一種大型純凝汽輪發電機組對外供熱改造新模式

薛智

（廣東珠海金灣發電有限公司，廣東省 珠海市 519060）

0 引言

廣東珠海金灣發電公司3、4號2 600 MW超臨界機組，鍋爐為上海鍋爐廠引進技術生產的超臨界參數變壓運行螺旋管圈直流爐，單爐膛、一次中間再熱、四角切圓燃燒方式、平衡通風、Π型露天布置、固態排渣、全鋼架懸吊結構。鍋爐燃用神府東勝煤，爐后尾部布置兩臺轉子直徑為13 492 mm的三分倉容克式空氣預熱器。汽輪機組是由上海汽輪機有限責任公司制造的 N600-24.2/566/566超臨界B191成熟機型，為具有一次中間再熱、三缸四排汽、單軸凝汽式汽輪機。發電機為上海汽輪發電機有限公司生產的三相交流隱極式同步發電機，型號為QFSN-600-2，冷卻方式為水氫氫，即定子繞組采用水內冷方式，轉子繞組和定子鐵心用氫內冷方式，勵磁方式采用自并勵靜止可控硅勵磁。2010年，兩臺機組通過改造實現了對周邊工業園區的供熱，供熱方式為：再熱蒸汽經減溫減壓進行對外供熱[1]，設計供熱參數為：1.6 MPa，320 ℃，單臺機組設計最大供汽量為100 t/h。

但隨著工業園區供熱需求的不斷增大，用熱需求峰值已突破160 t/h，而由于廣東省電網總體處于供大于求的局面，火電機組負荷率不斷下降，公司兩臺發電機組中經常有一臺處于調度停運狀態，僅有一臺發電機組對外供電，現有單臺機組100 t/h的供熱能力已無法滿足供熱管網的用熱需求。同時，國家三部委聯合印發了《全面實施燃煤電廠超低排放和節能減排改造工作方案》，要求新建機組供電標煤低于300 g/(kW·h)，到2020年，現役燃煤300 MW發電機組改造后平均供電標煤低于310 g/(kW·h)；現役燃煤 600 MW發電機組改造后平均供電標煤低于300 g/(kW·h)，東、中部地區提前至2017年和2018年達標。對純凝機組進行供熱改造[2]，在大流量供熱時供電煤耗將出現明顯的降低，是純凝機組實現煤耗達標的重要途徑[3]，比汽輪機通流改造經濟性更優。且根據《廣東省熱電聯產機組節能發電調度管理辦法》，對純凝機組改造后年平均熱電比達到20%以上的機組，按同類型熱電聯產機組調度，也即實現“以熱定電”，使機組的基礎電量和利用小時數得到較大幅度的提高。由此可見，實施供熱增量改造，提高單臺機組的對外供熱量，不僅能為工業園區提供高效清潔的高品質蒸汽，履行社會責任[4]，同時也可以提高經濟效益，是實現煤電機組經營困境的有效途徑，具有非常重要的意義。

1 提高機組對外供熱能力的技術措施

由于熱網用戶供熱蒸汽壓力需求為 1.3 MPa以上，考慮管輸損失，電廠出口蒸汽必須達到1.5～1.6 MPa。在上海汽輪機廠B191成熟機型的各段抽汽中，四段抽汽在100%THA工況下的蒸汽壓力只有0.95 MPa，三段抽汽在80%額定負荷以下的蒸汽壓力將低于 1.5 MPa，都不能滿足供熱管網的需求。二段抽汽即冷再蒸汽在50%負荷時的蒸汽壓力為1.99 MPa，但根據上海汽輪機廠的核算，考慮到對汽輪機高壓末級葉片的安全和機組推力平衡的影響，為保證汽輪機長期連續安全運行，從再熱器冷段或熱段抽汽對外供熱的抽汽總量不能高于100 t/h，在40%額定負荷以下時抽汽量更是不能高于50 t/h，因此通過增大汽輪機二段抽汽量增加對外供熱的方法并不可行。同樣，汽輪機一段抽汽也存在抽汽量限制[5]，能對外供熱的抽汽裕量比二段抽汽更小，不能滿足增加對外供熱量的需求[6]。

除以上一、二、三、四段抽汽供熱之外，可考慮的低壓供熱增量技改方法還有一段抽汽通過壓力匹配器引射中排蒸汽、高壓旁路改造、主蒸汽經背壓機做功后排汽供熱[7]等，但都存在熱力系統較為復雜、投資大導致投資回收周期長等問題[8]，技術經濟性較差。

