1 000 MW超超臨界機組回熱抽汽過熱度多種利用形式的熱力學分析

周璐瑤， 徐 鋼， 白 璞， 許 誠， 楊勇平

(華北電力大學 國家火力發電工程技術研究中心，北京 102206)

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1 000 MW超超臨界機組回熱抽汽過熱度多種利用形式的熱力學分析

周璐瑤， 徐 鋼， 白 璞， 許 誠， 楊勇平

(華北電力大學 國家火力發電工程技術研究中心，北京 102206)

針對1 000 MW超超臨界機組抽汽過熱度過高的問題，分析了一級外置式蒸汽冷卻器(簡稱外冷器)系統和二級外冷器系統的節能效果，并與小汽輪機相對內效率分別為85%和90%的回熱式小汽輪機系統的節能效果進行了比較，同時分析了不同負荷條件下蒸汽過熱度多種利用形式的節能效果.結果表明：在額定負荷工況(THA工況)下，回熱式小汽輪機系統的節能效果始終優于外冷器系統；回熱式小汽輪機系統的節能效果隨著其相對內效率的提高而提升，外冷器系統的節能效果隨著級數的增加而提升；負荷降低時，外冷器系統的節能效果有所改善，回熱式小汽輪機系統的節能效果有所下降；負荷降低至50% THA工況時，兩級外冷器系統與回熱式小汽輪機系統的節能效果相當.

超超臨界機組； 蒸汽過熱度； 外置式蒸汽冷卻器； 回熱式小汽輪機； 節能效果

我國以煤電為主的發電格局使得火電廠煤炭消耗量占煤炭總產量的一半以上[1]，如何進一步提高火電機組的效率、減少其污染物排放量成為全社會越來越關注及火力發電行業亟待解決的問題.隨著火電機組的快速發展，高參數超超臨界(USC)機組已成為行業主流[2].1 000 MW超超臨界機組由于主蒸汽和再熱蒸汽溫度較高，再熱后各級回熱抽汽過熱度可達200 K左右，使得再熱后各級回熱加熱器的汽水換熱溫差增大，不可逆損失變大，削弱了回熱的節能效果[3-4].針對1 000 MW超超臨界機組再熱后抽汽過熱度過高的問題，主要有2種蒸汽過熱度利用形式，一種是采用外置式蒸汽冷卻器(即外冷器)，另一種是采用回熱式小汽輪機.外冷器系統是使過熱度較高的回熱抽汽首先進入外冷器，加熱溫度較高的給水，釋放出一部分熱量的蒸汽隨后繼續進入回熱加熱器，一方面可大幅降低進入回熱加熱器的抽汽過熱度，減小回熱換熱過程的不可逆損失；另一方面可進一步提高給水溫度，使機組的熱經濟性得到提升[5].回熱式小汽輪機系統則指汽輪機高壓缸的部分排汽不經過再熱而是直接引入一臺單獨的汽輪機中，汽輪機中壓缸取消回熱抽汽，相應的回熱抽汽來自這臺回熱式小汽輪機.由于這部分回熱抽汽不經過再熱，過熱度可大幅降低，有效解決了中壓缸抽汽過熱度過高的問題[6-7].外冷器系統的技術難度較小，且可以有效利用對應抽汽級的過熱度，節能效果較好.采用回熱式小汽輪機的熱力系統能夠有效降低多級抽汽的過熱度，提高機組的熱經濟性.現有關于1 000 MW超超臨界機組外冷器的應用僅限于一級外冷器[5].有關回熱式小汽輪機的研究僅限于設定回熱式小汽輪機相對內效率的節能效果研究[6-7].外冷器的級數和回熱式小汽輪機的相對內效率會影響回熱抽汽過熱度的利用效果，進而影響機組的熱經濟性.

考慮到大型超超臨界火電機組需要調峰運行，隨著負荷的變化，各級回熱抽汽的過熱度也會隨之變化，因此如何高效地利用變負荷運行條件下的過熱度更具現實意義[8-9].負荷降低時，不同級數的外冷器系統和不同相對內效率的回熱式小汽輪機系統的節能效果會發生不同程度的變化.目前,關于變負荷條件下蒸汽過熱度多種利用形式的比較研究的公開報道比較少見.

