1 000 MW高效寬負荷率超超臨界機組 設計點優化研究

何海宇， 范世望， 彭澤瑛

(上海汽輪機廠有限公司，上海 200240)

近年來，受宏觀經濟尤其是工業生產下行等影響，用電量保持低速增長已經成為常態。與此同時，我國電力生產經過一段時期的迅速擴張和結構調整，電網容量不斷擴大，能源結構不斷調整，隨著風電、水電和太陽能發電等的大力發展，可再生能源和核電在電力結構中所占比例逐步上升。

為了保證可再生能源和核電的基本負荷，大型火電機組參與調峰，長期在低負荷工況運行是必然趨勢。常規火電機組的主要負荷分配不再集中于高負荷區，為適應能源結構的變化，需要開發具有更好靈活性的高效寬負荷率超超臨界機組。

我國現有1 000 MW機組大部分時間的工作負荷遠低于設計點負荷，那么可以考慮在選取設計點時就將設計點的負荷降低，提高部分負荷進汽壓力，從而降低熱耗率，提高經濟性；同時增設0號高壓加熱器，通過在部分負荷下投入0號高壓加熱器，提高機組給水溫度，進一步降低熱耗率；在過負荷時通過配汽機構補汽和高壓加熱器旁路調節等手段來滿足負荷峰值要求。筆者對原熱力方案(以下簡稱原方案)進行優化，將機組的補汽閥開啟點降低至850～950 MW，同時在原有回熱系統的基礎上增設0號高壓加熱器和高壓加熱器旁路調節系統，即在機組負荷較低時，投入0號高壓加熱器；在機組負荷較高時，開啟補汽閥和采用高壓加熱器旁路系統。同時比較了優化后機組的蒸汽參數和經濟性，論證了機組的發電能力，對比了不同負荷分配率時各方案的綜合經濟性。

1 機組容量規范

汽輪機的通流能力是指汽輪機在設計額定蒸汽參數下，所有調節閥全開時的最大主蒸汽流量[1]。根據不同的標準和工況定義，通流能力也有所不同，其變化會影響汽輪機的經濟性和出力。

目前，國內電力行業采用3種不同的設計規范來定義汽輪機的容量：原電力部行業標準DL/T 892—2004 《電站汽輪機技術條件》(以下簡稱DL/T 892—2004)、國家標準GB 5578—2007 《固定式發電用汽輪機規范》(以下簡稱GB 5578—2007)和國際標準IEC 60045—1 《汽輪機 第1部分：規范》(以下簡稱IEC 60045—1)。DL/T 892—2004標準中提出一種按夏季極端高背壓11.8 kPa定義機組容量的規范：(1)銘牌出力為夏季工況(TRL)；(2)最大連續出力工況(TMCR)；(3)熱耗率驗收工況(THA)；(4)閥門全開工況(VWO)。針對以上4種工況，通流設計的容量約為額定工況的112%～113%，國內也有部分機組采用相對低的背壓(9.6 kPa)來定義機組容量的規范。GB 5578—2007標準中提出一種按當地夏季背壓定義機組容量的規范：(1)銘牌出力、最大保證出力和熱耗率保證3個合為同一個工況；(2)夏季工況；(3)閥門全開工況。針對以上3種工況，通流設計的容量約為額定工況的108%～110%。IEC 60045—1中以最大保證連續功率來定義機組的容量：(1)銘牌出力、最大保證出力和熱耗率保證3個合為同一個工況；(2)閥門全開工況。針對以上2種工況，通流設計的容量約為額定工況的103%～105%[2]。

為了提高機組的經濟性，使滑壓運行機組在額定流量下的進汽壓力達到額定值，超超臨界機組采用了補汽閥技術。目前，超超臨界機組的工況定義一般參考DL/T 892—2004和GB 5578—2007 2個規范(詳見表1)，規范要求的汽輪機通流能力設計(相對額定背壓、額定功率)裕量最大達到12%～13%。按照目前的設計規范配置的汽輪機，最小在87%的通流能力下已經能發出額定出力，機組長期在部分負荷下運行，明顯降低了機組的經濟性。隨著火電機組的年利用小時數不斷下降，機組的經濟性下降更加明顯。

