轴封系统运行方式优化
辽宁清河发电有限责任公司8号汽轮机轴封漏汽系统运行方式的优化
赵伟光1，江敏1，刘焕武2/`5dq!S v g
（1. 东北电力科学研究院，辽宁 沈阳 110006；2.辽宁清河发电有限责任公司，辽宁 铁岭 112003）6`rr9ni#kO-C'|#A2d
摘要：历次试验数据表明，目前运行的国产200MW汽轮机轴封漏汽方式不合理，对辅机安全运行及机组经济性产生一定影响。通过论证和研究，提出两种优化方案。经分析，选择了将轴封一次漏汽导入五段抽汽改为导入四段抽汽优化方案，并利用大修进行了实施。优化前、后对比性试验表明，机组运行安全性和经济性得到明显提高，仅煤耗一项就可以下降0.46 g/kWh；4号低压加热器使用寿命提高一倍。q%hi2vT @9?7U!q
关键词：轴封漏汽；轴封径向间隙；等效热降；热耗率；煤耗率vs9HE(m8u;{:E:?/I
辽宁清河发电有限责任公司8号汽轮机是哈尔滨汽轮机厂制造的超高压三缸三排汽凝汽式、N200－130/535/535型、34系列第18台汽轮机。该机自1984年12月投产以来，经历了五次大修和低压缸通流部分的现代化改造。但轴封漏汽参数远高于设计值，对低加回热系统的安全运行和机组经济性产生不利影响。2003年8月至11月该机进行第六次大修，大修期间对高、中压缸进行现代化改造；更换了2、3、4号低压加热器；凝结水泵进行了出力改造；同时对轴封漏汽系统进行了优化。优化前后的热力性能对比试验表明，在100%负荷时优化后比优化前，汽轮机组热耗率下降12.2 kJ/kWh，煤耗率下降了0.462 g/kWh，一年可节约标准煤471.2吨，折合人民币14.1万元。同时回热系统运行的安全和稳定性得到提高。4号低压加热器寿命提高一倍，即10年可节省一台低压加热器的投资（23万元）。
1 轴封漏汽系统实际运行存在的问题及分析!T K ~ l{v5YZ
1.1 轴封漏汽系统存在的问题
现有国产200MW汽轮机高压缸前后轴封一次漏汽和中压缸前轴封一次漏汽系统的设计方式是：三处漏汽汇合之后导入五段抽汽（见图1），最后与五段抽汽一同进入四号低加进行回热加热。高、中压缸轴封二次漏汽直接导入轴封加热器进行回热加热。原设计（轴封间隙按0.55mm计算）轴封一漏导五段抽汽流量为4.785t/h(34系列)、6.95t/h(55系列)和6.14 t/h(72-1JD系列)，清河电厂高、中、低压缸改造
后轴封一漏流量设计值为5.56t/h，温度为411 ℃，焓值为3295.4 kJ/kg；轴封二漏导轴封加热器为'_ um2b;E(\2r,wP
'\h YZ!fy
高压缸 中压缸B7fX dbt:o&Z
4抽 5抽 低压缸轴封供汽m8T|kKI f
轴封一漏sk wt(S3Y#l
轴封二漏至轴加-UO Z}'Vv0l,Jl
至轴冷 ^u qFg)x*V
7U5kpf9~N#J
轴封供汽 4号低加 轴加-Y[t}!D/d Ox1u}
(| NHO^@A
图1 国产200MW 汽轮机轴封漏汽设计系统图
2.27t/h，温度为411 ℃，焓值为3302.6 kJ/kg。设计轴封漏汽系统见图1。8naOi-r;r3zE`
从图1设计系统分析发现，几处系统汇接点参数相差较大，轴封一漏汇接至五段抽汽前温度为411℃，五段抽汽温度仅为320℃，两者温差较大。这对非绝热状态回热系统，必然会增加循环系统换热过程中的熵增，即不可逆损失。而四段抽汽温度为404.5℃，比轴封一漏温度仅低约6℃；轴封一漏中的三个支路的轴封套前压力均高于四段抽汽压力（0.856MPa）,远远高于五段抽汽压力（0.44MPa）。对此可以判定原设计轴封漏汽系统在经济性方面是不合理的。经采用“等效热降”方法计算，轴封一漏汇接点改为导入四段抽汽，热耗率可降低7.95kJ/kWh。相当于煤耗可降低0.3 g/kWh。
相关电厂试验数据表明：国产200MW汽轮机实际运行轴封一次漏汽量达7～9.5t/h ，蒸汽温度达420～440℃，4号低加进汽温度由315.5℃（设计值）升高到380～400℃。这就造成了热力系统不可逆损失增大、机组效率下降、4号低加使用寿命降低。据统计两个大修期左右就更换一台低压加热器；机组煤耗增加0.43g/kWh。清河发电厂8号机投产仅8年（1992年）就因4号低加管板变形严重、冷却管堵管过多，重新更换加热器管芯（外壳没有更换）。2003年大修更换一台新加热器。
