二次再热汽轮机性能考核试验介绍根据热力学原理，在朗肯循环中增加再热次数可以提高循环的平均吸热温度，并且降低排汽湿度减小湿汽损失。
平均吸热温度提高，排汽湿度减小均可以改善热力循环的经济性。
针对二次再热汽轮机，我国2013年前就已开始着手修建二次再热示范电站。
当前，二次再热汽轮机在国内已投产。
针对这种新机型，文献对其经济性进行了理论计算和分析，但是由于缺少实际的运行数据，这些计算还只停留在理论分析阶段，实际的二次再热汽轮机经济性到底如何，还需要进行新机的性能考核试验进行实测。
因为在文献[8]上没有现成的算例可供参考，所以如何进行该机型汽轮机的性能考核试验是摆在性能试验工作者面前的一项新挑战。
在二次再热汽轮机的新机考核试验方面国内的学者专家还研究得比较少。
本文即介绍该机型的新机考核试验，在实际中验证该机型的经济性。
由于二次再热汽轮机当前还处于试运营阶段，牵涉面较广，所以本文结合国内某二次再热汽轮机实际性能考核试验做示意性介绍。
1 二次再热汽轮机热力系统二次再热，顾名思义，即比一次再热汽轮机多一次再热。
国产某二次再热汽轮机蒸汽流程见下图1所示，图1中高压加热器（以下简称高加）、低压加热器（以下简称低加）、除氧器和给水泵等辅机由于和常规一次再热汽轮机相同，所以未画出。
图1 二次再热汽轮机蒸汽流程图Fig.1 Double reheat steam turbine flow chart图2为该二次再热系统的温熵图。
高加、低加和除氧器的配置比常规机组稍多，共4台高加，1台除氧器和5台低加。
给水驱动方式为汽动给水泵方式，布置一台100%额定流量的汽动给水泵。
二段抽汽和四段抽汽在进各自高加之前布置蒸汽冷却器。
两台蒸汽冷却器按照能量梯级利用原理串联布置。
蒸汽冷却器加热的部分给水在1号高加出口处与高加加热的部分给水汇合为最终给水。
图2 二次再热温熵图Fig.2 Double reheat temperature-entropy diagrams具体各级抽汽的引出位置和编号见下表1所示：表1 汽轮机回热抽汽介绍Table 1 Steam turbine extraction presentation编号 引出位置 对应加热器编号 1段抽汽 超高压缸排汽管道 1号高加 2段抽汽 高压缸缸体 2号高加 3段抽汽 高压缸排汽管道 3号高加 4段抽汽 中压缸缸体 4号高加 5段抽汽 中压缸缸体 除氧器 6段抽汽 中压缸排汽口 6号低加 7段抽汽 低压缸缸体 7号低加 8段抽汽 低压缸缸体 8号低加 9段抽汽 低压缸缸体 9号低加 10段抽汽低压缸缸体10号低加2 系统测点布置关于性能试验测点布置，由于比一次再热汽轮机多一个超高压缸，所以在做性能试验时一定要提前布置超高压缸的测点。
超高压缸的测点布置见下表2所示：表2 超高压缸性能测试测点布置清单 Table 2 VHP-cylinder performancetest measuring points list名称布置位置超高压缸主汽门前进汽温度左1超高压缸左侧主汽门前超高压缸主汽门前进汽温度左2 超高压缸主汽门前进汽温度右1超高压缸右侧主汽门前超高压缸主汽门前进汽温度右2 超高压缸主汽门前进汽压力左 超高压缸左侧主汽门前 超高压缸主汽门前进汽压力右 超高压缸右侧主汽门前 超高压缸排汽温度1 超高压缸排汽管道上， 排汽逆止门前 超高压缸排汽温度2 超高压缸排汽压力1 超高压缸排汽压力2二次再热汽轮机其余性能试验测点和常规一次再热汽轮机相同。
