S109FA燃氣-蒸汽聯合循環機組發電熱耗率影響因素分析

李志鑫

(廣州發展電力集團有限公司，廣州 510627)

0 引言

廣州某天然氣發電廠擁有2臺S109FA型燃氣-蒸汽聯合循環發電機組，每臺機組配置燃氣輪機(以下簡稱燃機)、蒸汽輪機、發電機各1臺且同軸布置，余熱鍋爐采用三壓再熱、無補燃、臥式、自然循環方式。在實際運行過程中，應電網調峰要求，2臺機組基本采用日啟停運行方式，并在運行中投自動發電控制(AGC)，是南方電網區域的大型調峰主力。

對于燃氣-蒸汽聯合循環機組，能快速、直接反映機組變工況特性的主要經濟、技術指標是發電熱耗率。在實際生產過程中，大氣環境、機組負荷、運行方式以及啟動方式等都會不同程度地影響機組的性能，并通過發電熱耗率的變化顯現出來。本文以該電廠2臺機組的實際運行狀況為背景，分析影響該電廠發電熱耗率的各種因素，重點利用實例對各種影響因素的影響程度做量化分析。

1 發電熱耗率影響因素分析[1]

圖1為該電廠S109FA型燃氣-蒸汽聯合循環機組示意圖。為便于分析，將蒸汽輪機、燃氣輪機、余熱鍋爐以及凝汽器看作一個整體并與外界隔離。經分析可知，機組與外界環境所進行的物質和能量交換主要集中在圖示框線外的6個區域，并分別通過機組負荷、大氣環境、天然氣、余熱鍋爐排放、冷卻介質、發電機以及機組老化7個因素影響著機組的性能。在上述7個影響因素中，機組負荷對發電熱耗率的影響比較明確，其他6個因素也會一定程度上綜合影響機組的變工況特性，并在發電熱耗率上有所反映。

圖1 燃氣-蒸汽聯合循環機組示意

1.1 大氣環境因素

空氣要經壓氣機加壓后進入燃燒室，在此過程中壓氣機耗功大約占到燃氣輪機總功率的2/3,空氣因素對于簡單循環燃氣輪機及其聯合循環的功率和效率有相當大的影響，任何影響壓氣機進氣空氣密度的因素,都會在某種程度上影響機組性能。由于空氣密度的大小主要取決于大氣的溫度、濕度及壓力, 因此，大氣環境因素主要包括大氣溫度、壓力及濕度。

1.2 天然氣因素

天然氣在進入燃燒室之前要先經性能加熱器加熱，在此發生能量轉換。天然氣在性能加熱器進、出口的溫度以及熱值、熱容及流量決定了天然氣在加熱過程所消耗的能量大小，因此，天然氣因素主要考慮其在性能加熱器進出口的溫度，受目前測量手段的限制，熱值、熱容及流量因素暫不考慮。

1.3 余熱鍋爐排放因素

對于無補燃的余熱鍋爐型聯合循環機組，在燃氣透平中做功之后的尾氣在余熱鍋爐中僅有換熱過程，不存在燃燒過程，余熱鍋爐也不需要額外補充空氣，因此，排放因素主要指余熱鍋爐排放到大氣中煙氣的溫度及流量。

1.4 冷卻介質因素

凝汽器的壓力水平即汽輪機背壓，對機組性能影響較大，影響凝汽器壓力水平的因素主要來自冷卻介質，包括開式循環水的溫度及流量，因此，可將冷卻介質因素看作開式循環水的溫度及流量對機組性能的影響。

1.5 發電機因素

由于發電機、燃氣輪機、蒸汽輪機同軸布置，發電機工況的變化必然會影響到整個機組的性能，發電機因素對機組性能的影響主要體現在發電機的頻率和功率因數上，其中頻率因素的影響微乎其微。

1.6 老化因素

隨著機組運行時間的增加，會造成氣流通道積垢、葉片腐蝕、損傷、葉形變化等使機組性能出現不同程度的下降，通常表現為發電熱耗率的增加或熱效率的降低，稱之為機組老化。當運行周期較短時，可以暫不考慮該項因素的影響。

