CN109372594B - 一种二次再热汽轮机滑压运行优化方法 - Google Patents
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Abstract
本发明公开一种二次再热汽轮机滑压运行优化方法，通过获取机组负荷、主汽调阀开度、主汽压力、主汽温度、小机进汽流量、给水泵进出口水温以及超高压缸排汽压力和温度，并从机组DCS系统中获取当前机组运行信息，根据当前机组运行状态，得出不同负荷下的汽轮机最佳主汽压力。本发明确定当前运行条件下的滑压运行优化方式，替代了原来的通过大量试验确定滑压优化方式，原来的方式工作繁杂，而本发明方式步骤简单，得到的结果更加精确。
Description
技术领域：
本发明涉及一种二次再热汽轮机滑压运行优化方法，属于汽轮发电机组技术领域。
背景技术：
目前，超超临界二次再热汽轮机均采用全周进汽方式，与一次再热汽轮机相比，二次再热汽轮机多出一个超高压缸。当前，关于超超临界二次再热汽轮机的滑压运行方式没有明确的指导方法，若采用传统的滑压优化试验方法将面临以下问题：
一、由于传统试验测量参数多，测量误差范围广，导致试验精度受较大影响，无法给出精确的滑压优化方案；
二、传统的滑压优化试验测量参数多，采用的测量仪器数量大，试验成本高，机组数量较多时需要花费大量的人力、财力、物力，不利于推广应用；
三、一般传统试验的误差正常在0.25％～0.5％左右，即热耗率结果偏差为18kJ/kWh～36kJ/kWh，而滑压优化试验各工况之间的热耗率结果差异也仅相差10kJ/kWh～40kJ/kWh，即采用传统滑压优化试验得出的方案容易失真，有必要改进。
发明内容：
本发明针对传统滑压优化试验的缺点，提供一种二次再热全周进汽汽轮机的滑压运行优化方式的方法，仅需测量少数关键参数，根据精确的数学方法模型得出更加科学、准确的优化运行方案，以指导二次再热机组经济运行。
一种二次再热汽轮机滑压运行优化方法，包括如下基本步骤：
1)建立汽轮机机组热耗率的影响公式：
1.1)采用最小二乘法对主汽压力变化对机组热耗率影响的修正曲线进行拟合得到主汽压力变化对机组热耗率的影响公式：
Δq0＝aΔp2+bΔp+c
式中，Δq0为主汽压力变化对机组热耗率的影响量；a、b和c为系数，a、b和c根据主汽压力变化对机组热耗率影响的修正曲线的不同取不同值，Δp为主汽压力变化值；
1.2)建立超高压缸效率变化对机组热耗率的影响公式：
式中，Δq1为超高压缸效率变化对机组热耗率的影响量；q为机组热耗率，Q0为循环吸热量，Ne为发电机功率，Δηvhp为超高压缸效率变化值，Δhvhp为超高压缸实际焓降，Gvhp为超高压缸等效质量流量，Grh为一次再热蒸汽流量；
1.3)建立给水泵组参数变化对机组热耗率的影响公式：
式中，Δq2为给水泵组参数变化对机组热耗率的影响量；ΔGbfpt为小机进汽量变化值；hc为汽轮机排汽焓；H0汽轮机新蒸汽等效焓降；αbfpt为给水泵汽轮机进汽所对应的汽轮机抽汽份额；hbfpt为给水泵汽轮机进汽焓；
1.4)建立汽轮机机组热耗率的影响公式：
Δq3＝Δq0+Δq1+Δq2
式中，Δq3为汽轮机机组热耗率的影响量；
2)从汽轮机有效运行负荷中选取8-15个试验负荷；其中，有效运行负荷为汽轮机额定负荷的30％～100％；
3)计算任一试验负荷下的最佳主汽压力：
3.1)将汽轮机当前负荷调节至任一试验负荷，调整汽轮机主汽调阀开度将主汽压力调节至当前试验负荷对应的设计滑压压力，运行状态稳定后，从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、小机进汽量，作为该负荷下的基准工况数据；
3.2)调节汽轮机主汽调阀开度，使主汽压力高出所述设计滑压压力0.5～2MPa，运行状态稳定后，从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、小机进汽量，作为第一运行工况数据；
3.3)调节汽轮机主汽调阀开度使主汽压力低于所述设计滑压压力0.5～2MPa，运行状态稳定后，从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率和小机进汽量，作为第二运行工况数据；