1.2 原因分析v*PvT Dx9N0NT
a. 原设计轴封漏汽接入点不合理，造成4号低加长期处在超温状态下运行，使回热系统运行安全性得不到保证。
b. 由于轴封径向间隙大，造成汽轮机端部轴封漏汽量增加。原设计轴封径向间隙为0.55mm，因国产200MW汽轮机转子细、刚性差，启停机过程中稍有不慎，就会造成高、中压缸前汽封处大轴弯曲。对此，电厂将高压缸前轴封第一套和第二套、高压缸后轴封第一套、中压缸前轴封第一套的轴封径向间隙调整为1.1～1.2mm，各轴封后几套随之递减，最后各套为0.6～0.65mm（仍然大于设计值0.55mm）。这种方式就造成了轴封一漏的漏汽量大幅度增加。表1列举了设计轴封漏汽及相关电厂实测值。/T|5s.SV L
表1 轴封漏汽设计值及实测值汇总表
序-i,U1EW;_ U%G
号 项 目 单位 设计值c/q/z5g,v Dy I
34型/55型 实测值
锦州5号机 布莱登汽封
通辽4号机 实测值
阜新01号机 清河8号机（实测值）
大修前 大修后y c3V:F$s Yp;I
1 轴封一漏压力 MPa 0.52/0.421 0.467 0.52 0.39 0.530 0.445 Q6S$Q o{5sV
2 轴封一漏温度 ℃ 352.7/411.0 422.81 427.99 417.3 448.2 414.70
3 轴封一漏汽量 kg/h 4810/5560 7687.5 6535.4 9438.5 6406.8 6132.8
4 轴加进汽压力 MPa 0.101/0.079 0.1132 0.126 0.106 0.0933 0.0483 IvW$[C
5 轴加进汽温度 ℃ 394.0/411.0 420.02 424.71 390.1 368.66 386.83K5XJY!q
6 轴加进汽流量 kg/h 2390/2270 2898.6 5632.7 5675.0 368.7 3923.6 F\ a/z ~'Ph
7 四段抽汽压力 MPa 0.798/0.856 0.861 0.82 0.746 0.840 0.934
8 四段抽汽温度 ℃ 395/404.7 437.9 410.97 405.3 427.12 407.95
9 五段抽汽压力 MPa 0.51/0.421 0.4364 0.4316 0.385 0.474 0.488
10 五段抽汽温度 ℃ 340/321.0 344.73 328.02 320.8 337.7 312.05 S4D i6sG!_`'P
11 4号低加进汽压力 MPa 0.49/0.436 0.3891 0.41 0.380 0.526 0.429
12 4号低加进汽温度 ℃ 348.3/315.5 405.39 355.69 379.4 415.31 349.69
表中通辽电厂4号汽轮机（55型）轴封漏汽测量结果，是在改装布莱登汽封后通过试验得到的。试验结果表明改装后的漏汽量减少了1.2t/h，但仍没有达到预期目的，其原因是在改装布莱登汽封时没有将汽封间隙调整到设计状态。如果按设计值（0.55mm）调整，轴封漏汽量将会有明显下降。阜新电厂为防止弯轴将径向间隙放大，造成轴封漏汽量加大。清河电厂8号机大修后比大修前轴封漏汽量有所减少，但仍比设计值高，其原因也是轴封径向间隙没有调整到设计状态。所有这些不仅造成热循环系统不可逆损失增大，而且对4号低压加热器（简称4号低加）和轴封加热器（简称轴加）安全运行带来负面影响。
2 轴封漏汽系统优化方案的论证zg/b#~;a2ute;p
鉴于以上两种原因造成循环系统不可逆损失增加和回热系统运行可靠性差，可以考虑按各段轴封漏汽参数导入相应抽汽系统。方案1：将高压缸前轴封一次漏汽和中压缸前轴封一次漏汽导入四段抽汽，高压缸后轴封一次漏汽仍导入五段抽汽；方案2：将高压缸前、后轴封一次漏汽和中压缸前轴封一次漏汽一同导入四段抽汽。两种方案比较，就经济性而言，前者优于后者，但方案1系统布置比较复杂（高压缸后轴封一次漏汽管路在汽机下部，空间狭小，重新布管及加装阀门很棘手），运行操作也不方便，同时由于高压缸前、后一次漏汽压力不同，高压转子推力将发生变化。经可行性评估，选择了方案2。根据方案2的导入方式和两种汽封间隙，重新核算改进前和改进后流经各轴封套的漏汽量。