表1 超超臨界機組汽輪機通流能力Tab.1 Flow capacity of an ultra-supercritical steam turbine

2 原方案經濟性分析

圖1為某1 000 MW超超臨界機組的熱力系統圖。該機組由1個單流高壓缸、1個雙流中壓缸和2個雙流低壓缸組成，機組回熱系統由3個高壓加熱器、5個低壓加熱器和1個除氧器組成。按照表1中3種設計容量規范，進行了機組額定負荷和部分負荷的熱力計算。圖2給出了部分負荷相對于額定負荷的熱耗率增加量。圖3給出了部分負荷的主蒸汽壓力變化。

圖1 某1 000 MW超超臨界機組的熱力系統圖Fig.1 Thermodynamic system of a 1 000 MW ultra- supercritical unit

圖2 部分負荷的熱耗率變化Fig.2 Heat rate of unit under part-load conditions

由圖2可以看出，當汽輪機處于滑壓運行時，隨著機組負荷的降低熱耗率迅速上升，且機組負荷率越低經濟性下降的趨勢越快。以設計點為100%負荷為例，當機組在50%負荷工況運行時，熱耗率相比額定負荷升高了4.6%左右；當機組在40%負荷工況運行時，熱耗率相比額定負荷升高了7.08%左右；當機組在30%負荷工況運行時，熱耗率相比額定負荷升高了10.93%左右；當機組負荷降低時，其熱耗率上升的原因主要有以下3點：

圖3 部分負荷的主蒸汽壓力變化Fig.3 Main steam pressure of unit under part-load conditions

(1)熱端參數下滑。當機組負荷下降時，主蒸汽壓力迅速下降。

(2)回熱端參數下降。機組負荷下降造成各段回熱抽汽壓力下降，最終給水溫度也隨之下降，降低了平均吸熱溫度。

(3)冷端損失增加。在低負荷工況下，低壓缸排汽損失迅速增加(一般從額定工況開始降低機組負荷，排汽損失先減少后增加)導致低壓缸效率下降，低壓缸排汽損失在低負荷工況下有加速增加的趨勢，相應地低壓缸效率也有加速降低的趨勢。

圖2和圖3中相對熱耗率和相對主蒸汽壓力為

(1)

(2)

式中：基準熱耗率為設計點100%負荷方案額定負荷下的熱耗率：額定主蒸汽壓力為設計點100%負荷方案額定負荷下的主蒸汽壓力。

為了提升機組在部分負荷工況的經濟性，相應地也要從以上3個方面來采取措施：提升熱端參數、提升回熱端參數和減少低壓缸排汽損失，機組設計點優化將會從前2個方面對經濟性進行優化。

3個方案中，設計點1方案的通流能力最大，由圖3可以看出，該方案部分負荷工況的主蒸汽壓力最低，由圖2也可以看出該方案部分負荷的經濟性最差。隨著機組通流能力的增加，機組在部分負荷工況的經濟性變差；由此可見，降低機組通流能力可以提升機組在部分負荷的經濟性。

機組的整體經濟性與機組在不同負荷下的運行時間緊密相關，在新的電力結構下，僅考核機組在額定負荷的經濟性已經不能客觀反映機組的實際經濟性，因此引入全年加權平均熱耗率來表征機組的整體經濟性。

全年加權平均熱耗率=∑負荷實際熱耗率×負荷時間占比

(3)

表2中的運行時間1和運行時間2分別代表2種典型的機組運行情況[3]。對于運行時間1，機組在高負荷下運行的時間占比較大，在部分負荷下運行的時間占比較??；對于運行時間2，機組在高負荷下運行的時間占比較小，在部分負荷下運行的時間占比較大。