3.4)分别计算出第一、第二运行工况数据与基准工况数据之间的差值，并通过汽轮机机组热耗率的影响公式，分别得到第一、第二运行工况数据对应的汽轮机机组热耗率影响量；
3.5)若第一、第二运行工况数据对应的汽轮机机组热耗率影响量均>0，则取影响量中较大值所对应的工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
若第一、第二运行工况数据对应的汽轮机机组热耗率影响量均<0，则取基准工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
若第一、第二运行工况数据对应的汽轮机机组热耗率影响量中任一影响量≥0，另一影响量≤0，则取其中影响量≥0所对应的运行工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
4)重复步骤3.1-3.5，计算所有试验负荷下的最佳主汽压力并绘制滑压优化曲线；
本发明的进一步设计在于：
步骤3.1-3.5各工况下的汽轮机运行数据包括机组负荷、主汽温度、主汽压力、超高压缸排汽压力、超高压缸排汽温度、小机进汽量、给水泵进水口温度和压力以及给水泵出水口温度和压力；
步骤2中各试验负荷成等差变化，公差为额定负荷的5％或10％。
将步骤4得到的滑压优化曲线进行显示。
本发明相比现有技术具有如下有益效果：
本发明通过数据采集模块获取机组负荷、主汽调阀开度、主汽压力、主汽温度、小机进汽流量、给水泵进出口水温以及超高压缸排汽压力和温度，并从机组DCS控制系统中获取当前机组运行信息，根据当前机组运行状态，通过滑压优化计算模块得出不同负荷下的汽轮机最佳主汽压力。
本发明确定当前运行条件下的滑压运行优化方式，替代了原来的通过大量试验确定滑压优化方式，原来的方式工作繁杂，而本发明方式步骤简单，得到的结果更加精确。
附图说明：
图1为本发明的原理框图；
图2为实施例一中1 000MW超超临界二次再热汽轮机主汽压力变化对机组热耗率影响修正曲线示意图；
图3为实施例一中滑压优化曲线示意图；
图4为实施例二中600MW超超临界二次再热汽轮机主汽压力变化对机组热耗率影响修正曲线示意图；
图5为实施例二中滑压优化曲线示意图。
具体实施方式：
下面结合具体实施实例对本发明的技术解决方案作进一步的说明。
实施例一：
本实施例采用本发明的一种二次再热汽轮机滑压运行优化方法对某1000MW超超临界二次再热汽轮机进行滑压运行优化，如图1所示，包括如下基本步骤：
1)建立汽轮机机组热耗率的影响公式：
1.1)如图2所示，为本实施例的1000MW超超临界二次再热汽轮机主汽压力变化对机组热耗率影响修正曲线(由汽轮机制造厂家提供)，通过最小二乘法对该修正曲线进行拟合，得出主汽压力变化对机组热耗率的影响公式，如下式所示：
Δq0＝-7.6445×10-4x2+5.0572×10-2x
式中，Δq0为主汽压力变化对机组热耗率的影响量；x为主汽压力变化值，其中a＝-7.6445×10-4；b＝5.0572×10-2；c＝0。
1.2)为定量评价二次再热汽轮机超高压缸效率变化与热耗率之间的关系，本实施例以Zaleta-Aguilar Alejandro提出的简化数学模型为基础，建立超高压缸效率变化对机组热耗率的影响公式：
式中，Δq1为超高压缸效率变化对机组热耗率的影响量；Δηvhp为超高压缸效率变化值，q为机组热耗率，Q0为循环吸热量，Ne为发电机功率，Δhvhp为超高压缸实际焓降，Gvhp为超高压缸等效质量流量，Grh为一次再热蒸汽流量；(公式中循环吸热量、发电机功率、超高压缸实际焓降、超高压缸等效质量流量和一次再热蒸汽流量可通过常规方法得到)。
通过超高压缸效率变化对机组热耗率的影响公式可以发现，超高缸效率的变化与热耗率的变化成线性关系，由于二次再热机组超高压缸设计焓降相对较小，其缸效率变化对机组热耗率影响也较小。如本实施例的1000MW超超临界二次再热汽轮机超高压缸效率上升1个百分点时热耗率降低约0.12个百分点。
1.3)给水泵组参数变化对机组热耗率的影响公式，即小机进汽量变化ΔGbfpt对机组热耗率变化影响公式的建立方法如下：
基于热平衡和等效焓降理论，将小机进汽量变化对热耗率的影响统一考虑。
首先按下式计算给水泵汽轮机抽汽份额γ：
