系数的影响，使得流量数值变化较大，变工况流量测量精度大大降低，只有在接近额定工况下流量计得到的流量较为准确^[9]，在变工况时则误差较大。因此，目前的大型火电机组主蒸汽流量测量不采用直接测量法。

间接测量方式已经成为常规火电主蒸汽流量测量的发展趋势，即通过调节级前后压力温度与流量成比例的关系计算，或通过其它优化计算方式来简介计算，例如BP神经网络或向量回归等计算模型。对于无调节级的蒸汽轮机，例如上海汽轮机厂引进的西门子蒸汽轮机和北重引进的阿尔斯通蒸汽轮机，可以通过主蒸汽与某级叶片后的压力与热平衡数据比值计算得到的流量值作为主蒸汽流量^[10-11]。广西钦州电厂和广东平海电厂等工程中由上海汽轮机厂供货的蒸汽轮机均为全周进汽，没有调节级，主蒸汽流量调节控制方式是通过主蒸汽调节汽门和补汽阀共同实现，由于在补汽阀打开时会对调节阀后的压力信号有干扰，因此用于流量计算的压力测点取自补汽阀后高压缸第五级叶片后。因联合循环汽轮机高压缸没有设置补汽阀，也就不存在与主调阀后压力信号干涉问题，则在主蒸汽调节汽门后或压力和主蒸汽流量成正比(关系曲线成直线)的某级叶片后设置测点进行测量即可，经过修正后的数据能满足机组运行精度要求。现在的机组普遍采用分散控制系统(DCS)，因此无调节级无补汽阀的主蒸汽流量在蒸汽轮机本体上间接测量较易实现。

联合循环的蒸汽轮机一般采用滑压运行方式，对于滑压运行的联合循环蒸汽轮机，一般不装调节级，因此联合循环蒸汽轮机可以参考常规超超临界机组无调节级汽轮机的蒸汽流量间接测量技术，对现有的汽轮机进行改进，从而取消主蒸汽管路上的流量测量装置。

本文基于F级改进型联合循环实例工程主机设备模型，利用GTpro计算平台，分析高压主蒸汽压力对蒸汽循环性能的影响，并深入计算系统阻力，特别是高压主蒸汽流量计阻力对汽轮机效率和汽轮机出力的影响，分析结果可知其压损使机组出力的降幅随着高压主蒸汽进汽压力的提高而减小，对于F级联合循环典型的高压进汽压力10.5 MPa时，每增加0.1 MPa的系统压损则使单台机组每小时少发电约80.6 kW，而主蒸汽管道上的流量计阻力造成单台机组每年减少发电量约1.8×10⁵ kW·h。

通过对主蒸汽系统流量计的技术分析，并借鉴常规燃煤火电汽轮机成熟的蒸汽流量间接测量技术，分析取消主蒸汽系统流量计的可行性，减少高压主蒸汽系统阻力可以增加机组运行效益，研究成果可为单机容量越来越大的重型燃气轮机联合循环机组降低运行成本，增加电厂收益提供设计优化的思路。