本文提出一種供熱增量改造新模式，即退出#1高加或#1、#2高加全部退出，原一段抽汽或一段、二段抽汽全部在高壓缸做功后，從再熱器冷段抽出，作為新增的對外供熱蒸汽。根據機組中、低負荷高壓加熱器相關參數分析可知，450 MW工況時，#1、#2高加停運后，可從再熱冷段增加抽汽約165 t/h，冷再蒸汽參數為3.0 MPa、288 ℃，最終給水溫度由 256.7 ℃降至 191.9 ℃，降低近65 ℃；300 MW工況，#1、#2高加停運后，可從再熱冷段增加抽汽約 90.6 t/h，冷再蒸汽參數為2.0 MPa、299 ℃，最終給水溫度由 241.3 ℃降至174.8 ℃，降低約66 ℃。由此可見，停運#1、#2高加，可明顯增加再熱冷段抽汽能力。但與此同時，給水溫度也大幅降低。

2 退出#1、#2高加對 SCR投入的影響分析

通常選擇性催化還原(selective catalytic reduction，SCR)裝置的最佳反應溫度范圍為320～400 ℃，對于特定的裝置，催化劑的設計溫度范圍稍有變化，我公司SCR催化劑運行溫度范圍取310～400 ℃。經省煤器分級改造后，機組在450MW至250MW過程中，SCR入口煙氣溫度由355℃降低至322℃，總體可以滿足脫硝裝置的運行要求。為了驗證#1、#2高加停運對鍋爐脫硝裝置的影響，選取一臺機組進行了停運#1、#2高加對SCR入口煙氣溫度影響試驗，結果見表1。

由表1可見，在300 MW工況下，1號高加停運后，給水溫度降低23.1 ℃，SCR入口煙氣溫度為 332.9 ℃，煙氣溫度降低近 5.7 ℃；#1、#2高加同時停運后，給水溫度降低55.6 ℃，SCR入口煙氣溫度為321.1 ℃，較停運1號高加SCR入口煙氣溫度繼續降低11.8 ℃，較加熱器正常運行時的煙氣溫度降低 17.5 ℃，但可保證 SCR正常投入運行。在更惡劣的250 MW工況下，停運1號高加后，給水溫度為209.1 ℃，SCR入口煙氣溫度318.0 ℃。據此推測，250 MW工況下，#1、#2高加同時停運，SCR入口煙氣溫度降繼續降低約8～10 ℃，達到SCR催化劑允許運行的溫度下限值。但考慮到250 MW為超出機組正常負荷調度范圍的深度調峰非正常工況，可以提前通過減少吹灰等運行措施提高SCR入口煙溫，并且機組在進行省煤器分級改造時，已預留了給水旁路的接口。如果將給水旁路系統接好后，可使SCR入口煙氣溫度提高約15 ℃。這樣即使在250 MW的非正常深度調峰工況下，#1、#2高壓加熱器退出后通過投入備用的給水旁路系統，也可確保SCR正常投入運行。

表1 機組不同工況下停運高壓加熱器時鍋爐煙氣溫度列表Tab. 1 List of boiler flue gas temperature under different working conditions when the HP heater is stopped

3 退出#1、#2高加對汽輪機高壓缸末級葉片安全性的影響分析

B191機型的高壓末級、次葉片結構型式為自帶圍帶T型葉根。上海汽輪機廠進行了以下兩種強度工況的核算：1）工況1。閥門全開，切除#1、#2高加，高排抽汽量200t/h；2）工況2。閥門全開，切除#1高加，高排抽汽量100 t/h。對高壓末三級動葉而言，強度工況為最危險工況，即在閥門全開時，高壓缸末三級葉片所受到的推力最大，如果該強度工況下應力核算通過，則在所有工況下均認為可安全運行。

在強度工況 1，末三級動葉片應力考核結果如表2所示。

考核結果顯示，當4閥全開時，在高排抽汽200 t(切除#1、#2高加)，高壓末三級動葉強度合格，但是末級動葉葉根激勵指數為1.04，接近允許的極限值，因此要求機組高排抽汽量應控制在200 t/h以下。

在強度工況 2，末三級動葉片應力考核結果如表3所示。

考核結果顯示，當高排抽汽100 t/h(僅切除#1高加)時，高壓末級動葉強度基本合格，但是末級動葉葉根激勵指數達到了1.00的極限值，因此當#1高加切除時，要求機組高排抽汽量應嚴格控制在100 t/h以下。

