國產600 MW超臨界機組滑壓運行方式試驗研究

薛永鋒，楊尚文

(1.東北電力科學研究院有限公司，遼寧 沈陽 110006;2.莊河發電有限責任公司，遼寧 大連 116431)

近年來隨著用電負荷結構的變化，電網負荷晝夜峰谷差越來越大。超臨界600 MW機組不僅承擔基本負荷，而且更多承擔中間負荷來參與電網調峰運行。如汽輪機長期偏離設計工況，將導致熱經濟性大為降低。在調峰中采用哪種運行方式更為安全、經濟、合理是研究的重點問題。

一般情況下機組會采用汽輪機制造廠家提供的設計定、滑壓曲線運行。而設計滑壓曲線是在所有特性都必須準確、且熱力系統沒有變化、額定環境條件下得到。事實上大多數汽輪機組都不在設計的熱力系統、設計環境條件下運行，滑壓曲線作為最佳效率曲線，設備、參數、系統、環境條件的任何偏差均會造成最佳效率點的偏離。一成不變地使用理論滑壓曲線將會給機組造成能耗損失，降低機組的運行經濟性。熱力性能試驗是尋求最佳運行方式最直接且行之有效的辦法。本文以某國產超臨界600 MW機組為例通過試驗方法確定機組的最佳滑壓運行方式。

1 機組概況

生產廠家:哈爾濱汽輪機廠有限責任公司

型號:CLN600－24.2/566/566

型式:超臨界、一次中間再熱、單軸、三缸四排汽、雙背壓、凝汽式

額定功率:600 MW

最大功率:669.66 MW

額定主蒸汽流量:1 661.59 t/h

主蒸汽壓力/溫度:24.2 MPa/566℃

再熱蒸汽壓力/溫度:3.832 MPa/566℃

汽輪機背壓:4.6 kPa

鍋爐給水溫度:275.3℃

加熱器數:3GJ+1CY+4DJ

額定負荷機組熱耗率:7 522.4 kJ/kW·h

2 汽輪機運行方式

2.1 順序閥定壓運行

各調節閥在額定的主蒸汽壓力下按給定的順序開啟或關閉，由于是主蒸汽保持額定參數，循環熱效率不受負荷變化的影響;但部分負荷時調汽門節流損失較大。此外，定壓運行機組在變工況下各級速比將偏離設計最佳值，從而影響高壓缸的相對內效率。

2.2 純滑壓運行

所有高壓調節閥在整個負荷變化范圍內保持全開，通過改變鍋爐壓力調整負荷。該運行方式無任何節流損失，可以獲得最佳高壓缸效率。但負荷響應慢，無法滿足電網快速調峰的要求。

2.3 部分調節閥全開滑壓運行

部分調節閥全開滑壓運行分為2閥全開和3閥全開2種 (2個或3個高壓調節閥全部開啟，其余調節閥不開)。該運行方式與純滑壓運行方式相比，同樣是通過改變鍋爐壓力調整負荷，節流損失減少。但因高壓缸效率略低，同樣負荷下主蒸汽壓力更高，所以機組循環效率更高。

2.4 閥點滑壓運行

閥點滑壓運行分為2閥點滑壓運行和3閥點滑壓運行2種。由于調節閥重疊度的存在，將前一個調節閥開啟到一定程度，下一個調節閥即將開啟的閥位狀態稱為閥點。2閥點為1、2號調節閥部分開啟、3號調節閥即將開啟的狀態;3閥點為1號、2號調節閥已完全開啟、3號調節閥部分開啟、4號調節閥即將開啟的狀態。

目前較為經濟的運行方式為復合滑壓運行。在高負荷區采用定壓運行、在中間負荷區采用滑壓運行、在低負荷區采用較低主蒸汽壓力水平下的定壓運行方式。

3 影響定、滑壓運行熱耗率變化的因素

理論上定、滑壓運行的經濟性可從熱耗率基本計算公式出發，分析引起定、滑壓運行熱耗率變化的因素。

a. 滑壓時由于初焓增加引起鍋爐給水吸熱量的增加，從而導致熱耗率的相對增加;

b. 滑壓時由于高壓缸排汽焓增加引起再熱蒸汽吸熱量減少，導致熱耗率的降低;

c. 滑壓時由于高壓缸初焓和排汽焓的變化引起高壓缸有效焓降和汽輪機功率的增減，導致熱耗率的相對變化;

d. 給水泵耗功的降低引起熱耗率的減少。

采用滑壓運行與定壓運行相比熱耗率增加或降低取決以上4項的代數和。

但除了上述4項影響因素外，對實際運行的機組還要考慮滑壓運行時參數的保持、給水泵組實際效率的變化及滑壓運行時主蒸汽流量的實際變化。這些因素在理論計算上很難考慮，因此滑壓運行時主蒸汽壓力的選擇、閥位確定和滑壓運行經濟性應根據試驗來確定。

4 試驗結果

4.1 高壓缸效率的影響

高壓缸效率試驗結果見表1。

由表1可知，相同負荷下滑壓運行的高壓缸效率高于定壓運行;在同一種運行方式下高壓缸效率隨著負荷降低而降低;在負荷大于500 MW時3閥全開滑壓運行的高壓缸效率高于3閥點滑壓運行，在負荷低于500 MW時2閥全開滑壓運行的高壓缸效率與設計順序閥滑壓運行高壓缸效率相差不大;在負荷為500 MW和450 MW時，3閥點滑壓運行的高壓缸效率高于2閥全開滑壓運行。