3 机组特点3.1旁路系统由于再热系统设置为二次再热，这样相应的旁路系统也设置为三级串联旁路。
第一级旁路为高压旁路，从超高压缸主汽阀前引至超高压缸排汽；第二级旁路为中压旁路，从高压缸进汽门前引至高压缸排汽；第三级旁路为低压旁路，从中压缸进汽管路引至凝汽器。
相应的旁路减温减压系统和常规一次再热汽轮机相同，均是各自的旁路系统设置各自的旁路减温减压系统，并和各自的旁路油站自成一体。
3.2 轴封系统 在增加了超高压缸之后，由于超高压缸主汽门前压力比常规一次再热汽轮机主汽门前压力显著增加，这样导致超高压缸前后轴封的泄漏量在机组运行过程中显著增加，整个轴封系统比一次再热机组的轴封系统复杂。
4 计算方法在设置二次再热后，相比于一次再热汽轮机，具体的计算方法调整也是很显著的，具体表现在以下几方面。
4.1 试验热耗计算由于再热次数增加了一次，这样一次再热器（超高压缸排汽至高压缸进汽之间的再热器）有再热减温水，称之为一级再热减温水；二次再热器（高压缸排汽至中压缸进汽之间的再热器）也有再热减温水，称之为二级再热减温水；过热减温水的设置和常规一次再热机组相同，均是从给水引去主蒸汽喷水减温。
所以机组的试验热耗计算就必须考虑二级再热器在锅炉里的吸热量，并且考虑其二级再热减温水的影响。
具体计算公式见下式（1）所示：HR=(W m−W sℎs)∗(ℎm−ℎfw)+(W r1−W rℎs1)∗(ℎℎr1−ℎcr1)+ (W r2−W rℎs2)∗(ℎℎr2−ℎcr2)+W sℎs∗(ℎm−ℎsℎs)+W rℎs1∗(ℎℎr1−ℎrℎs1)+W rℎs2∗(ℎℎr2−ℎrℎs2)N el（1）式（1）中HR—试验热耗率，kJ/kWh；W m—超高压缸主汽门前蒸汽流量，t/h；W sℎs—过热器减温水流量，t/h；W r1—一级再热蒸汽流量，t/h；W rℎs1—一级再热器减温水流量，t/h；W r2—二级再热蒸汽流量，t/h；W rℎs2—二级再热器减温水流量，t/h；ℎm—超高压缸主汽门前主蒸汽焓，kJ/kg；ℎfw—最终给水焓，kJ/kg；ℎℎr1—一级再热蒸汽焓，kJ/kg；ℎcr1—一级冷再蒸汽焓，kJ/kg；ℎℎr2—二级再热蒸汽焓，kJ/kg；ℎcr2—二级冷再蒸汽焓，kJ/kg；ℎsℎs—过热器减温水焓，kJ/kg；ℎrℎs1—一级再热器减温水焓，kJ/kg；ℎrℎs2—二级再热器减温水焓，kJ/kg；N el—发电机输出功率，MW。
4.2 一类修正计算和常规一次再热汽轮机类似，二次再热汽轮机的一类修正计算需要修正的项目是完全一样的。
但是在具体计算时，由于二次再热汽轮机的布置方式有所改变，所以具体的修正计算也应该根据机组的具体布置方式做相应的调整。
在一次再热汽轮机的一类修正计算时，对高压缸的进排汽参数是不做一类修正的。
但是在二次再热时，高压缸前多了一个超高压缸，所以这时的高压缸进排汽参数均要进行一类修正计算。
另外由于二次再热时主蒸汽压力比一次再热时显著增加，随之汽轮机高加部分的各段抽汽压力也比一次再热时显著增加，这样就导致高加进汽前需要布置的蒸汽冷却器个数相应增多。
各蒸汽冷却器的一类修正计算在布置测点时也得提前考虑，不要因为测点的缺少导致蒸汽冷却器的一类修正计算进行不了。
4.3 二类修正计算相比于一次再热汽轮机，二次再热汽轮机的二类修正项目有明显增加。
下表3列出了一次再热汽轮机和二次再热汽轮机的修正项目。