表2 機組負荷分配率Tab.2 Load rate of unit %

按照設計點100%負荷方案，假設機組全年不同負荷運行時間分配如運行時間1，該機組的全年加權平均熱耗率比額定工況熱耗率高1.13%；假設機組負荷運行時間分配如運行時間2，那么該機組的全年加權平均熱耗率要比額定工況高3.43%。隨著火電機組全年運行小時數的進一步降低，以及深度調峰需求上升，機組整體經濟性將進一步下降。

3 方案優化論證

3.1 方案優化措施

為了提高1 000 MW超超臨界機組在低負荷的經濟性，同時保證機組發額定出力的能力，采用以下4種措施對高效寬負荷率汽輪機進行優化。

(1)降低機組通流設計容量(設計點)。常規方案將100%負荷或TRL工況作為設計點，優化方案將設計點負荷降低到100%負荷以下，比較以下3個方案：設計點95%負荷、設計點90%負荷和設計點85%負荷。隨著機組通流能力的降低，低負荷工況下滑壓運行的主蒸汽和各級回熱抽汽的壓力要高于原方案，熱耗率水平將低于原方案。

(2)配置0號高壓加熱器，在部分負荷下投入0號高壓加熱器，可以提高給水溫度，降低機組的熱耗率。

(3)采用配汽機構補汽。當設計點負荷降低時，在過負荷的工況下，需要通過配汽機構補汽來提升機組的出力，補汽閥較原來的機組要承擔更大的補汽流量。

(4)采用高壓加熱器旁路調節系統。采用高壓加熱器旁路調節，開啟回熱旁路閥，減少高壓加熱器的主給水流量，可減少高壓缸的回熱抽汽量，提升機組出力，根據機組的出力要求可以設置高壓加熱器小旁路和高壓加熱器大旁路。

圖4為對原方案(圖1)進行優化后的的熱力系統圖。該優化方案在原方案基礎上增設了0號高壓加熱器和高壓加熱器旁路調節系統。

圖4 優化后的熱力系統圖Fig.4 Thermodynamic system in optimized scheme

3.2 優化方案經濟性分析

3.2.1 降低設計點負荷

通過降低機組的通流設計容量，可以顯著提升部分負荷的經濟性。降低機組的通流設計容量，也就是減小機組的通流設計尺寸。對于同一機組負荷，不同方案下機組的主蒸汽流量變化很小，根據熱力學原理，當機組的背壓保持不變、主蒸汽流量基本一致的前提下，減小機組的通流設計尺寸會提高機組的進汽壓力。

圖5給出了設計點優化后40%～90%負荷的主蒸汽壓力變化。圖6給出了設計點優化后30%～90%負荷的熱耗率變化。

圖5 設計點優化后部分負荷的主蒸汽壓力變化Fig.5 Main steam pressure of unit after optimization of design point under part-load conditions

圖6 設計點優化后部分負荷的熱耗率變化Fig.6 Heat rate of unit after optimization of design point under part-load conditions

由圖5可知，隨著設計點負荷的降低，部分負荷的主蒸汽壓力提升，對于90%負荷，在2個方案(設計點90%負荷和設計點85%負荷)中，主蒸汽壓力都達到了額定主蒸汽壓力；對于50%負荷，隨著設計點負荷的降低，主蒸汽壓力不斷提升，由設計點100%負荷的12.871 MPa提升至設計點85%負荷的15.216 MPa，提升了18.22%。

由圖6可知，隨著設計點負荷的降低，機組在部分負荷的熱耗率相比原方案大幅度降低，經濟性提高。以50%負荷工況為例，設計點為100%負荷時，熱耗率為7 636 kJ/(kW·h)。設計點降低至95%、90%和85%負荷時，由于主蒸汽壓力和給水溫度的提升，熱耗率分別降低至7 612 kJ/(kW·h)、7 587 kJ/(kW·h)和7 559 kJ/(kW·h)，熱耗率最低相比原來降低了1.008%，詳細數據見表3。