式中，υ为给水泵进出口平均比容；p1、p2为给水泵进口、出口压力；ηx为给水泵效率；ηxri为给水泵汽轮机相对内效率；ηjx为机械效率；Δhxt为给水泵汽轮机理想焓降；(公式中各参数可通过常规方法得到)。
再根据热力学原理，按下式对热平衡模型进行整理：
式中，W为主蒸汽做功量；αi为第i级抽汽份额；Δhi为第i级回热汽流做功量；αc为排汽份额；Δhc为凝汽做功量；Δhq为给水泵汽轮机抽汽做功量；Qc为系统冷源损失；hc为汽轮机排汽焓；hwc为汽轮机凝结水焓；hqc为给水泵汽轮机排汽焓；hqwc为给水泵汽轮机凝结水焓；n为加热器总数；(公式中各参数可通过常规方法得到)。
接着按下式计算汽轮机新蒸汽等效焓降H0：
式中，h0为新蒸汽焓；σ1为1千克一次再热蒸汽在一次再热器的吸热量；σ2为1千克二次再热蒸汽在二次再热器的吸热量；τi为加热器i的焓升；ηi为第i级的抽汽效率；n为加热器总数；ηj为给水泵汽轮机上一级j的抽汽效率；(公式中各参数可通过常规方法得到)。
最后得出给水泵组参数变化对机组热耗率的影响公式，即小机进汽量变化对机组热耗率变化影响公式：
式中，Δq2为给水泵组参数变化对机组热耗率的影响量；ΔGbfpt为小机进汽量变化值；hc为汽轮机排汽焓；H0为汽轮机新蒸汽等效焓降；αbfpt为给水泵汽轮机进汽所对应的汽轮机抽汽份额(通过等效焓降法计算)；hbfpt为给水泵汽轮机进汽焓；(公式中汽轮机排汽焓和给水泵汽轮机进汽焓可通过常规方法得到)。
1.4)建立汽轮机机组热耗率的影响公式：
Δq3＝Δq0+Δq1+Δq2
式中，Δq3为汽轮机机组热耗率的影响量；
2)从汽轮机有效运行负荷中选取15个试验负荷；其中，有效运行负荷为汽轮机额定负荷的30％～100％；所选取的试验负荷为300MW、350MW、400MW、450MW、500MW、550MW、600MW、650MW、700MW、750MW、800MW、850MW、900MW、950MW和1000MW；
3)计算任一试验负荷下的最佳主汽压力：
3.1)将汽轮机当前负荷调节至任一试验负荷，调整汽轮机主汽调阀开度将主汽压力调节至当前试验负荷对应的设计滑压压力(该设计滑压压力可从汽轮机厂家提供的设计滑压曲线获取)，运行状态稳定后，由数据采集模块从机组DCS系统采集当前汽轮机运行数据，并得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、小机进汽量，作为基准工况数据；
3.2)调节汽轮机主汽调阀开度使主汽压力高于设计滑压压力0.5MPa，运行状态稳定后，由数据采集模块从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，并得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、小机进汽量，作为第一运行工况数据；
3.3)调节汽轮机主汽调阀开度使主汽压力低于设计滑压压力0.5MPa，运行状态稳定后，由数据采集模块从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，并得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、小机进汽量，作为第二运行工况数据；
其中，如表1所示运行数据包括机组负荷、主汽温度、主汽压力、超高压缸排汽压力、超高压缸排汽温度、小机进汽量、给水泵进水口温度和压力以及给水泵出水口温度和压力；
表1
| 序号 | 参数名称 | 单位 | 变量符号 |
| 1 | 机组负荷 | MW | P<sub>0</sub> |
| 2 | 主汽温度 | ℃ | t<sub>zq</sub> |
| 3 | 主汽压力 | MPa | P<sub>zq</sub> |
| 4 | 超高压缸排汽压力 | MPa | P<sub>pq</sub> |
| 5 | 超高压缸排汽温度 | ℃ | t<sub>pq</sub> |
| 6 | 小机进汽量 | t/h | G<sub>bfpt</sub> |
| 7 | 给水泵进水口温度 | ℃ | |
| 8 | 给水泵进水口压力 | MPa | |
| 9 | 给水泵出水口温度 | ℃ | |
| 10 | 给水泵出水口压力 | MPa |