表3 一次再热和二次再热的二类修正项目Table 3 Group 2 corrections ofprimary reheat and double reheat序号一次再热二次再热1 主蒸汽压力主蒸汽压力2 主蒸汽温度主蒸汽温度3 再热汽温度一级再热汽温度4 再热器压降一级再热器压损5 低压缸排汽压力二级再热汽温度6 /二级再热器压损7 /低压缸排汽压力从表3可见，二次再热汽轮机比一次再热汽轮机多了二级再热汽温度和二级再热器压损的修正项目。
5 性能试验过程中的问题由于二次再热汽轮机在我国目前来说，还是很新颖的机型，各个制造厂对目前的机型还在不断改进尝试中，所以性能试验过程中一定要注意原始记录的积累。
现把机组在现场进行性能试验时遇到的主要问题罗列如下，以资借鉴。
5.1 超高压缸轴封一漏流量超量程在实际做汽轮机性能考核试验时发现超高压缸前后轴封一档漏汽至二段抽汽流量差压变送器实测值为约270kPa。
该值超过设计值太多。
现场检查实测流量差压确实很高，应该是实际流量比设计流量高太多导致。
该流量太大，说明该处漏量太大，对机组经济性影响较大。
5.2 超高压缸相对内效率比设计值偏低实测超高压缸相对内效率比设计值小约5%。
反复检查超高压缸进排汽压力温度测点，均未发现异常。
系统检查也未发现异常。
测试该效率前后两次，两次的一致性满足要求。
种种情况表明该超高压缸的相对内效率比设计值偏小，而且偏小较大。
根据热力系统布置及超高压缸流场分析，怀疑是因为主汽压力过高，导致超高压缸进汽面积减小，汽轮机动叶叶高设计高度较小，从而造成的叶型损失较大及漏流损失过大造成的。
5.3 超高压缸冷却蒸汽和中压缸冷却蒸汽阀门接反在试验时发现超高压缸冷却蒸汽和中压缸冷却蒸汽管道上电动门接反，导致在集控室发指令开中压缸冷却蒸汽电动门时，其实就地开启的是超高压缸冷却蒸汽管路；在集控室发指令开超高压缸冷却蒸汽电动门时，就地实际开启的是中压缸冷却蒸汽管路。
和电动门配套的气动门也接反。
这也从侧面反映出，二次再热机组的系统比一次再热机组复杂繁琐。
5.4 门杆漏汽流量未装由于二次再热机组的轴封系统复杂，在试验之前已经在轴封系统安装了较多流量孔板，所以电厂对在门杆漏汽管道上再继续安装流量孔板比较排斥。
所以导致门杆漏汽系统中未安装试验用流量孔板。
在进行汽轮机试验热耗和一类修正计算时门杆漏汽各管路蒸汽流量均采用设计流量进行计算。
这样就造成最终结果的偏差。
5.5 引风机小机进汽流量一类修正问题实际的热力系统布置中，五段抽汽除了去加热除氧器，去给水泵小机用汽之外，还有一路去引风机小机（两个引风机小机）的汽源。
正常运行时，五段抽汽带动引风机小机A和引风机小机B运行。
五抽至引风机小机进汽流量可以通过流量孔板测量。
但是由于引风机小机离主控室较远，引风机小机的排汽压力难以测量。
这样就导致在一类修正计算时引风机小机进汽流量难以修正。
最后经过各方协商，决定采用引风机小机的额定排汽压力进行修正计算。
6 结束语综上，根据性能试验后了解的总体情况分析，可以发现二次再热汽轮机的以下特点：1）二次再热汽轮机的主蒸汽压力过高，导致超高压缸进汽通流面积减小，叶高设计较小，这样导致的叶型损失和漏流损失均过大。
最终导致超高压缸相对内效率过于低下。
在这方面还得继续加强研究。
2）二次再热汽轮机相比于以往的一次再热汽轮机多了一个超高压缸。
随之带来的轴封系统复杂、蒸汽冷却器过多等最终都会导致该机组系统过于复杂。
系统过于复杂导致的其他问题还需要进一步观察。
可见，二次再热机组的性能考核试验涉及面宽，采集系统庞大，热力系统复杂，所以对性能试验工作者来说是一项全新的挑战。
在这方面加强研究还是很有必要的。