余热锅炉型联合循环蒸汽系统优化配置

0 前言
   由于能源形势的变化，燃气-蒸汽联合循环将成为今后我国火电的重要补充部分，此一观点已 为能源界专家和政府部门接受。若干年内，我国大型发电用燃气轮机还需依赖进口，但联合循环的 蒸汽系统完全可以国产化。联合循环蒸汽系统的价格占总价格的一半以上，系统设备的国产化意义 重大。
   联合循环蒸汽系统优化设计是联合循环发电技术的重要组成部分，是蒸汽系统产品系列化的 基础，它为蒸汽系统设备的设计提供热力参数及结构方面的基本要求。国外主要燃气轮机制造商均 已根据本身的产品特点形成了系列设计。但蒸汽系统的优化配置应密切结合我国的国情和制造业的 特点。
   在系统参数的优化中，实际设备的性能对优化结果的影响较大，例如汽机内效率对优化结果 的准确性有很大的影响，余热锅炉的设计也需要与工程实际的设计情况相符合，只有这样才能得出 较实用的优化结果。
   本文将数学模型研究成果与计算机先进编程技术结合，建立了界面友好，功能全面、简便易 操作、适合工程人员使用的联合循环性能分析和快速报价软件系统，它主要具有以下特点：首次推 导出简化的、具有工程实用精度的汽轮机通流部分设计模型，模型能够代表所采用的设计技术的平 均水平，具有广泛的通用性，同时由于考虑了叶型、二次流、漏汽、余速及湿汽等多种损失因素，从而反映出了随设计参数变化汽机效率的不同；采用工程标准和计算方法建立了联合循环蒸汽系统 的全套设计模型和联合循环全工况校核模型，并根据制造厂实际数据和公式，建立了可信的造价估 算模型。
   本文利用此软件系统对我国可能使用的GE 公司的9E 和9FA 等级燃气轮机组成的单压、双压、 三压以及三压再热系统进行了参数优化研究；通过考虑电价、初投资、燃料种类及价格等因素，使 得到的优化设计方案具有较好的综合经济性。提出了指导蒸汽系统设计及设备设计的一些结论。蒸 汽系统的配置还与变工况性能有关，利用此软件进行的计算表明滑压运行时，余热锅炉排烟温度有 较大幅度的下降，对酸露点较高的燃料来说，存在着滑压运行最小压力点的限制。在变工况运行中， 省煤器汽化是一个比较突出的问题。
1 余热锅炉型联合循环蒸汽系统参数优化
   无论是单压还是多压蒸汽系统，都存在以下关系（不考虑水泵耗功、机械效率、发电机效率）：

式中：
N 为汽轮机输出功率；Q为燃机排气中提供的总热量； 1 Q 为余热锅炉所吸收的热量；
1η为余热锅炉的余热利用率； 2 η 为理想郎肯循环效率； 3 η 为汽轮机内效率；
η 为蒸汽系统总效率； i h . 为汽轮机每段蒸汽的等熵焓降； i G 为汽轮机每段蒸汽流量。
可见，联合循环汽轮机输出功率的大小取决于三个效率相乘的最终结果：锅炉余热利用率、 理想郎肯循环效率及汽机内效率（忽略水泵耗功、机械效率，发电机效率等）。过热蒸汽温度在亚 临界参数下，一般不超过540 ℃，压力的变化对此三个因素有不同的作用结果：压力越高，余热利 用率降低，汽机内效率下降，而理想郎肯循环效率却是提高的。对于余热锅炉来说，由于受到节点 温差的限制，当过热蒸汽温度确定后，压力越高，排烟温度越高，余热利用率越低。压力越高，汽 机叶片变短，二次流损失及漏汽损失增大，汽机内效率下降。功率最高点的出现是由三个影响因素 随压力的变化率不同而引起的。
   以PG9171E 燃机组成的1＋1 型联合循环单压蒸汽系统为例，计算结果：图1 为单压蒸汽系统 余热利用率随压力的变化关系；图2 为理想郎肯循环效率随蒸汽压力变化的关系；图3 为汽机内效 率随压力变化的关系；图4 蒸汽系统总效率随压力的变化关系。
   从图可以看到，随着压力的改变，三个效率相乘有一最高点，这一点也就是我们所追求的参 数优化点。本例中功率最高点对应的压力值大约是在4.3 MPa 左右。
   另外，当蒸汽压力高于6.8 MPa 时，汽机末级干度低于0.87，而实际汽轮机设计中末级干度 不允许低于0.87，即：本方案用汽轮机最高蒸汽压力参数不能高于6.8 MPa. 若把汽轮机效率取为常数，汽轮机输出功率的最高点会在5.3 MPa 左右。可见汽机效率对优 化结果的准确性有着直接影响。