流经轴封套漏汽量：[j!~+QA Z
当P2/P1>K时 t/h
当P2/P1<K时 t/h
式中 K — 比值系数， ；?B3peH0URy D"zQ
Zg — 轴封齿数；
fg — 漏汽面积，fg=π×dg×δ,cm2；N c-d3aB {
dg — 汽轮机转子端部轴封轴径，cm；,c ] r'A(f6zs%_
δ — 轴封间隙，cm；
g — 重力加速度，9.80665 m/ s2；
P1、P2— 各轴封套前、后压力，MPa；2A IH$v#`/m `
ν1 — 各轴封套前比容，m3/kg。 u cp9hj9Ocw4r
各段轴封漏汽等于经前轴封套漏汽量Gg1减去经后轴封套漏汽量Gg2，即△Gg=Gg1—Gg2。根据上式计算得出，各轴封套背压升高（初压不变）情况下，漏汽量将减少；漏入下一段轴封漏汽量将增加。以55型机组为例，先后计算了轴封一漏导五段抽汽（轴封径向间隙为1.1mm和0.55mm）和轴封一漏导四段抽汽（轴封径向间隙为1.1mm和0.55mm）四种工况的漏汽量和轴封二漏至轴加进汽量，详见表2。
表2 两种漏汽方式下的轴封一漏和轴封二漏计算汇总表
序号 参量名称 单位 轴封一漏导五段抽汽 轴封一漏导四段抽汽n4}&h Vr%s
间隙1.1mm 间隙0.55mm 间隙1.1mm 间隙0.55mmY l tB:}3T#{!^'kG
1 高压缸前轴封一漏汽量 kg/h 3508.3 2618.1 3663.8 2125.52X*q5wYS"Qvg
2 高压缸后轴封一漏汽量 kg/h 3315.7 1712.4 2801.7 1072.60dl Pb ^5c
3 中压缸前轴封一漏汽量 kg/h 1879.3 1609.6 1387.2 499.1 e{ Ow n4["de!V;e
4 轴封一次漏汽量 kg/h 8703.3 5940.2 7852.7 3697.2 q'Z@n3c:O@
5 轴封二漏至轴加汽量 kg/h 4871.1 2300.5 5524.0 3742.7
6 轴封一、二次漏汽总量 kg/h 13574.4 8240.7 13376.9 7439.9
由表2可见：相同轴封漏汽间隙下，导四抽方式较导五抽方式的轴封一次漏汽量，分别减少了10%（间隙为1.1mm）和37%（间隙为0.55mm）；轴封二漏分别增加了13 .7%和62%；轴封一、二次漏汽总量分别减少了1.46%和9.66%。虽然轴封一漏导四抽会使进入轴加的二漏蒸汽量增加，但仍小于实测值（5632.7kg/h），当轴封间隙调整到0.55mm时，进入轴加的二漏蒸汽量仅为3742.7 kg/h。为了保证轴加安全运行，对其又进行最大允许进汽量校核计算：
轴封加热器设计加热面积65平方米、管材为68黄铜、管材内径14.5mm、壁厚1.25mm、∪型管数量263根、最高允许使用温度200℃、管内水流速限值2.6m/s；进汽管内径259mm、管内过热蒸汽流速限值30m/s。有关计算参数按实测值考虑，进汽压力0.11MPa、进汽温度420℃、进水压力1.6MPa、进水温度66℃、温升16℃（进水量按最大出力时凝结水流量485t/h的55% 考虑），实际2号低加进水与1号低加出水温升为8℃，计算得到轴封加热器进汽量为6063.8kg/h，管内过热蒸汽流速12m/s，小于管内蒸汽流速30m/s限值；水侧管束内凝结水流速为 1.73m/s，小于管内流速限值2.6m/s。而实际轴封一漏导四抽造成轴封二漏增加量，在轴封间隙为0.55mm时远远小于6063.8kg/h。轴封加热器不存在超负荷问题。/v {(x&l,g ]-qF lR
3 优化后轴封漏汽系统经济性分析
3.1 优化后轴封漏汽系统运行方式2?'X V/Q8jAI
经过以上优化可行性研究，利用清河发电厂8号机2003年大修机会，采用方案2对轴封漏汽系统进行优化改进，详见图2。为了安全起见，在原系统和新系统间加装一台截止阀。新系统投入时将轴封一漏导四抽联络门（大修中新加装）逐渐开启，轴封一漏导五抽截止阀逐渐关闭，此间观察汽轮机串轴、高中低压缸胀差是否有较大变化，当变化微小，将轴封一漏导五抽截止阀全关，轴封一漏导四抽联络门全开，新系统投入正常运行。同时将轴加旁路门关小，让更多凝结水流经轴加，使2号低加入口温度比1号低加出口温度高5～6℃（100%负荷）。