鑒于此，筆者研究了外冷器級數和回熱式小汽輪機相對內效率的變化對機組熱經濟性的影響，首先討論了一級外冷器系統和二級外冷器系統的節能效果，并分析了回熱式小汽輪機系統在不同相對內效率時對機組熱力性能的影響.在此基礎上，綜合分析比較了各系統在變負荷條件下的節能效果，為1 000 MW超超臨界機組在實際運行時如何優化利用抽汽過熱度提供理論支撐.

1 案例機組

選取典型1 000 MW超超臨界機組作為研究對象，其鍋爐為超超臨界參數變壓運行直流鍋爐，汽輪機為N1000-26.25/600/600型超超臨界、一次中間再熱凝汽式汽輪機，具有8級非調整回熱抽汽.如圖1所示，1 000 MW超超臨界機組常規系統有8級回熱加熱器，包括3級高壓加熱器、1級除氧器和4級低壓加熱器.高壓加熱器具有蒸汽冷卻段，除氧器為混合式加熱器，低壓加熱器不設蒸汽冷卻段.1號、2號和3號高壓加熱器上端差分別為-1.7 K、0 K和0 K，各級低壓加熱器上端差均為2.8 K.各級回熱加熱器均設有疏水冷卻段，下端差均為5.6 K.

圖1 1 000 MW超超臨界機組常規系統示意圖

Fig.1 Schematic diagram of the conventional system in 1 000 MW USC units

表1列出了額定負荷工況(THA工況)下常規系統的主要抽汽參數.從表1可以看出，在常規系統中，3號～5號回熱加熱器的抽汽過熱度很高，其中3號和4號回熱加熱器的抽汽過熱度均超過200 K，達到285.9 K和211.8 K， 5號回熱加熱器的抽汽過熱度也達到164 K.同時，這三級回熱加熱器的抽汽溫度分別達到504.9 ℃、396.1 ℃和325.4 ℃，不僅明顯高于三級對應的抽汽飽和溫度，也明顯高于最終的給水溫度.

圖2所示為回熱加熱器中蒸汽放熱和給水吸熱過程的溫度-熵(T-S)圖，其中過程5-4-3表示蒸汽的放熱過程，過程1-2表示給水吸熱過程，換熱過程的熵增為ΔS，T0代表環境溫度.如果降低蒸汽的過熱度，其放熱過程變為6-7-3，給水吸熱過程為1-2，顯然換熱溫差減小，換熱過程的熵增減小了δS，不可逆損失減小，如圖2中陰影部分所示.

表1 常規系統THA工況下的各級抽汽參數

Tab.1 Extracted steam parameters of the conventional system under THA condition

抽汽級數抽汽壓力/MPa抽汽溫度/℃抽汽飽和溫度/℃抽汽過熱度/K18.08421.1293.7127.424.60341.6258.882.832.27504.9219.0285.941.11396.1184.3211.850.64325.4161.3164.160.36252.6139.7112.970.17169.5114.654.980.0895.792.13.6

圖2 回熱加熱器蒸汽放熱和給水吸熱過程的T-S圖

2 回熱抽汽過熱度多種利用形式的熱力學分析

2.1 THA工況下的外冷器系統

外冷器系統的級數將影響蒸汽過熱度利用的節能效果，筆者針對1 000 MW超超臨界機組考慮2種外冷器系統，即一級外冷器系統和二級外冷器系統.

從表1可以看出，3號回熱加熱器抽汽過熱度最高，達285.9 K，考慮對3號回熱加熱器設置外冷器以降低本級回熱抽汽的過熱度，即一級外冷器系統.圖3所示為一級外冷器系統的熱力系統示意圖.外冷器設置在1號高壓回熱加熱器的出口處，高溫的3號回熱抽汽先進入外冷器釋放一部分熱量，用以加熱給水，使得抽汽過熱度顯著降低.隨后，溫度降低的蒸汽再進入3號回熱加熱器加熱較低溫度的給水[5].

