垃圾焚燒發電汽輪機熱力性能優化

2019-12-18 07:09:18楊紅霞

熱力透平 2019年4期

張星，楊紅霞，朱奇

(上海汽輪機廠有限公司，上海 200240)

近年來我國生活垃圾焚燒發電發展迅速，已經成為垃圾無害化處理的主要措施，垃圾焚燒發電裝機容量也在不斷提高。垃圾焚燒鍋爐以城鎮生活垃圾為燃料，將鍋爐給水加熱為過熱蒸汽，進入汽輪機做功對外供電[1-2]。根據業主反饋信息，垃圾焚燒發電項目整體投資較高，汽輪發電機組只占總投資的3%左右，而提高汽輪機實際循環熱效率，可以提高汽輪發電機組發電量，增加電廠發電收益，可以非常有效地提高投資收益。

為了提高垃圾焚燒發電項目的循環效率，可以考慮提高主汽參數(主汽壓力、主汽溫度)、降低背壓、提高給水溫度等，進行回熱系統優化。

由于垃圾焚燒鍋爐管壁腐蝕速度與溫度直接相關，目前鍋爐過熱器出口溫度一般不超過450 ℃，如果過熱器出口溫度進一步提高，管壁腐蝕速度急劇增加，因此，在考慮汽輪機進汽管道溫損后，汽輪機進汽溫度一般為440 ℃。目前的垃圾焚燒發電汽輪機進汽參數多為中溫中壓，也有少數為中溫次高壓[3]，后者如上海老港二期、廣州李坑等。目前垃圾焚燒發電機組的鍋爐給水溫度為130 ℃左右，但提高給水溫度會提高鍋爐排煙溫度，影響鍋爐效率，因此給水溫度提高空間不大。回熱系統一般設置1臺定壓除氧器和1臺低壓加熱器，優化空間有限。

綜上，可以考慮提高主汽壓力或者降低背壓來提高循環效率，但是該方案同時會帶來末葉片干度降低、水蝕增加的風險，因此提高主汽壓力或者降低背壓的方法需要配合再熱或者去濕一起使用。由于垃圾焚燒鍋爐多為不再熱鍋爐，采用煙氣再熱設備，設計難度較大，成本較高，因此可以考慮使用汽水分離器或者汽水分離再熱器(爐外再熱)來進行去濕。

為了提高垃圾焚燒發電的循環效率，國內外已有提高主汽壓力、降低排汽壓力的案例。如荷蘭阿姆斯特丹AEB發電廠采用汽包再熱循環系統，為了提高循環效率高，主蒸汽參數達到12.5 MPa、440 ℃，背壓達到3 kPa[4]。

本文通過研究提高主汽壓力，以及汽水分離器、汽水分離再熱器的使用對汽輪機熱力性能及末葉片水蝕的影響，為垃圾焚燒發電汽輪機熱力性能優化提供一定參考。本文的分析均采用統一的邊界條件：進汽溫度440 ℃、進汽量130 t/h、排汽壓力8.9 kPa、給水溫度130 ℃、配置回熱系統(1臺定壓除氧器和1臺低壓加熱器)，且各級回熱抽汽口壓力不變，汽水分離器和汽水分離再熱器壓力不變，汽輪機為單缸無再熱，功率等級34 MW左右。

1 原則性熱力系統圖

根據朗肯循環定義，汽輪機實際循環熱效率計算公式如下[5]：

ηi=ηT×ηt

(1)

式中：ηi為汽輪機實際循環熱效率；ηT為汽輪機相對內效率；ηt為理想朗肯循環熱效率。

在汽輪機進汽溫度為440 ℃的前提下，汽輪機進汽壓力提高，理想朗肯循環熱效率隨之提高，但是由于排汽濕度增加，排汽的濕汽損失與末葉片的水蝕都會導致汽輪機相對內效率下降。實際循環熱效率的變化需綜合考慮理想朗肯循環效率及汽輪機相對內效率的變化[6]。