3zJ7z4v4nzl/Q
高压缸 中压缸h{:Vo_
4抽 5抽 低压缸轴封供汽
轴封一漏
轴封二漏至轴加2g$V o&V:Q q wIs
` vT1R e,TM]
至轴冷4fwY v e J]C
轴封供汽 :H5VNzn)gz l h
4号低加 轴加v eK h9t
;H2];c.d {yy
w-K+N,URX#D;I
图2 国产200MW 汽轮机优化后的轴封漏汽系统图#~,t2c&r S V b,X
3.2 轴封漏汽优化前、后试验结果的比较@_;?C1v9B G7Z
优化前后的比较试验于2004年3月17日至3月21日进行，优化前后的实测参量见表3。
表3 清河发电厂8号汽轮机轴封漏汽系统优化前、后试验测量数据汇总表
序
号 项 目 单位 轴封一漏导五抽(优化前) 轴封一漏导四抽-zfV ~6\l#C I
3VWO-1 3VWO-2 90%负荷 80%负荷 70%负荷 100%负荷 90%负荷
1 试验负荷 MW 211.996 214.643 179.970 161.001 140.431 199.120 179.243
2 轴封一漏压力 MPa 0.445 0.451 0.367 0.326 0.268 0.9 0.82? NS M8` m
3 轴封一漏温度 ℃ 414.70 415.30 403.76 396.56 391.53 411.00 410.00 qjz)v9|)@4p2bU? U3c
4 轴封一漏汽量 kg/h 6132.8 6212.6 5160.6 4636.3 3931.2 4201.4 3656.7
5 中前一漏压力 MPa 0.870 0.881 0.742 0.675 0.587 0.912 0.814
6 中前一漏温度 ℃ 502.54 500.55 502.30 502.47 496.00 495.35 494.49 n x'j2F W J
7 中前一漏汽量 kg/h 1290.7 1299.6 1058.6 957.4 836.2 878.9 750.1
8 轴加进汽压力 MPa 0.0483 0.0485 0.0462 0.0462 0.0462 0.0487 0.0487
9 轴加进汽温度 ℃ 386.83 387.25 376.75 367.13 359.55 375.15 367.48
10 轴加进汽流量 kg/h 3923.6 3983.8 3434.5 3226.0 4544.7 4084.8 3890.61u y ZL L;du ?
11 四段抽汽压力 MPa 0.934 0.946 0.804 0.733 0.637 0.882 0.789/tW I0PS
12 四段抽汽温度 ℃ 407.95 404.21 409.69 409.54 404.12 404.93 405.57
13 五段抽汽压力 MPa 0.488 0.494 0.423 0.388 0.339 0.455 0.409 0VMZW ds
14 五段抽汽温度 ℃ 312.05 310.02 313.00 313.78 309.11 305.93 306.77
15 4号低加进汽压力 MPa 0.429 0.435 0.375 0.342 0.293 0.408 0.364 Y4N c#`n5IKp I:b3x E
16 4号低加进汽温度 ℃ 349.69 348.13 347.68 346.83 341.12 308.88 311.71 E%X*fa"z IM ` U
由表3中试验的功率、轴封一漏流量、中压缸前轴封一漏流量和轴加进汽流量，拟合成图3曲线。}4u!D1Gsw1k
i(W ?'D+Ty+Q
图3 优化前（轴封一漏导五抽）发电机功率与轴封漏汽流量关系曲线to7u@ eN;i3H,wJ
由图3中三条曲线分别得到轴封一漏、中前一漏和轴加进汽流量拟合公式：
:jA)I%I I0`}5i$h
通过以上拟合公式，分别计算出优化前轴封漏汽系统，在100%负荷、90%负荷时的轴封一漏、中前一漏和轴加进汽流量，以便与优化后试验结果进行比较，见汇总表4。 z;z9AH |L pMO9E ?