4.2 給水泵小汽機的影響

在600 MW機組中給水泵耗功約占主機功率的2.8%。本機組配備2臺汽動給水泵。在低于額定負荷滑壓時，由于主蒸汽壓力的降低，給水泵所克服的阻力和給水泵的揚程降低使給水泵的耗功比定壓時降低很多。表2為小汽機用汽量的試驗結果。

小汽機的用汽量和主蒸汽壓力高低有關，主蒸汽壓力越低，給水泵所克服的阻力越小，給水泵的揚程越低，小汽機的用汽量越少。在450 MW負荷以上時，3閥全開滑壓運行方式下小汽機用汽量最少，3閥點滑壓和3閥全開滑壓小汽機用汽量相差不大;450 MW負荷以下時2閥全開滑壓比順序閥滑壓小汽機用汽量略多。

4.3 高壓缸排汽溫度的影響

根據試驗結果，不同運行方式下高壓缸排汽溫度比較見表3。

表1 不同運行方式下不同負荷時高壓缸效率 %

表2 不同運行方式下不同負荷時小汽機用汽量 t/h

表3 不同運行方式下不同負荷時高壓缸排汽溫度 ℃

由表3可知，定壓運行方式下在負荷降低時，高壓缸排汽溫度也降低，滑壓運行方式下在負荷降低時高壓缸排汽溫度升高。在550 MW、530 MW、500 MW和450 MW時，采用3閥點滑壓運行的高壓缸排汽溫度較順序閥定壓運行分別高9.27℃、24.49℃、29.73℃和30.85℃。而在500 MW和450 MW時3閥點滑壓運行時高壓缸排汽溫度較2閥全開滑壓運行分別高27.48℃和21.49℃。

4.4 主蒸汽壓力的影響

雖然滑壓運行提高了高壓缸效率，減少了小汽機用汽量，但滑壓運行時主蒸汽壓力降低，會大大降低汽輪機裝置的循環效率。滑壓運行時主蒸汽壓力降低的幅度與滑壓運行方式的選擇有關，合理選擇主蒸汽壓力是滑壓運行方式的關鍵。表4給出了不同運行方式下不同負荷時主蒸汽壓力的比較。

4.5 汽輪機熱耗率的影響

機組在滑壓運行時由于節流損失小，高壓缸相對內效率比定壓運行時高;滑壓運行時高壓缸排汽溫度較定壓運行時高，蒸汽在再熱器吸熱量減少;滑壓運行時給水泵耗功降低，在部分負荷時滑壓運行的經濟性優于定壓運行。

汽輪機熱耗率體現了各種因素的綜合影響，各個工況的熱耗率試驗結果見表5，熱耗率與負荷的比較曲線見圖1。

通過熱耗率比較可知，當負荷大于540 MW、順序閥定壓運行時熱耗率最低，經濟性最好;當負荷為510～540 MW，3閥點滑壓運行時熱耗率最低，經濟性最好;當負荷為300～510 MW、2閥全開滑壓運行時熱耗率最低，經濟性最好。

4.6 滑壓運行方式的選擇

通過對定壓運行和滑壓運行的經濟性分析，采用復合滑壓運行方式是機組調峰運行的最佳選擇方式。采用復合滑壓方式運行可分為2個階段 (順序閥定壓階段和滑壓階段)。前面已經比較過在負荷為540～600 MW時順序閥定壓運行經濟，在505～540 MW時3閥點滑壓運行經濟，在負荷低于505 MW時2閥全開運行經濟。由于負荷在505～540 MW時3種運行方式熱耗率相差不大，而負荷低于505 MW時2閥全開運行經濟性十分明顯。為了保證機組調峰期間滑壓運行的最優經濟性和方便操作，機組的復合滑壓方式分為順序閥定壓階段和2閥全開滑壓階段，見表6。

順序閥定壓階段。當負荷在510～600 MW之間時，保持主蒸汽壓力額定是通過主蒸汽流量的變化來調整負荷的需要。

表4 不同運行方式下不同負荷時主蒸汽壓力 MPa

表5 不同運行方式下不同負荷時的熱耗率 kJ/kW·h

圖1 熱耗率對比曲線

表6 復合滑壓運行時閥位的選擇

2閥全開滑壓階段。當負荷在300～510 MW之間時，保持2閥全開運行 (1號、2號高壓調節閥開度在100%，3號、4號開度為0)，調整鍋爐壓力以適應負荷的需要。

5 結論

通過試驗分析得出機組最優運行方式為復合滑壓運行。閥位控制方式:負荷為510～600 MW時采用順序閥定壓運行方式，負荷為300～510 MW時采用2閥全開滑壓運行，主蒸汽壓力由24.2 MPa滑壓至14.38 MPa。

機組采用復合滑壓運行方式不但可提高機組熱經濟性，而且滑壓運行鍋爐和主蒸汽管道等部件工作壓力較低，汽輪機高壓缸各級溫度變化較小，減小了軸系和葉片的熱應力，延長了機組的使用壽命。同時機組變負荷速率提高，可以更好地滿足電網調峰要求。

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