文中的计算模型对汽轮机效率随压力的变化有较独创的解决方法：
   采用分级组及分级计算，这与通常叶轮机械的设计是一样的。但对级效率的考虑上，采用理 论分析及半经验公式考虑了叶型损失、二次流损失、漏汽损失、湿汽损失及余速损失。
   对于多压蒸汽循环系统，由于压力变量较多，情况也就更复杂。各蒸汽压力参数的选择不仅 影响锅炉的余热利用率（余热利用率主要受最低压力的影响），而且影响了蒸汽侧所吸收的总热量 在每种压力蒸汽中的分配，而不同品质的蒸汽做功能力不同，所以即使相同的余热利用率，理想郎 肯循环效率也会不同。但高压蒸汽压力对优化结果起决定性的作用。

   下面是以PG9171E 燃机联合循环三压蒸汽循环系统为例进行的优化计算，结果如图5 所示， 优化过程如图6（其中：P1、P2、P3 分别为高压、中压及低压的压力，△Pg、△Pg`为假设余热锅炉 烟风阻力和计算得余热锅炉烟风阻力，t1 为高压过热蒸汽温度）。每条曲线代表不同的高压蒸汽压 力，计算中PG9171E 燃机的蒸汽系统低压蒸汽压力取为0.18 MPa。对PG9351FA 燃机联合循环三压 再热蒸汽系统的优化计算结果也有类似的规律，由于篇幅所限，这里不展开论述。

2 蒸汽系统的技术经济分析
   多压蒸汽系统由于布置了更多的受热面，提高了余热利用率，但造价也增加了；根据背压，汽 轮机选择更长的末级叶片及更大的冷凝器面积，也会使效率有较大的提高，但这些措施也会带来造 价的增加，所以必须根据电价、燃料价、上网情况进行技术经济优化，以PG9171E 燃机联合循环蒸 汽系统为例。
   表1 是分别采用双压及三压方案和不同的末级叶片及汽机通流设计水平时的经济性分析。背 压取为0.006 MPa，年运行小时数为4 000 h，电价为0.4 元/ kW·h，天然气燃料价平均0.25 元 /kW·h。当联合循环电站带基本负荷时，可按年发电增加量来计算回收年限；当用于调峰时，可根 据节约燃料来计算回收年限。 