表4 轴封漏汽系统优化前后的高、中压缸各段漏汽量汇总表
序
号 项 目 单 位 优化前（轴封一漏导五抽） 优化后（轴封一漏导四抽）
100%负荷 90%负荷 100%负荷 90%负荷
1 试验负荷 MW 199.120 179.243 199.120 179.243
2 轴封一次漏汽流量 kg/h 5759.7 5166.2 4201.4 3656.7
3 高压缸前轴封一次漏汽量 kg/h 2692.2 2420.1 1958.5 1713.3w F QH s-q
4 高压缸后轴封一次漏汽量 kg/h 1875.0 1685.5 1364.0 1193.3m9P8w!]!O ?Q
5 中压缸前轴封一次漏汽量 kg/h 1192.5 1060.6 878.9 750.1,{ Qhz C/C { k
6 轴封加热器进汽流量 kg/h 3405.0 3176.5 4084.8 3890.6sZ Im)v'S(T4W} k!U
7 高压缸前轴封二次漏汽量 kg/h 1116.7 1041.8 1339.6 1276.0
8 高压缸后轴封二次漏汽量 kg/h 1104.6 1030.5 1325.1 1262.1\1X @9j M |)PH
9 中压缸前轴封二次漏汽量 kg/h 1183.7 1104.3 1420.1 1352.6f dR5Lv(I2u s
根据表4轴封漏汽系统优化前后对比试验结果比较，经优化后的轴封一次漏汽流量减少了1500 kg/h；轴封二次漏汽流量增加600～700kg/h。 B,PN \'W8J,]
3.3 轴封漏汽系统优化前、后的经济性比较*w7ZU2sy'I
通过采用“等效热降”方法，以100%负荷为例，分别计算轴封一漏和轴封二漏在优化后对汽轮机装置效率、热耗及煤耗的影响。
a. 轴封一漏优化前后经济性的变化
高压缸前、后轴封一次漏汽和中压缸前轴封一漏由导五抽改为导四抽的作功变化量：2?9hAsz
%Tc9o2p$|/@w"~
式中 — 分别为优化后和优化前高压缸前、后轴封一次漏汽和中压缸前轴封一次漏汽份额（漏
汽量与主蒸汽量之比）；u kFj*|m
— 分别为高压缸前、后轴封一次漏汽和中压缸前轴封一次漏汽焓，kJ/kg；6p k2] zK }NW/l(j
— 分别为四段抽汽焓、五段抽汽焓、汽轮机排汽焓，kJ/kg；}7mj MD-N)O aP
— 分别为四段抽汽和五段抽汽效率；Lyy[E^
— 再热吸热量，kJ/kg。
循环吸热量增加变化量： kJ/kg
汽轮机装置经济性相对变化：
式中 H — 新蒸汽净等效热降，kJ/kg； y4]*C.tEq k Cr|
— 汽轮机装置效率。
b. 轴封二漏优化前后经济性变化 d9yXK:R9Vfg
高压缸前、后轴封二漏和中压轴封二漏由导五抽改为导四抽的作功变化量：
式中 — 分别为优化后和优化前高压缸前、后轴封二漏和中压轴封二漏漏汽份额；
— 分别为高压缸前、后轴封二漏和中压轴封二漏汽焓，kJ/kg；
、 — 轴封加热器疏水焓及七段抽汽焓，kJ/kg；9f4ynV M ^T
— 七段抽汽效率。1f.r(w F ?H@
循环吸热量增加变化量： kJ/kg$`1x n%}*SpcJ f c0P r
汽轮机装置经济性相对变化：
利用上式可分别计算得到汽轮机组热耗率变化值(△HR=HR×δη)和煤耗率的变化值（△b=b×δη）。经采用上述公式计算得到表5试验结果。 } E.jf f*KHr
表5 100%负荷时轴封漏汽系统优化前后经济性变化计算结果汇总表
项 目 △H(kJ/kg) △Q(kJ/kg) δη(%) △HR(kJ/kWh) △b(g/kWh) D5Z_^D+?&R a
高压缸前轴封一次漏汽 -1.388 -0.616 -0.0901 -7.320 -0.276
高压缸后轴封一次漏汽 -0.696 -0.429 -0.0409 -3.319 -0.125
中压缸前轴封一次漏汽 -0.404 0 -0.0326 -2.646 -0.100'K6\N,DyWl
高压缸前轴封二次漏汽 0.197 0.199 0.00880 0.714 0.027 g^4yg4E~ z
