一種新型高效調峰汽輪機機組熱經濟性研究

張 勇，尹金亮，易小蘭，楊建道

(1.國家電投集團河南電力有限公司，鄭州 450000； 2.國家電投集團河南電力有限公司沁陽發電分公司，沁陽 454550； 3.上海汽輪機廠有限公司，上海 200240)

隨著我國經濟的快速發展，居民用電和商業用電的比重逐年增加，這導致用電負荷峰谷差激增，使得按照帶基本負荷設計的發電機組不得不參與調峰，且通常處于低負荷運行狀態。因此，對發電機組展開研究，突破機組低負荷運行時效率低、無法發揮機組優勢的技術瓶頸，開發高效調峰燃煤鍋爐、汽輪機的成套技術和關鍵設備，提升電力工業的技術水平，具有非常顯著的經濟和社會效益。

通常提高汽輪機系統循環效率有兩種途徑：一是提高蒸汽初參數，降低終參數，如超超臨界機組建設、700 ℃高超超臨界技術發電技術研制，超低背壓深海取水項目研制等[1]；二是改進熱力循環系統設計，如多級再熱循環系統和新型回熱系統等[2-3]。從熱力學角度看，汽輪機熱力循環進口參數越高，出口參數越低，則系統循環效率越高。進口參數與運行負荷正相關，汽輪機在基本負荷工況下，進口參數與設計值相當，系統循環效率較高；隨著負荷降低，進口參數大幅降低，效率隨之下降。一般來說，在50%負荷下汽輪機系統循環效率相對額定工況降低達5%。

如果在部分負荷工況下適當減小汽輪機通流面積，保持汽輪機在部分負荷時仍運行在較高的進口參數下，則可以提高汽輪機在部分負荷工況下的系統循環效率。基于這樣的原理，結合電網負荷峰谷特性，本文提出了一種新型高效調峰汽輪機機組，該汽輪機的設計采用了雙工況點設計概念，由主汽輪機系統和調峰汽缸組成，本文將重點研究此新型高效調峰汽輪機機組的熱經濟性。

1 高效寬負荷汽輪機結構

燃煤發電機組運行統計數據顯示，調峰機組工作負荷主要分布在75%～90%(高負荷)和40%～55%(低負荷)兩個區間。新型高效調峰汽輪機機組在結構設計時，需要結合電網的峰谷特性，選定設計工況點。新型高效調峰汽輪機機組由主汽輪機系統和調峰汽缸組成，系統結構如圖1所示。圖中引線和數字表示工質流動方向和順序。

圖1 新型高效調峰汽輪機組結構示意圖

主汽輪機系統包括汽輪機高壓缸(A)、汽輪機中壓缸(B)、汽輪機1號低壓缸(C)、汽輪機2號低壓缸(D)、發電機(G)。調峰汽缸采用高中壓合缸設計，包括高壓缸(E)和中壓缸(F)，閥門a、b為主汽輪機系統的低壓缸進汽調門。主汽輪機系統設有抽汽系統，加熱進入鍋爐的給水，調峰汽缸采用高中壓合缸設計，沒有抽汽系統。主汽輪機系統和調峰汽缸采用同軸布置，通過自同步離合器(S)連接。

新型高效調峰汽輪機組有三種運行模式可選：

1)保持汽缸A、B、C串聯，E、F、D串聯，維持汽缸A閥門全開，調整汽缸E的進汽量；

2)切除汽缸E、F，汽缸C、D并聯于B之后(即閥門a開啟，b關閉)；

3)保持汽缸A、B、C串聯，E、F、D串聯，汽缸A和E同步調整。

在高負荷運行區間，可以選擇第1種或第3種運行模式，在低負荷區間，宜采用第2種運行模式。全負荷工況可歸為兩種運行方式：(1)同步調節，保持汽缸A、B、C串聯，E、F、D串聯，汽缸A和E同步調整；(2)分段調節，在高負荷段，保持汽缸A、B、C串聯，E、F、D串聯，維持汽缸A閥門全開，調整汽缸E的進汽量，當負荷低于一定值后，切除汽缸E、F，汽缸C、D并聯于B之后(即閥門a開啟，b關閉)。同步調節方式與常規機組運行基本沒有區別，分段調節方式在低負荷工況下切除調峰汽缸后，通流面積減少，進汽參數將明顯提高。