3.4)分别计算出第一、第二运行工况数据与基准工况数据之间的差值，作为变化值，带入步骤1建立的汽轮机机组热耗率的影响公式，分别得到第一、第二运行工况数据热耗率影响量；
3.5)本发明适用对超超临界二次再热机组的滑压运行优化，在已定负荷下，超超临界二次再热机组提升主汽压力，朗肯循环热效率ηt随之提高，同时主汽调节阀门开度减小，阀门节流损失增加，汽轮机相对内效率ηri随之降低；反之，如果降低主汽压力，则朗肯循环热效率ηt随之下降，同时主汽调节阀门开度增大，阀门节流损失减小，汽轮机相对内效率ηri随之提高。因此，超超临界二次再热机组滑压运行时，存在最佳主汽压力能够使已定负荷下的朗肯循环热效率ηt与汽轮机相对内效率ηri的乘积达到最大值，即机组热耗率达到最低值，此时机组滑压运行节能效果最优，对应的运行工况为已定负荷下的滑压运行最优热耗率工况。
若第一、第二运行工况数据热耗率影响量均大于0，则取影响量中较大值所对应的工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
若第一、第二运行工况数据热耗率影响量均小于0，则取基准工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
若第一运行工况数据热耗率影响量与第二运行工况数据热耗率影响量中任一影响量大于等于0，另一影响量小于等于0，则取其中影响量大于等于0所对应的运行工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
4)重复步骤3.1～3.5，计算出所有试验负荷下的最佳主汽压力并绘制滑压优化曲线；
5)数据输出模块将步骤4得到的滑压优化曲线显示在人机交互界面上，如图3所示，为本实施例得到的滑压优化曲线示意图。
实施例二：
本实施例采用本发明的一种二次再热汽轮机滑压运行优化方法对某600MW超超临界二次再热汽轮机进行滑压运行优化，包括如下基本步骤：
1)建立汽轮机机组热耗率的影响公式：
1.1)如图4所示，为本实施例的600MW超超临界二次再热汽轮机主汽压力变化对机组热耗率影响修正曲线(由汽轮机制造厂家提供)，通过最小二乘法对该修正曲线进行拟合，得出主汽压力变化对机组热耗率的影响公式，如下式所示：
Δq0＝-4.9796×10-4x2+1.4888×10-2x
式中，Δq0为主汽压力变化对机组热耗率的影响量；x为主汽压力变化值，其中，a＝-4.9796×10-4；b＝1.4888×10-2；c＝0。
1.2)为定量评价二次再热汽轮机超高压缸效率变化与热耗率之间的关系，本实施例以Zaleta-Aguilar Alejandro提出的简化数学模型为基础，建立超高压缸效率变化对机组热耗率的影响公式：
式中，Δq1为超高压缸效率变化对机组热耗率的影响量；q为机组热耗率，Q0为循环吸热量，Ne为发电机功率，Δηvhp为超高压缸效率变化值，Δhvhp为超高压缸实际焓降，Gvhp为超高压缸等效质量流量，Grh为一次再热蒸汽流量；(公式中循环吸热量、发电机功率、超高压缸实际焓降、超高压缸等效质量流量和一次再热蒸汽流量可通过常规方法得到)。
通过超高压缸效率变化对机组热耗率的影响公式可以发现，超高缸效率的变化与热耗率的变化成线性关系，由于二次再热机组超高压缸设计焓降相对较小，其缸效率变化对机组热耗率影响也较小。如本实施例的600MW超超临界二次再热汽轮机超高压缸效率变化1个百分点影响热耗率约0.12个百分点。
1.3)给水泵组参数变化对机组热耗率的影响公式，即小机进汽量变化对机组热耗率变化影响公式的建立方法如下：
基于热平衡和等效焓降理论，将小机进汽量变化对热耗率的影响统一考虑。
首先按下式计算给水泵汽轮机抽汽份额γ：
式中，υ为给水泵进出口平均比容；p1、p2为给水泵进口、出口压力；ηx为给水泵效率；ηxri为给水泵汽轮机相对内效率；ηjx为机械效率；Δhxt为给水泵汽轮机理想焓降；(公式中各参数可通过常规方法得到)。
再根据热力学原理，按下式对热平衡模型进行整理：
式中，W为主蒸汽做功量；αi为第i级抽汽份额；Δhi为第i级回热汽流做功量；αc为排汽份额；Δhc为凝汽做功量；Δhq为给水泵汽轮机抽汽做功量；Qc为系统冷源损失；hc为汽轮机排汽焓；hwc为汽轮机凝结水焓；hqc为给水泵汽轮机排汽焓；hqwc为给水泵汽轮机凝结水焓；n为加热器总数；(公式中各参数可通过常规方法得到)。