高压缸后轴封二次漏汽 0.084 0.196 -0.00016 -0.013 -0.0005?}0r3T'S!\
中压缸前轴封二次漏汽 0.054 0 0.00437 0.355 0.013
合 计 -12.23 -0.462
表5综合计算结果表明，优化后轴封一次漏汽量减少，使机组热耗率下降了13.29 kJ/kWh；轴封二次漏汽量增加，使机组热耗率增加1.06 kJ/kWh。综合效益是机组热耗率下降了12.23 kJ/kWh，折算成煤耗下降了0.462 g/kWh
4 优化后轴封漏汽系统对机组安全运行的影响T,zJ!c/g1}"X+l]
由于轴封一漏由导五段抽汽改为导四段抽汽，高、中压缸端部轴封一次漏汽压力升高，作用在端部凸台压力增加，轴向推力发生变化；流经高压缸两端和中压缸前端轴封漏汽量减少，高、中压转子温度因负荷变化将受到影响。经优化前对轴向推力进行核算表明；因高压缸前后轴封一漏压力同时提高，作用在汽封台上的轴向推力相互抵消（方案1不会抵消），而作用在中压转子汽封台上前后压差影响微乎其微；由此，机组安全运行的主要影响因素就是各缸胀差。为此，在优化前和优化后进行了对比试验，试验测量结果及设计最大允许值一同汇总于表6中，供分析比较。
表6 清河发电厂8号汽轮机轴封漏汽系统优化前、后串轴及胀差测量值汇总表
序'm/w:R8x(QY7?K
号 项 目 单 位 设计允许值 优化前（轴封一漏导五抽） 优化后（轴封一漏导四抽）t `/M!U9oh
2004.2.24 2004.3.19 2004.4.21 2004.6.12"r_ ?g-^1R!J V
1 试验负荷 MW 200 195 212 196 192 J|*`+hC+M*Onj
2 轴向位移 mm +0.8～-1.0 0.29 0.37 0.32 0.26^ Gh!@.W0` k%H
3 高压胀差 mm +4.0～-1.0 2.16 2.30 2.46 2.20I J Ko$k(h~z
4 中压胀差 mm +3.0～-1.0 -0.35 -0.16 -0.13 -0.41
5 低压胀差 mm +4.0～-3.0 2.54 2.90 2.60 1.90
表6测量结果表明：优化前和优化后汽轮机串轴及胀差没有较大变化，在设计允许值范围内。经优化后的6个月运行考核，机组运行稳定，串轴及胀差值无异常变化。0cT NmVs+Z ]"PSb
优化后，4号低加进汽温度明显下降，机组大修前为415.3℃，大修后(优化前)为349.7℃，优化后为308.9℃，在此参数下，4号低加长期运行是安全的，并彻底改变了长期处于超温的运行状态。以往4号低加管板变形和管束漏泄现象将不会出现，使用寿命将增加一倍，回热系统运行会更加稳定。 B }^|#p~#U1t([(oe)R
5 结论 ^2g7i-P5gN
轴封漏汽系统经优化对比试验，汽轮机串轴及胀差值无异常变化，运行安全可靠；4号低加又能在设计温度下长期稳定运行，使用寿命可提高一倍以上。同时，机组经济性得到提高，试验结果表明：机组热耗下降12.23 kJ/kWh，折算成煤耗下降了0.462 g/kWh；一年可节约标准煤471.2吨，10年可节省一台低压加热器。根据辽宁清河发电有限责任公司8号汽轮机轴封漏汽系统运行方式优化试验，其运行安全性、可靠性及其经济性均有一定提高。该成果可以向同类型机组推广和应用。
参考文献：$v j7t5s9z j g
[1] 200MW汽轮机热力计算书 哈尔滨汽轮机厂.1972
[2] 林万超. 火电厂热系统节能理论 .西安交通大学出版社.1994
作者简介：A l)P q'j*Z-b
赵伟光，男，1955年6月10生，1986年毕业于东北电力学院热能动力工程系。高级工程师，从事汽轮机节能技术研究工作。先后获得“200MW机组节能技术研究与实施”、“200MW汽轮机低压缸通流部分改造试验研究”、“龙威200MW低压缸改造效率保证值试验”等等获省部局级科技进步一等奖多项。多篇论文获省电机学会一、二等奖。
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