圖3 1 000 MW超超臨界機組一級外冷器系統示意圖

Fig.3 Schematic diagram of the system with one outer steam cooler for 1 000 MW USC unit

4號回熱加熱器的抽汽過熱度也超過200 K，達到211.8 K.為了充分利用高溫抽汽的過熱度，提出對3號和4號回熱加熱器同時設置外冷器，即二級外冷器系統，如圖4所示.4號外冷器設置在1號高壓回熱加熱器的出口處，3號外冷器設置在4號外冷器的出口處.高溫蒸汽先進入外冷器釋放部分熱量，加熱高溫給水，使得進入回熱加熱器的蒸汽過熱度顯著降低.

圖4 1 000 MW超超臨界機組二級外冷器系統示意圖

Fig.4 Schematic of the system with two outer steam coolers for 1 000 MW USC unit

使用汽水系統專業軟件EBSILON對各系統進行模擬分析，得到計算結果.模擬過程遵循能量守恒和質量守恒定律，根據汽水系統熱平衡計算熱力過程的熱量、功量、循環效率和熱力狀態參數等物理量[10].各系統基于統一給定的假定條件，汽輪機高、中、低壓缸的相對內效率分別為89%、91%、88%，鍋爐效率假定為93%，各級高壓加熱器的抽汽壓損為抽汽壓力的3%，除氧器各級低壓加熱器的抽汽壓損為抽汽壓力的5%.

表2列出了常規系統和2種外冷器系統的主要參數及熱力學節能效果的比較.由表2可以看出，一級外冷器系統的給水溫度提高至299.6 ℃，較常規系統高4.2 K，二級外冷器系統的給水溫度提高至300.9 ℃，較常規系統高5.5 K.設置外冷器后，給水溫度升高，二級外冷器系統的給水溫度比一級外冷器系統的給水溫度提升更為明顯.外置式蒸汽冷卻器系統的給水溫度提高，鍋爐的整體傳熱溫差減小，鍋爐的換熱不可逆損失減小.同時，設置外冷器后，相應級回熱抽汽的過熱度降低，回熱加熱器加熱給水所需的抽汽質量流量增大，因此一級外冷器系統的主蒸汽質量流量較常規系統有所提高(由750.0 kg/s提高至754.1 kg/s)，二級外冷器系統的主蒸汽質量流量較一級外冷器系統有所提高(由754.1 kg/s提高至755.3 kg/s).

與常規系統相比，一級外冷器系統的發電煤耗降低0.5 g/(kW·h)，二級外冷器系統的發電煤耗降低0.8 g/(kW·h).

表2 THA工況下外冷器系統和常規系統的主要參數和熱力學性能的比較

Tab.2 Comparison of major parameters and thermal performance between conventional system and outer cooler system under THA condition

參數常規系統一級外冷器系統二級外冷器系統主蒸汽質量流量/(kg·s-1)750.0754.1755.3主蒸汽壓力/MPa26.2526.2526.25主蒸汽溫度/℃600600600再熱蒸汽壓力/MPa555再熱蒸汽溫度/℃600600600給水壓力/MPa32.732.732.7給水溫度/℃295.4299.6300.9機組出功/MW100010001000發電煤耗/(g·kW-1·h-1)272.3271.8271.5煤耗降低值/(g·kW-1·h-1)0.50.8

2.2 THA工況下的回熱式小汽輪機系統

由表1可見，在常規系統中，3號～5號回熱加熱器的抽汽過熱度均較高.為了充分利用再熱后蒸汽的過熱度，提出了降低多級抽汽過熱度的回熱式小汽輪機系統，如圖5所示.在回熱式小汽輪機系統的汽水系統中，汽輪機高壓缸的部分排汽不再進入鍋爐進行再熱，而是直接引入一臺單獨的回熱式小汽輪機中，原系統中再熱后的三級抽汽(3號、4號、5號)現在均來自回熱式小汽輪機，不再經過再熱過程，過熱度大大降低[11].

圖5 1 000 MW超超臨界機組回熱式汽輪機系統示意圖

Fig.5 Schematic diagram of the small turbine regenerative system for 1 000 MW USC unit

表3列出了1 000 MW超超臨界機組常規系統和回熱式小汽輪機系統的主要參數及熱力學性能比較結果.由表3可以看出，在THA工況下，當回熱式小汽輪機的相對內效率為85%時，設置回熱式小汽輪機后，主蒸汽質量流量較常規系統的750.0 kg/s提高至770.3 kg/s.設置回熱式小汽輪機后，再熱后三級抽汽(3號、4號、5號)的過熱度均有所降低，這三級回熱加熱器所需的抽汽質量流量同時增加，因此回熱式小汽輪機系統的主蒸汽質量流量較常規系統明顯增大.與常規系統相比，回熱式小汽輪機系統的發電煤耗降低1.6 g/(kW·h).