1.7 機組負荷及運行方式、啟動方式因素

由于機組在實際運行中投AGC，機組負荷時常變動，時刻影響著發電熱耗率的變化；另外，機組常采用日啟停運行方式，偶爾還會有冷態啟動方式，啟動期間因為存在暖機過程，熱效率較低。因此，運行方式及啟動方式的改變也會影響機組發電熱耗率的升高或降低。

2 各種影響因素的量化分析[2]

根據以上對發電熱耗率各類影響因素的分析、梳理，基于該電廠2017年6—7月實際生產數據，以分析這2個月發電熱耗率的環比情況為例，介紹量化分析的計算方法。為提高準確性，首先將上述2個月的發電熱耗率修正到保證工況下，統一工況后再分析負荷、運行方式等因素對發電熱耗率的影響。

這里的保證狀況條件指：(1)大氣壓力100.54 kPa；(2)大氣溫度29.0 ℃；(3)相對濕度83%；(4)發電機頻率50 Hz；(5)發電機功率因數0.85；(6)燃料加熱器入口天然氣溫度15.0 ℃；(7)燃料加熱器入口天然氣壓力3 524.50 kPa；(8)余熱鍋爐給水溫度60.0 ℃；(9)凝汽器開式循環水溫度29.5 ℃；(10)凝汽器開式循環水流量24 461.1 t/h；(11)天然氣熱值、組分摩爾分數的相關規定。

表1為該電廠2017年6，7月相關生產數據。由表1數據可知，7月的發電熱耗率環比升高了36.76 kJ/(kW·h)；表2是在機組實際運行過程中，通過查詢PI數據庫獲取的一系列有關生產數據。

表1 2017年6，7月相關生產數據

表2 影響機組性能因素及相關數據統計

2.1 空氣、燃料、冷卻介質、發電機因素綜合影響分析[3]

根據聯合循環機組性能，大氣環境、發電機頻率以及燃機入口天然氣溫度既影響機組出力，又影響機組的耗熱量；冷卻介質、發電機功率因數、低壓省煤器再循環溫度及燃料加熱器入口天然氣溫度僅影響機組出力。

根據GE公司提供的各種影響因素的修正曲線，分別將聯合循環機組的出力和耗熱量修正到保證工況下。

2.1.1 聯合循環機組出力的修正

大氣溫度的修正

α1=α1b/α1a，

(1)

式中：α1a，α1b分別為設計、試驗大氣溫度下的出力修正系數。

大氣壓力的修正

α2=α2b/α2a，

(2)

式中：α2a，α2b分別為設計、試驗大氣壓力下的出力修正系數。

大氣相對濕度的修正

α3=α3b/α3a，

(3)

式中：α3a，α3b分別為設計、試驗大氣相對濕度下的出力修正系數。

循環水流量的修正

Δ4=Δ4b-Δ4a，

(4)

式中：Δ4a，Δ4b分別為設計、試驗循環水流量下的發電機損失功率。

循環水溫度的修正

Δ5=Δ5b-Δ5a，

(5)

式中：Δ5a，Δ5b分別為設計、試驗循環水溫下的發電機損失功率。

功率因數的修正

Δ6=Δ6a-Δ6b，

(6)

式中：Δ6a，Δ6b分別為設計、試驗功率因數與試驗負荷下的發電機損失功率。

發電機頻率的修正

Δ7=Δ7a-Δ7b，

(7)

式中：Δ7a，Δ7b分別為設計、試驗發電機頻率下的出力修正系數。

低壓省煤器再循環溫度的修正

Δ8=Δ8b-Δ8a，

(8)

式中：Δ8a，Δ8b分別為設計、試驗低壓省煤器再循環溫度下的發電機損失功率。

燃料加熱器入口天然氣溫度的修正

Δ9=Δ9b-Δ9a，

(9)

式中：Δ9a，Δ9b分別為設計、試驗燃料加熱器入口天然氣溫度下的發電機損失的功率。

燃機入口天然氣溫度的修正

α10=α10b/α10a，

(10)

式中：α10a，α10b分別為設計、試驗燃機入口天然氣溫度下的出力修正系數。

聯合循環機組總出力的修正

(11)

式中：P為聯合循環總輸出功率。

2.1.2 熱耗量的修正

大氣溫度的修正

β1=β1b/β1a，

(12)

式中：β1a，β1b分別為設計、試驗大氣溫度下的熱耗量修正系數。

大氣壓力的修正

β2=β2b/β2a，

(13)