表中：
A：叶型设计水平是国际先进水平
B：叶型设计水平相当于国产300 MW、600 MW 机组情况
2：双压
3：三压
a：末级叶片900 mm
b：末级叶片800 mm
c：末级叶片668mm
表中方案Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的比较基础是方案Ⅰ：
从整体技术经济性看：方案Ⅳ是较佳方案。
从经济性的角度出发，我国蒸汽系统设备造价低，燃料价格高，应尽可能采用先进的设计方法， 精心设计汽轮机的低压部分，采用较长的末级叶片，冷凝器也宜于采用较大换热面积，在相同冷却 水温下可获得更低背压，以提高汽轮机输出功率，同时余热锅炉也应合理增加受热面，从而提高产 汽量。
3 联合循环设备的特点 
    通过两个层次的优化分析，可以总结出蒸汽系统设计的一些特点及对设备的设计要求：
⑴ 在余热锅炉设计中要合理选取节点温差及接近点温差，减轻锅炉重量及减少烟风阻力。重 量轻不仅可以节约造价，而且有益于减小热惯性，适合快速起停。一般选择适当小管径管有助于增 大传热系数，适当的管间距，合理的鳍片高度及节距，可以提高余热锅炉的金属利用率，减轻锅炉 重量。
⑵ 联合循环汽轮机与凝汽式汽轮机差别较大
①由于回热抽汽，凝汽式汽轮机低压流量约为新汽量的60％，双压或多压蒸汽系统采用的汽 轮机由于中间蒸汽的注入，低压部分流量大于新气流量，所以高压部分效率对全机效率影响不明显， 而增大末级叶片高度，减少末级余速损失，适当增加冷凝器面积以降低背压对提高汽轮机效率影响 显著。
②汽轮机滑压运行是合理的运行方式，汽轮机在滑压运行时，阀门全开，不需要调节级，调 节级焓降大，效率低，例如对于60 MW 蒸汽轮机，调节级比压力级效率低10％，调节级焓降占到总
焓降的15％左右，取消调节级可以使汽轮机效率提高0.75％。所以应取消调节级。
③联合循环蒸汽轮机为了受热均匀，减小热应力，汽机结构上尽量对称，壁厚尽量均匀，各 级均采用全周进汽，外接管道尽可能对称布置。
⑶ 联合循环除氧器可以设计成压力式，大气式或真空式除氧器。除氧压力的选择会影响余热 利用率，对于燃料采用天然气的系统，通常在尾部布置有给水加热器，选择较高的压力，就会增加 在给水加热器中所吸收的热量，而减少在省煤器中的吸热量；若选择较低的压力，作用正好相反。 从充分利用余热锅炉中各种品质热能的角度出发，应适当提高除氧压力，但要小于除氧用气抽汽点 压力。对于尾部没有布置给水加热器的蒸汽系统，选择较高的压力，可以提高进入省煤器的水温， 提高余热锅炉的排烟温度，但会多利用抽汽供除氧器的的热量；选择较低的压力，作用结果相反， 这时，可根据排烟温度的限制情况进行除氧压力选择较低的除氧压力。在系统实际设计中，应根据 具体情况具体分析，对除氧器压力进行优化。
4 变工况运行及相关问题 
     已开发的联合循环系统优化设计软件，采用流体网络建模的思想、实现了模块的灵活组合， 精确程度上可以满足工程实际的要求，具有灵活性与精确性相结合的特点。它不仅可以用于优化设 计，而且还可以进行联合循环系统的变工况分析。用此软件系统进行了大量计算得到了一些有益的 结论。 
     对于单压蒸汽循环系统来说，滑压运行是联合循环合理的运行方式：
⑴ 联合循环的蒸汽初温随燃气轮机的排气温度降低而降低，蒸汽温度降低导致凝汽式汽轮机 的排汽干度降低，这会加剧对汽轮机末级叶片的侵蚀，当压力随温度一起降低时，有助于提高汽轮 机的排汽干度。
⑵ 滑压运行时，运行压力由余热锅炉与汽轮机的平衡运行点来确定，余热锅炉产生的蒸汽量 应满足汽轮机的流量特性。对于余热锅炉来说，定压运行时，由于压力高，蒸发量减少，余热锅炉 的排烟温度升高，余热利用率降低；当采用滑压运行方式时，虽然压力降低，蒸汽系统循环效率降 低，但余热锅炉蒸发量增大，余热利用率高，由于流量大使汽轮机做功增多。计算表明：滑压运行 汽轮机功率略高于定压运行，但两者相差不多。