表3 THA工況下回熱式小汽輪機系統和常規系統的主要參數和熱力學性能的比較

Tab.3 Comparison of major parameters and thermodynamic performance between conventional system and small turbine regenerative system under THA condition

參數常規系統回熱式小汽輪機系統相對內效率85%相對內效率90%主蒸汽質量流量/(kg·s-1)750.0770.3769.4主蒸汽壓力/MPa26.2526.2526.25主蒸汽溫度/℃600600600再熱蒸汽壓力/MPa555再熱蒸汽溫度/℃600600600給水壓力/MPa32.732.732.7給水溫度/℃295.4295.4295.4機組出功/MW100010001000發電煤耗/(g·kW-1·h-1)272.3270.7270.4煤耗降低值/(g·kW-1·h-1)1.61.9

隨著技術的發展，為了適應大型超超臨界機組回熱系統，回熱式小汽輪機的相對內效率可進一步提高.當回熱式小汽輪機的相對內效率為90%時，THA工況下，1 000 MW超超臨界機組回熱式小汽輪機系統的主蒸汽質量流量較常規系統的750.0 kg/s提高至769.4 kg/s.與常規系統相比，回熱式小汽輪機系統的發電煤耗降低1.9 g/(kW·h).

3 變負荷條件下的進一步討論

3.1 變負荷條件下1 000 MW超超臨界機組回熱抽汽過熱度多種利用形式的節能效果

為了適應供電形勢發展的需要，大型超超臨界火電機組需要承擔調峰任務.目前通常采用滑壓運行方式，即當負荷降低時，主蒸汽壓力降低，但主蒸汽溫度基本保持不變(負荷在40% 以上THA工況)[12].滑壓運行將導致回熱抽汽過熱度隨著負荷的降低而迅速升高，使得采用常規系統的超超臨界機組在低負荷運行時，抽汽過熱問題比設計工況下更嚴重.

針對上述問題，以案例機組為研究對象選取4種典型工況，利用EBSILON軟件對各工況進行模擬，對比分析了常規系統、2種外冷器系統和回熱式小汽輪機系統在不同負荷(即THA工況、75% THA工況、50% THA工況和40% THA工況)下的熱力學性能,主要針對超超臨界機組回熱抽汽過熱度不同回收利用形式的節能效果進行分析比較，假定機組的各缸效率和鍋爐效率不變，在同一基準下的分析結果具有一定參考價值.暫未考慮由變工況條件引起的機組各缸效率和鍋爐效率的小幅變化.

表4列出了不同負荷運行條件下1 000 MW超超臨界機組常規系統和2種外冷器系統的發電效率.由表4可以看出，隨著負荷的降低，1 000 MW超超臨界機組常規系統和2種外冷器系統的發電煤耗逐漸增加.一級外冷器系統的發電煤耗始終低于常規系統，二級外冷器系統的發電煤耗始終低于一級外冷器系統的發電煤耗.

表4 不同負荷條件下外冷器系統和常規系統發電煤耗的比較

表5列出了不同負荷運行條件下1 000 MW超超臨界機組常規系統和回熱式小汽輪機系統的發電煤耗.由表5可以看出，隨著負荷的降低，1 000 MW超超臨界機組常規系統和回熱式小汽輪機系統的發電煤耗均逐漸提高，回熱式小汽輪機系統的發電煤耗始終低于常規系統.當回熱式小汽輪機的相對內效率提高至90%時，機組的發電煤耗在不同負荷條件下均進一步降低.

表5 不同負荷條件下回熱式小汽輪機系統和常規系統發電煤耗的比較

3.2 變負荷條件下回熱式小汽輪機系統和外冷器系統的分析比較

為了確定不同負荷條件下不同系統的節能效果，綜合比較了2種外冷器系統和不同相對內效率的回熱式小汽輪機系統的發電煤耗相對于常規系統發電煤耗的降低值.