接着按下式计算汽轮机新蒸汽等效焓降H0：
式中，h0为新蒸汽焓；σ1为1千克一次再热蒸汽在一次再热器的吸热量；σ2为1千克二次再热蒸汽在二次再热器的吸热量；τi为加热器i的焓升；ηi为第i级的抽汽效率；n为加热器总数；ηj为给水泵汽轮机上一级j的抽汽效率；(公式中各参数可通过常规方法得到)。
最后得出给水泵组参数变化对机组热耗率的影响公式，即小机进汽量变化对机组热耗率变化影响公式：
式中，Δq2为给水泵组参数变化对机组热耗率的影响量；ΔGbfpt为小机进汽量变化值；αbfpt为给水泵汽轮机进汽所对应的汽轮机抽汽份额(通过等效焓降法计算)；hbfpt为给水泵汽轮机进汽焓。(公式中汽轮机排汽焓和给水泵汽轮机进汽焓可通过常规方法得到)。
1.4)建立汽轮机机组热耗率的影响公式：
Δq3＝Δq0+Δq1+Δq2
式中，Δq3为汽轮机机组热耗率的影响量；
2)从汽轮机有效运行负荷中选取8个试验负荷；其中，有效运行负荷为汽轮机额定负荷的30％～100％；所选取的试验负荷为180MW、240MW、300MW、360MW、420MW、480MW、540MW和600MW；
3)计算任一试验负荷下的最佳主汽压力：
3.1)将汽轮机当前负荷调节至任一试验负荷，调整汽轮机主汽调阀开度将主汽压力调节至当前试验负荷对应的设计滑压压力(该设计滑压压力可从汽轮机厂家提供的设计滑压曲线获取)，运行状态稳定后，由数据采集模块从机组DCS系统采集当前汽轮机运行数据，并得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、小机进汽量，作为基准工况数据；
3.2)调节汽轮机主汽调阀开度使主汽压力高于设计滑压压力2MPa，运行状态稳定后，由数据采集模块从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，并得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、小机进汽量，作为第一运行工况数据；
3.3)调节汽轮机主汽调阀开度使主汽压力低于设计滑压压力2MPa，运行状态稳定后，由数据采集模块从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，并得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、小机进汽量，作为第二运行工况数据；
其中，如表1所示运行数据包括机组负荷、主汽温度、主汽压力、超高压缸排汽压力、超高压缸排汽温度、小机进汽量、给水泵进水口温度和压力以及给水泵出水口温度和压力；
表1
3.4)分别计算出第一、第二运行工况数据与基准工况数据之间的差值，作为变化值，带入步骤1建立的汽轮机机组热耗率的影响模型，分别得到第一、第二运行工况数据热耗率影响量；
3.5)本发明适用对超超临界二次再热机组的滑压运行优化，在已定负荷下，超超临界二次再热机组提升主汽压力，朗肯循环热效率ηt随之提高，同时主汽调节阀门开度减小，阀门节流损失增加，汽轮机相对内效率ηri随之降低；反之，如果降低主汽压力，则朗肯循环热效率ηt随之下降，同时主汽调节阀门开度增大，阀门节流损失减小，汽轮机相对内效率ηri随之提高。因此，超超临界二次再热机组滑压运行时，存在最佳主汽压力能够使已定负荷下的朗肯循环热效率ηt与汽轮机相对内效率ηri的乘积达到最大值，即机组热耗率达到最低值，此时机组滑压运行节能效果最优，对应的运行工况为已定负荷下的滑压运行最优热耗率工况。
若第一、第二运行工况数据热耗率影响量均大于0，则取影响量中较大值所对应的工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
若第一、第二运行工况数据热耗率影响量均小于0，则取基准工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
若第一运行工况数据热耗率影响量与第二运行工况数据热耗率影响量中任一影响量大于等于0，另一影响量小于等于0，则取其中影响量大于等于0所对应的运行工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