⑶ 汽轮机滑压运行，不用喷嘴配汽调节，取消调节级，简化了进汽结构，提高了汽轮机设计 工况的效率。 
     本文计算了PG5301 燃机联合循环单压蒸汽系统及PG9351FA 燃机三压再热蒸汽系统的变工况， 其中PG5301 是应用户的要求而进行的，压力选为2.4 MPa，温度为430 ℃，结果如表2，PG9351FA 的参数为：高压蒸汽压力：9.8 MPa；高压蒸汽温度：540 ℃；高压蒸汽流量：81.39 kg/s；中压蒸 汽压力：2.7 MPa；中压蒸汽温度：306 ℃；中压蒸汽流量：11.2 kg/s；低压蒸汽压力：0.18 MPa； 低压蒸汽温度：223.1 ℃；低压蒸汽流量：10.87 kg/s；再热蒸汽压力：2.7 MPa；再热蒸汽温度：540 ℃；汽机功率：132.99 MW(去掉给水泵耗功后为131.9 MW)；汽机效率：0.8433；末级叶片湿度： 0.9376，结果见表3，可以看出滑压运行具有以下特点：
⑴ 单压滑压运行时，汽轮机末级干度能够保持较高的数值。
⑵ 单压滑压运行时，余热锅炉排烟温度随着压力的下降而降低，一般燃油时，当排烟温度小 于酸的露点温度时，必须改为定压运行，存在着最低滑压运行点。这时汽轮机末级叶片干度就会快 速下降，从而蒸汽系统在燃机较低负荷时不能投运。
⑶ 若没有压气机进口导叶调节，蒸汽系统变工况运行的接近点温差随燃机排烟温度迅速减小。 以PG9351FA 燃机联合循环三压再热蒸汽循环系统为例，燃机变工况时入口可转导叶全开。 蒸汽系统采用主蒸汽滑压，中压及低压蒸汽压力不变。 当燃机排烟温度下降时，接近点温差减少，省煤器会发生汽化现象。本设计接近点温差在额定 工况下可以达到9.7℃，而在燃机排烟温度降低到580 ℃时，接近点温差变为0.7℃，即将在省 煤器中发生汽化。本变工况计算由于没有可转导叶调节，压气机流量几乎不随负荷下降，透平进口 及排气温度都下降较大，省煤器中比较容易汽化。要避免发生省煤器中汽化，可转导叶应参加调节， 燃气流量下降，以使燃机进气温度或排气温度保持不变。另外，为避免省煤器中汽化还可以引入另 一闭环循环水回路通过省煤器，以增加省煤器中的流量，解决汽化问题。
   由于省煤器在变工况时发生汽化，所以本计算考虑了接近点温差取得更大的可能性，故又计算 比较了接近点温差分别取为20 ℃和30 ℃的汽轮机功率输出情况，结果见表4。接近点温差增大， 蒸汽发电量减少，联合循环效率降低，影响明显。

5 结论
⑴ 无论是单压还是多压蒸汽循环系统，由于余热利用率、理想郎肯循环效率及汽轮机效率随 压力变化不同，存在着较优化的蒸汽系统参数匹配。在蒸汽系统参数优化过程中应充分考虑余热锅 炉及汽轮机产品的实际设计条件，以得到较精确，并具有工程可实施性的优化结果；
⑵ 蒸汽系统的优化配置应根据国产设备的造价进行综合经济技术分析；
⑶ 联合循环汽轮机的设计在结构上要尽量减少温差，以减少热应力，要精心设计汽轮机低压 部分，以获得更高的效率；
⑷ 滑压运行是联合循环蒸汽系统合适的运行方式，对于无再热蒸汽系统，采用油为燃料时， 由于余热锅炉排烟温度的限制，存在滑压运行的最小压力点；对于多压再热蒸汽系统，末级湿度的 降低很缓慢；
⑸ 蒸汽系统变工况运行时，接近点温差减小得较快。应采取措施阻止省煤器汽化。
参考文献：
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作者简介：
王德慧（1969～），硕士
李政清华大学教授
徐大懋中国工程院院士