如圖6(a)所示，當回熱式小汽輪機的相對內效率為85%時，在THA工況和75% THA工況下，回熱式小汽輪機系統的發電煤耗降低值均高于外冷器系統；在50% THA工況下，二級外冷器系統的發電煤耗降低值高于回熱式小汽輪機系統；在40% THA工況下，一級外冷器系統的發電煤耗降低值高于回熱式小汽輪機系統.當回熱式小汽輪機的相對內效率達到90%時，3種系統與常規系統發電煤耗的降低值如圖6(b)所示，回熱式小汽輪機系統在不同負荷條件下的發電煤耗降低值均高于一級外冷器系統.當負荷降低到40% THA以下時，二級外冷器系統的發電煤耗降低值高于回熱式小汽輪機系統.由此可見，低負荷條件下，外冷器系統與回熱式小汽輪機系統的節能效果相當，甚至更好.

低負荷條件下，回熱系統的凝結水質量流量和凝結水溫升均大幅下降，抽汽質量流量更是加速減小，導致抽汽質量流量占主蒸汽質量流量的比例也明顯減小.因此，回熱式小汽輪機系統在低負荷條件下的各級抽汽質量流量加速下降，利用蒸汽過熱度的節能效果隨之減弱.外冷器系統則有所不同，低負荷條件下常規系統送入鍋爐的給水溫度大幅降低，導致鍋爐的不可逆損失增加,而外冷器系統利用抽汽過熱度提高了給水溫度，在一定程度上可有效抑制低負荷下鍋爐不可逆損失的增加，從而提高鍋爐和全廠的熱力學性能，外冷器系統仍然能夠實現節能效果的提升.

(a) 小汽輪機相對內效率為85%

(b) 小汽輪機相對內效率為90%

Fig.6 Comparison of energy saving effect between outer cooler system and small turbine regenerative system with different relative internal efficiencies

4 結 論

(1)在較高負荷條件下運行時，回熱式小汽輪機系統的節能效果優于外冷器系統；低負荷條件下外冷器系統的節能效果有所改善，回熱式小汽輪機系統的節能效果下降.如果提高回熱式小汽輪機的相對內效率，可以提升回熱式小汽輪機系統的節能效果.

(2)在THA工況和75% THA工況下，回熱式小汽輪機系統的發電煤耗降低值高于二級外冷器系統，二級外冷器系統的發電煤耗降低值始終高于一級外冷器系統，回熱式小汽輪機系統的節能效果更好.

(3)在50% THA工況下，回熱式小汽輪機的相對內效率為85%時，二級外冷器系統的發電煤耗降低值高于回熱式小汽輪機系統；在40% THA工況下，一級外冷器系統的發電煤耗降低值高于回熱式小汽輪機系統.

(4)當回熱式小汽輪機的相對內效率達到90%時，回熱式小汽輪機系統在不同負荷條件下的發電煤耗降低值均高于一級外冷器系統；只有當負荷降低到40% THA工況時，二級外冷器系統的發電煤耗降低值才高于回熱式小汽輪機系統.

[1] 閻維平. 超臨界蒸汽參數發電技術發展評述[J]. 電力科學與工程，2014，30(1): 1-7．

YAN Weiping．Review on supercritical steam power generation technology[J]．Electric Power Science and Engineering，2014，30(1)：1-7.

[2] ZHANG D．Ultra-supercritical coal power plants：materials，technologies and optimization[M]．Philadelphia,USA：Woodhead Pub，2013：132-156．

[3] 朱寶田,周榮燦. 進一步提高超超臨界機組蒸汽參數應注意的問題[J].中國電機工程學報, 2009, 29 (4)：95-100.

ZHU Baotian, ZHOU Rongcan. Some problems when further improve the USC units steam parameter [J]. Proceedings of the Chinese Society for Electrical Engineering, 2009, 29(4)：95-100.

[4] 鄭體寬. 熱力發電廠[M]. 北京：中國電力出版社，2008.

[5] 劉志真,李巖,程新華. 裝設外置式蒸汽冷卻器的再熱機組再熱之后第一級抽汽位置對熱經濟性的影響[J]. 汽輪機技術,2004，46(5):382-384.