4)重复步骤3.1-3.5，计算出所有试验负荷下的最佳主汽压力并绘制滑压优化曲线；
5)数据输出模块将步骤4得到的滑压优化曲线显示在人机交互界面上，如图5所示，为本实施例得到的滑压优化曲线示意图。
Claims (4)
1.一种二次再热汽轮机滑压运行优化方法，其特征在于：包括如下基本步骤：
1)建立汽轮机机组热耗率的影响公式：
1.1)采用最小二乘法对主汽压力变化对机组热耗率影响的修正曲线进行拟合得到主汽压力变化对机组热耗率的影响公式：
Δq0＝aΔp2+bΔp+c
式中，Δq0为主汽压力变化对机组热耗率的影响量；a、b、c为系数，Δp为主汽压力变化值；
1.2)建立超高压缸效率变化对机组热耗率的影响公式：
式中，Δq1为超高压缸效率变化对机组热耗率的影响量；q为机组热耗率，Q0为循环吸热量，Ne为发电机功率，Δηvhp为超高压缸效率变化值，Δhvhp为超高压缸实际焓降，Gvhp为超高压缸等效质量流量，Grh为一次再热蒸汽流量；
1.3)建立给水泵组参数变化对机组热耗率的影响公式：
式中，Δq2为给水泵组参数变化对机组热耗率的影响量；ΔGbfpt为给水泵汽轮机进汽量变化值；hc为汽轮机排汽焓；H0汽轮机新蒸汽等效焓降；αbfpt为给水泵汽轮机进汽所对应的汽轮机抽汽份额；hbfpt为给水泵汽轮机进汽焓；
1.4)建立汽轮机机组热耗率的影响公式：
Δq3＝Δq0+Δq1+Δq2
式中，Δq3为汽轮机机组热耗率的影响量；
2)从汽轮机有效运行负荷中选取8-15个试验负荷；其中，有效运行负荷为汽轮机额定负荷的30％～100％；
3)计算任一试验负荷下的最佳主汽压力：
3.1)将汽轮机当前负荷调节至任一试验负荷，调整汽轮机主汽调阀开度将主汽压力调节至当前试验负荷对应的设计滑压压力，运行状态稳定后，从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、给水泵汽轮机进汽量，作为该负荷下的基准工况数据；
3.2)调节汽轮机主汽调阀开度，使主汽压力高出所述设计滑压压力0.5～2MPa，运行状态稳定后，从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率、给水泵汽轮机进汽量，作为第一运行工况数据；
3.3)调节汽轮机主汽调阀开度使主汽压力低于所述设计滑压压力0.5～2MPa，运行状态稳定后，从机组DCS系统采集该工况下汽轮机运行数据，得出该工况下的主汽压力、超高压缸效率和给水泵汽轮机进汽量，作为第二运行工况数据；
3.4)分别计算出第一、第二运行工况数据与基准工况数据之间的差值，并通过汽轮机机组热耗率的影响公式，分别得到第一、第二运行工况数据对应的汽轮机机组热耗率影响量；
3.5)若第一、第二运行工况数据对应的汽轮机机组热耗率影响量均>0，则取影响量中较大值所对应的工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
若第一、第二运行工况数据对应的汽轮机机组热耗率影响量均<0，则取基准工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
若第一、第二运行工况数据对应的汽轮机机组热耗率影响量中任一影响量≥0，另一影响量≤0，则取其中影响量≥0所对应的运行工况数据作为最优热耗率工况数据，其对应的主汽压力为该试验负荷下最佳主汽压力；
4)重复步骤3.1-3.5，计算所有试验负荷下的最佳主汽压力并绘制滑压优化曲线。
2.根据权利要求1所述的二次再热汽轮机滑压运行优化方法，其特征在于：步骤3.1-3.5各工况下的汽轮机运行数据包括机组负荷、主汽温度、主汽压力、超高压缸排汽压力、超高压缸排汽温度、给水泵汽轮机进汽量、给水泵进水口温度和压力以及给水泵出水口温度和压力。
3.根据权利要求2所述的二次再热汽轮机滑压运行优化方法，其特征在于：步骤2中各试验负荷成等差变化，公差为5％或10％。
4.根据权利要求1-3任一所述的二次再热汽轮机滑压运行优化方法，其特征在于：将步骤4得到的滑压优化曲线进行显示。
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