2 1 000 MW等級高效調峰汽輪機機組設計

圖2是采用新型高效調峰結構設計的1 000 MW等級超超臨界機組熱力系統圖，圖3是采用常規設計的1 000 MW等級超超臨界機組熱力系統圖。新型高效調峰汽輪機組與常規機組的差異主要在于前者配置上多出了一組調峰汽缸和用于連接的自同步離合器，以及用于低壓缸進汽控制的閥門a和閥門b。二者還在機組的四大管道、低壓連通管、機組抽汽系統、鍋爐再熱系統以及控制和保護系統、運行模式方面有所不同。

圖2 采用新型高效調峰結構設計的1 000 MW等級機組熱力系統

圖3 常規1 000 MW超超臨界機組熱力系統

3 1 000 MW等級高效調峰汽輪機熱經濟性分析

結合電網的峰谷特性，依據雙工況點設計概念，設計人員進行了1 000 MW超超臨界機組設計。工況點1為主汽輪機系統和調峰汽缸進汽閥門全開，進汽參數為額定參數，機組輸出電功率為1 000 MW；工況點2為調峰汽缸切除，主汽輪機系統閥門全開，進汽參數為額定參數，機組輸出電功率為650 MW。

表1給出了常規設計機組與新型設計機組(即采用高效調峰結構設計的機組自同步離合器)在額定負荷點的出力分配情況。從表1中可以看到，新型設計機組在額定負荷點，高壓缸和中壓缸的出力相對于常規機組降低了1/3以上；低壓缸的出力基本保持不變。

表1 額定負荷點出力分配

3.1 機組熱耗率對比

如上文所述，高效調峰汽輪機機組在全負荷工況段有兩種運行方式，圖 4給出了兩種運行方式和常規機組運行熱耗率的對比情況。三者在額定負荷點(1 000 MW)熱耗率相同，隨著機組運行負荷的下降，同步調節模式與常規機組熱耗變化規律基本一致(熱耗絕對值的差異根據實際調峰機組設計情況而定，與曲線中的熱耗偏差會有一些差異)。

分段調節模式在高負荷段熱耗略高于常規機組，主要是由于在高負荷段僅靠調峰汽缸單個調節，對于單個汽輪機汽缸而言，參數變化的百分比被放大，因而對性能的影響也會被放大，不過這種被放大的影響在可接受范圍內。當機組運行負荷低于主汽輪機系統設計負荷后，調峰汽缸切除，盤車熱備用，熱耗開始明顯低于常規機組和同步調節模式。在50%額定負荷點，分段調節模式的熱效率比常規設計機組降低2.6%。對于常年運行在低負荷工況的機組，高效調峰機組帶來的經濟收益是非常可觀的。

圖4 全負荷段熱耗率變化曲線

3.2 主蒸汽壓力對比

圖5給出常規設計與新型設計的主蒸汽壓力相對額定負荷點的變化情況。當機組運行負荷高于主汽輪機系統設計負荷時，主汽壓力基本維持在設計壓力值，調節汽輪機通過進汽節流進行功率調節，帶來了一定的節流損失。當負荷低于主汽輪機系統額定負荷后，調峰汽缸被完全切除，機組進入盤車熱備用狀態，主蒸汽的壓力跟隨負荷的變化逐漸降低。

圖5 高效調峰汽輪機組主蒸汽壓力變化量

3.3 給水溫度對比

常規設計機組在低負荷段，由于主蒸汽壓力降低，進入鍋爐的給水溫度也隨之降低，這是造成低負荷工況循環效率下降的重要因素之一。現在很多常規設計機組通過設置零號高壓加熱器來提高低負荷工況的給水溫度。零號高壓加熱器的設置不可避免地會增加設備采購和運行維護成本，同時需要在汽輪機高壓缸上增加抽汽口，這對汽輪機循環效率也會有一定影響。

采用新型高效調峰結構設計的機組，低負荷工況段進汽壓力明顯高于常規設計機組，給水溫度隨之提高，低負荷工況段無需添加零號高加即能保持較高的給水溫度。圖6給出了給水溫度隨負荷變化的對比情況。無論是與不帶零號高加的常規設計機組相比，還是與帶零號高加的常規設計機組相比， 采用新型高效調峰設計的機組的回熱系統性能都更優，這也是在50%負荷點熱耗率能降低2.6%的原因之一。

圖6 給水溫度對比

4 結 論

高效調峰汽輪機機組是根據調峰需求趨勢而設計的一種全新機型，不同的負荷區間采取不同的運行策略，這樣可以減少機組在低負荷工況下主蒸汽參數下降、進汽流量減少等對汽缸效率的影響。通過上述的分析可以看到，在充分保證額定負荷工況熱耗不升高的同時，新的結構形式低負荷工況的熱耗收益顯著，50%負荷的熱耗率降低2.6%。新型機組的研發對于開發新一代高效寬負荷調峰機組具有重要意義。