LIU Zhizhen, LI Yan, CHENG Xinhua. Analysis of thermal economic benefits of first stage extraction location after reheat of reheat steam turbine set with outside steam cooler [J]. Turbine Technology, 2004，46(5):382-384.

[6] 蔡小燕，張燕平，李鈺, 等. 700 ℃超超臨界燃煤發電機組熱力系統設計及分析[J]. 動力工程學報，2012, 32(12)：971-978.

CAI Xiaoyan, ZHANG Yanping, LI Yu, et al. Design and exergy analysis on thermodynamic system of a 700 ℃ ultra-supercritical coal-fired power generating set [J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2012, 32(12):971-978.

[7] PLOUMEN P, STIENSTRA G, KAMPHUIS H. Reduction of CO2emissions of coal fired power plants by optimizing steam water cycle[J]. Energy Procedia, 2011, 4: 2074-2081.

[8] HAN X Q, LIU M, WANG J S, et al. Simulation study on lignite-fired power system integrated with flue gas drying and waste heat recovery - performances under variable power loads coupled with off-design parameters[J]. Energy, 2014, 76: 406-418.

[9] 周蘭欣, 華敏, 王為, 等．機組初參數與熱耗修正曲線的變工況計算法[J]．動力工程學報, 2011, 31(5): 387-390.

ZHOU Lanxin, HUA Min, WANG Wei, et al. A variable condition calculation method for main steam parameters and the heat rate correction curves[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2011, 31(5): 387-390.

[10] LI Y Y, ZHOU L Y, XU G, et al. Thermodynamic analysis and optimization of a double reheat system in an ultra-supercritical power plant[J]. Energy, 2014, 74: 202-214.

[11] 張燕平，蔡小燕，金用成, 等. 700 ℃超超臨界燃煤發電機組系統設計研發現狀[J]. 熱能動力工程，2012，27(2)：143-148.

ZHANG Yanping, CAI Xiaoyan, JIN Yongcheng, et al. Status of the design and development of 700 ℃ ultra-supercritical coal-fired power generator unit systems [J]. Journal of Engineering for Thermal Energy and Power, 2012, 27(2):143-148.

[12] 范鑫, 秦建明, 李明, 等．超臨界600 MW汽輪機運行方式的優化研究[J]．動力工程學報, 2012, 32 (5):356-361.

FAN Xin, QIN Jianming, LI Ming, et al. Study on operation mode optimization for a 600 MW supercritical steam turbine [J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2012, 32 (5):356-361.

Thermodynamic Analysis on the Superheating Degree Utilization Modes of 1 000 MW Ultra-supercritical Units

ZHOU Luyao, XU Gang, BAI Pu, XU Cheng, YANG Yongping

(National Thermal Power Engineering & Technology Research Center, North China Electric Power University, Beijing 102206, China)

To solve the problem of too high superheating degree of extracted steam in 1 000 MW ultra-supercritical (USC) units, the energy saving effect of two systems respectively with one or two steam coolers was analyzed and compared with that of the small turbine regenerative system in the case of 85% and 90% internal efficiency of the small turbine. Meanwhile, the energy saving effect was analyzed for various utilization modes of the superheating degree under different loading conditions. Results show that the energy saving effect of small turbine regenerative system is always better than that of outer cooler system under THA load condition. The energy saving effect of small turbine regenerative system increases with the rise of internal efficiency, while that of outer cooler system improves with the rise of cooler stages. When the load decreases, the energy saving effect of small turbine regenerative system declines, while that of outer cooler system rises. When the load reduces to 50% THA state, the energy saving effect of both the systems is equivalent.

ultra-supercritical unit; superheat degree of steam; outer steam cooler; small turbine regenerative system; energy saving effect

2016-06-03

2016-08-01

國家重點基礎研究發展計劃(973計劃)資助項目(2015CB251504)；國家自然科學基金資助項目(51476053, U1261210)

周璐瑤(1990-)，女，安徽淮北人，博士研究生，研究方向為電站節能. 徐 鋼(通信作者)，男，副教授，工學博士，電話(Tel．)：010-61772824；E-mail：xgncepu@163.com．

1674-7607(2017)06-0495-06

TK114

A

470.10