式中：β2a，β2b分別為設計、試驗大氣壓力下的熱耗量修正系數。

大氣相對濕度的修正

β3=β3b/β3a，

(14)

式中：β3a，β3b分別為設計、試驗大氣相對濕度下的熱耗量修正系數。

發電機頻率的修正

β4=β4b/β4a，

(15)

式中：β4a，β4b分別為設計、試驗發電機頻率下的熱耗量修正系數。

燃機入口天然氣溫度的修正

β5=β5b/β5a，

(16)

式中：β5a，β5b分別為設計、試驗燃機入口天然氣溫度下的熱耗量修正系數。

耗熱量修正后

Qcorr=Q/(β1β2β3β4β5) ，

(17)

式中：Q為聯合循環發電熱耗量。

2.1.3 發電熱耗率的修正

HRcorr=Qcorr/Pcorr。

(18)

按照式(1)～(18)，將2017年6，7月的實際發電熱耗率修正到保證工況下，則7月的發電熱耗率由7 303.90 kJ/(kW·h)(保證)→7 325.23 kJ/(kW·h)(實際)，上升21.33 kJ/(kW·h)；6月的發電熱耗率由7 297.79 kJ/(kW·h)(保證)→7 288.47 kJ/(kW·h)(實際)，下降9.32 kJ/(kW·h)。

修正到保證工況后，空氣、燃料、冷卻介質、發電機等因素綜合影響7月的發電熱耗率上升21.33 kJ/(kW·h)、綜合影響6月的發電熱耗率下降9.32 kJ/(kW·h)。統一到保證工況后，上述因素綜合影響 2個月發電熱耗率變化為30.65 kJ/(kW·h)，即上述系列因素的綜合影響使7月的發電熱耗率環比6月上升30.65 kJ/(kW·h)。

2.2 平均負荷因素影響分析[4]

由表1可知，2017年6，7月的平均負荷分別為306，301 MW，考慮到影響機組出力的一系列因素，將6，7月的平均負荷修正到保證工況下，再根據圖2保證狀況下機組負荷與發電熱耗率對應關系曲線(100%負荷為360.21 MW，對應發電熱耗率為6 998.296 kJ/(kW·h))，可查找出平均負荷因素影響7月的發電熱耗率環比6月上升20.51 kJ/(kW·h)。

圖2 保證工況下機組負荷與熱耗率對應關系曲線

2.3 運行方式、啟動方式因素影響分析

根據機組運行的實際狀況，借助PI Process Book工具可以獲取機組在各種運行工況下的發電量、耗氣量等生產數據，由此計算出機組負荷約300 MW時,連續運行過程中的發電熱耗率比日啟停模式下機組啟動過程中低3～4 MJ/(kW·h)。從機組點火至投AGC控制的時間段，機組負荷約300 MW連續運行時的發電量約230 MW·h。由此可以估算出，一次連續運行比日啟停模式下熱態啟動折合少用天然氣約10～15 t。因為機組在熱態啟動過程中的發電熱耗率相對穩定，該值可以根據連續運行時負荷的不同進行不斷修正以貼近實際情況。

用同樣的方法可以估算出一次冷態啟動比一次日啟停(熱態啟動)折合多用天然氣約15～20 t。

根據以上分析，7月有5次連續運行，環比6月多4次，以日啟停模式為比較基準，則連續運行因素使7月環比6月折合少用天然氣約43 t，以此可計算出連續運行因素影響7月的發電熱耗率環比6月下降約8.45 kJ/(kW·h)。同樣，7月的冷態啟動次數環比6月少3次，該項因素使7月環比6月折合少用天然氣約45 t，影響7月的發電熱耗率環比6月下降約8.5 kJ/(kW·h)。

3 結論

根據上述分析結果，空氣、燃料、冷卻介質、發電機、平均負荷因素影響7月發電熱耗率環比6月上升51.12 kJ/(kW·h)，運行方式、啟動方式因素影響7月發電熱耗率環比6月下降16.95 kJ/(kW·h)，上述因素合計影響7月發電熱耗率環比6月上升34.17 kJ/(kW·h)，該值與實際上升值36.76 kJ/(kW·h)十分吻合。

量化分析結果驗證了此種量化分析方法的實用性和準確性，為此類型電廠對聯合循環機組變工況性能分析提供了有效的計算依據。