表3 50%額定負荷工況的熱力參數Tab.3 Thermal parameters under 50% load condition

3.2.2 0號高壓加熱器

為了提升部分負荷的經濟性，在外置蒸汽冷卻器出口再增設一個高壓加熱器，對給水進行進一步加熱，該高壓加熱器稱為0號高壓加熱器。對于超超臨界機組，0號高壓加熱器可以設置在補汽閥的補汽口處，一方面該處的熱力參數已經可以滿足機組提升給水溫度的要求，另一方面在補汽口抽汽可以避免再為0號高壓加熱器設置單獨的抽汽口，降低了設計的復雜程度。需要注意的是，由于鍋爐對給水溫度的限制，0號高壓加熱器在高負荷時不應當投入，隨著機組負荷的降低，補汽口處的壓力不斷降低，當該壓力降低至可以滿足鍋爐給水溫度的限制時，再考慮投入0號高壓加熱器。

在設計點95%負荷、設計點90%負荷和設計點85%負荷3個方案中，0號高壓加熱器的開啟負荷分別為64%負荷、60%負荷和57%負荷，在各個工況下0號高壓加熱器的熱耗率收益約為30～35 kJ/(kW·h)。3個方案中50%負荷的熱耗率分別降低至7 580 kJ/(kW·h)、7 554 kJ/(kW·h)和7 527 kJ/(kW·h)，熱耗率最低相比原來降低了1.427%。

3.3 過負荷能力論證

3個方案將通流設計容量降低至低于額定負荷的值，為了滿足汽輪機的出力要求，需要通過2種技術手段來提升機組的出力：補汽閥技術和高壓加熱器旁路調節技術。

3.3.1 補汽閥技術

以該機組高壓缸為標準的圓筒型外缸結構，可配置外置補汽閥，補汽閥開啟時，進入汽輪機的蒸汽流量增加，補汽口之后汽輪機通流部分的做功能力增加，可以提升機組的出力。如圖7所示，機組的出力隨著補汽流量的增加呈線性增長的關系，當補汽流量達到8%通流設計流量時，機組的出力可以提升4.1%～4.6%。當補汽流量達到16%通流設計流量時，機組的出力可以提升8.4%～9.3%。

3.3.2 高壓加熱器旁路調節技術

機組原回熱系統高壓加熱器采用100%主給水流量的旁路系統，只適用于高壓加熱器切除的工況，優化方案采用具有調節功能的高壓加熱器旁路，可以以一定的開度開啟回熱旁路閥。在旁路系統開啟的時候，由于進入高壓加熱器的主給水流量減少，高壓回熱抽汽量減少，使得有更多的蒸汽進入汽輪機通流部分做功，提升了汽輪機的出力。

隨著高壓加熱器旁路流量的增加，機組的出力呈線性增長的趨勢，如圖8所示，旁路流量達到80%主給水流量時，機組的出力提升了12%。

圖8 機組出力隨高壓加熱器旁路流量的變化Fig.8 Power output of unit vs. flow rate of high- pressure heater bypass system

3.3.3 額定負荷經濟性影響

補汽閥和高壓加熱器旁路調節技術作為滿足機組過負荷能力的主要手段，對機組的經濟性都有負面的影響，經核算，為了滿足同樣的出力要求，高壓加熱器旁路調節技術會造成更大的熱耗率提升幅度。同樣要提升10 MW的出力，高壓加熱器旁路調節技術方案的熱耗率要比補汽閥技術方案高6～7 kJ/(kW·h)。因此，為了滿足機組額定出力的要求，應首先采用開啟補汽閥的方式來增加機組出力，若補汽閥全開依然不能滿足機組額定出力的要求，則再開啟高壓加熱器彎路系統。同時，應當盡量增加補汽流量，降低高壓加熱器旁路調節的比例，以減少額定負荷的經濟性損失。當補汽流量為5%、8%、10%和16%通流設計容量時，各個設計點方案下額定工況的相對熱耗率見表4。由表4可知，隨著補汽流量的增加，額定工況的熱耗率降低。