綜上所述，機組在抽汽工況運行時，相對純凝汽工況而言，其工況更復雜、更惡劣，尤其是高壓末三級動葉。在上述強度工況下，高壓末三級動葉仍在安全范圍內，可確保安全連續運行。但抽汽工況下末級葉根激勵指數已接近許用值，實際運行時需嚴格控制非調整抽汽總量，以保證高壓末幾級葉片的運行安全。通過對動葉片強度工況下的強度和應力計算，切除#1高加時，高排最大抽汽量為 100 t/h(冷再、熱再合計抽汽量)。因機組之前進行的供熱改造已從再熱器抽汽達到100 t/h，因此僅切除#1高加已無法增加對外供熱量。而同時切除#1、#2高加，高排最大抽汽量可達到200 t/h，滿足機組增加對外供熱量的要求。

表2 強度工況1末三級動葉片應力考核結果Tab. 2 Results of stress assessment of the last three dynamic blades under strength condition 1

表3 強度工況2末三級動葉片應力考核結果Tab. 3 Results of stress assessment of the last three dynamic blades under strength condition 2

4 退出#1、#2高加對汽輪機軸向推力的影響分析

B191機型由單流高壓缸，單流中壓缸和雙流低壓缸組成。調節級采用與高壓缸汽流方向一致的順流布置，高中壓合缸。低壓缸對稱雙流，推力相互抵消，自然平衡。高壓缸軸封左右對稱，推力自然平衡。因此，推力平衡僅為高中壓缸的推力及平衡活塞之間的平衡[9]。由于機組已經運行較長時間，上海汽輪機廠采用同比計算的方法進行推力核算，以純凝運行各閥點工況為基準，分別計算高排抽汽100 t/h、切除#1高加高排抽汽、切除#1和#2高加高排抽汽幾種工況下，對汽輪機軸向推力的影響，取4種工況作為推力計算校核工況，軸向推力計算結果如表4所示。

表4 軸向推力計算結果表(配可傾瓦推力軸承)Tab. 4 The axial thrust calculation results(with tilting pad thrust bearing)

從計算結果可以看出，以純凝工況為基準，僅切除#1號高加，高排抽汽100 t/h，推力會向調閥端增大，隨著負荷越大，增大的幅度越大；如切除#1、#2號高加，高排抽汽200 t/h，推力會向調閥端增大，隨著負荷越大，增大的幅度越大。但對推力的影響是“僅切除#1號高加，高排抽汽100 t/h”的工況時最大。因此，在實行供熱增量改造后，運行中需監視軸向推力的變化，尤其在高負荷抽汽工況下。

5 退出#1、#2高加對機組經濟性影響

停運#1、#2高加，將引起各負荷狀態下給水溫度降低，從而降低機組的回熱效果，引起機組發電煤耗升高[10]，從表 5的計算可知，100%、75%、50%電負荷工況下，停運#1、#2高加將使得最終給水溫度分別下降67、63、64 ℃，機組發電煤耗升高5.1～5.6 g/(kW·h)。純凝狀態下，均攤至全年平均發電煤耗將升高約5.3 g/(kW·h)。

表5 停運#1、#2高加對機組經濟性的影響Tab. 5 The influence on unit economy of stopping the #1 HP heater

停運#1、#2高加，雖然在純凝狀態下均攤至全年平均發電標煤耗將升高約5.3 g/(kW·h)，按機組年利用小時數4 500 h、標煤價為900元/t計算，單臺機組每年的增加的燃料成本約為1 288萬元。按每噸供熱的邊際利潤為 40元、全年對外供熱6 000 h測算，單臺機組額外增加的100 t/h對外供熱量為公司貢獻的邊際利潤為 2 400萬元，經濟效益顯著。

6 結論

要實現壓力為1.5 MPa左右的低壓對外抽汽供熱改造，目前國內多數純凝機組采用的方法是從再熱器冷段或熱段抽汽外供，但供熱量受到汽輪機允許抽汽量的限制。為達到以最小的改造實現對外供熱量倍增的效果，退出#1、#2高加，將原一段、二段抽汽從再熱器冷段抽出作為對外供熱蒸汽是一種創新性的模式。通過理論測算和現場試驗，該方法對機組給水溫度、脫硝投入的影響都是可控的，對汽輪機高壓缸末級葉片安全性和汽輪機組軸向推力的影響經核算也是在安全裕度之內的，經濟效益經評估也是顯著的。證明退出#1、#2高加，實現對外供熱量倍增的方法是可行的，可供純凝機組實施大流量低壓供熱改造時借鑒。