表4 額定工況的相對熱耗率Tab.4 Relative heat rate at rated load %

通過開啟補汽閥和采用高壓加熱器旁路系統，最大可以將汽輪機的出力提升20%～21%，滿足汽輪機峰值負荷的要求。

3.4 全負荷的經濟性比較

機組全負荷的經濟性不僅與設計點負荷有關，還與機組全年不同負荷下的運行時間有關。

表2引用了文獻[3]中的負荷分配率，為了獲得更有參考性的結論，對某電廠1 000 MW超超臨界機組2 a的運行負荷進行調研，得到了如表5所示的運行時間3和運行時間4，并對4個運行時間下汽輪機的全年加權相對熱耗率進行計算，計算結果見表6。

全年加權相對熱耗率=

(4)

對于運行時間1，機組主要在80%～100%負荷運行，在95%負荷的運行時間占比最大；對于運行時間2，機組主要在40%～80%負荷運行，95%負荷以上運行時間很少；對于運行時間3，機組主要在60%和100%負荷運行，在60%負荷的運行時間占比最大；對于運行時間4，機組主要在50%～90%負荷運行，在60%負荷的運行時間占比最大，95%負荷以上運行時間占比為10%以上。

表5 某電廠運行負荷分配率Tab.5 Load rate of a certain unit %

根據上文的分析結果，設計點負荷降低，部分負荷與額定負荷的經濟性變化是相反的，部分負荷的經濟性提升，額定負荷的經濟性降低，機組整體經濟性的評估要考慮到這2個負荷經濟性相反的變化趨勢。對于運行時間1，機組主要在高負荷工況運行，低負荷工況的經濟性對總體經濟性的影響較小，影響總體經濟性的是高負荷工況經濟性的變化，在95%負荷的運行時間占比最大，接近40%，所以設計點95%負荷方案的綜合經濟性最好；對于運行時間2，機組在40%～80%負荷的運行時間占比較大，95%負荷以上運行時間很少，影響總體經濟性的是低負荷工況經濟性的變化，設計點負荷較低時低負荷工況的經濟性較好，所以運行時間2設計點85%負荷方案的綜合經濟性最好；對于運行時間3，機組主要在60%負荷和100%負荷運行；對于運行時間4，機組主要在50%～90%負荷運行，但是95%負荷以上運行時間也是不可忽略的，由于運行時間3和運行時間4的低負荷工況和額定負荷工況均占有一定的比例，因此難以直接判斷哪個方案的整體經濟性是最優的，需要對各方案進行詳細的熱力計算來評估，根據表6的計算結果，運行時間3和運行時間4設計點90%負荷方案的綜合經濟性最好。

表6 機組全年加權相對熱耗率Tab.6 Relative annual weighted heat rate of unit %

4 結 論

(1)通過對1 000 MW超超臨界機組的設計點進行優化，可以提高汽輪機部分負荷的主蒸汽壓力，大幅度提升了部分負荷的經濟性。

(2)在原有回熱系統的基礎上增設0號高壓加熱器，通過在部分負荷下投入0號高壓加熱器，可以進一步提升部分負荷的經濟性。

(3)通過開啟補汽閥和采用高壓加熱器旁路調節的技術手段，可提升機組的出力，滿足發額定出力及最大出力的要求。

(4)汽輪機組的整體經濟性不僅與設計點有關負荷，也與汽輪機全年不同負荷的運行時間分配有關，在實際的項目執行中，要根據低負荷工況和額定工況的時間占比，匹配合適的設計點負荷，才能達到綜合最優的經濟性。