當主汽壓力為5.2 MPa時，排汽干度接近88%，汽輪機可采用常規方案；當主汽壓力進一步提高，為了防止排汽濕度過大，該汽輪機考慮設置汽水分離器(Moisture Separator, MS)，或者汽水分離再熱器(Moisture Separator Reheater, MSR)。MSR被廣泛應用在核電汽輪機領域，技術成熟，安全可靠[7]。去濕點暫定為除氧器抽汽口，汽輪機被分為高壓段、低壓段兩段，再熱的熱源來自主蒸汽或高壓缸抽汽。

各方案原則性熱力系統圖分別見圖1至圖3，其中汽水分離器的疏水、再熱汽的疏水及掃排汽均排到除氧器中進行回收。再熱器掃排汽的設置是防止換熱過程中發生再熱器汽源過冷現象，產生設備振動，影響換熱效果[7]。

圖1 常規方案原則性熱力系統圖

圖2 MS方案原則性熱力系統圖

圖3 MSR方案原則性熱力系統圖

2 性能對比

以主汽壓力5.2 MPa的常規方案為基準，常規方案、MS方案、MSR方案實際循環熱效率隨主汽壓力提高而提高，見圖4，各方案排汽干度見圖5。

圖4 實際循環熱效率提高比例隨主汽壓力變化曲線

圖5 排汽干度隨主汽壓力變化曲線

常規方案中，實際循環熱效率隨著主汽壓力的提高而提高，同時，排汽干度降低。當主汽壓力高于8 MPa、排汽干度低于85%時，循環熱效率提升幅度下降，其原因是排汽濕汽損失增加，末葉效率降低，汽輪機相對內效率明顯下降。

汽水分離器的使用可將高壓段排汽的濕蒸汽干度提高到99.5%左右，此時末葉片排汽干度基本保持在85%左右，相比于常規方案，末3級葉片效率提高，汽輪機相對內效率提高，實際循環熱效率提高。且隨著汽輪機主汽壓力的提高，汽水分離器的作用更加明顯，MS方案與常規方案的性能差距也加大。主汽壓力在8.0～13.0 MPa之間時，MS方案實際循環熱效率提高幅度大于常規方案。

在汽水分離器基礎上，采用再熱器將高壓段排汽進一步加熱至過熱蒸汽，再熱汽源暫為主蒸汽，再熱溫度是再熱汽源壓力的函數，其計算公式如下：

T=Ts[p×(1-Δp)]-Δt

(2)

式中：T為再熱溫度，℃；Ts[x]為已知壓力x下的飽和蒸汽溫度，℃；p為再熱汽源壓力，MPa；Δp為再熱汽源至再熱器的管道壓損，1；Δt為再熱器換熱端差，℃。

再熱溫度隨著主汽壓力的提高而提高，同時再熱蒸汽的過熱度也提高。過熱度隨主汽壓力變化曲線見圖6。末葉片排汽干度進一步提高到92%以上，這大大提高了末葉片的安全性。

圖6 再熱器出口蒸汽過熱度隨主汽壓力變化曲線

由于MSR的汽源占主蒸汽的14%左右，這使得進入高壓缸做功的蒸汽流量降低。雖然去濕后末葉效率顯著提高，但是循環效率比MS方案低2%～3%，因此采用再熱器并不能提高實際循環熱效率。

3 末葉片水蝕

汽輪機末葉片工作在濕蒸汽區，蒸汽中的水滴由于慣性較大，其絕對速度遠小于汽流速度，這導致其以較大的相對速度撞擊動葉進汽邊，產生葉片水蝕。葉片水蝕產生機理和影響因素非常復雜，評估其嚴重性的理論不統一，各制造廠商有各自的評估經驗。1970年Gloger總結西德KWU透平制造廠的經驗，提出了評估葉片侵蝕危險性的公式[8]：

(3)

式中：E為侵蝕指數；y0為級前濕度；p0為級前壓力，MPa(a)；D為葉片頂徑，m；n為葉片轉速，r/min。

當侵蝕指數E<0.2時，葉片沒有侵蝕危險；當E達到0.8時，葉片略有侵蝕危險；當E>3時，葉片會出現侵蝕，造成危險。可以看出，末葉片的侵蝕受到蒸汽濕度、級前壓力、葉片頂部速度等各方面影響。

各方案的末葉片侵蝕指數見圖7。常規方案中末葉片侵蝕指數隨主汽壓力的提高而提高，當主汽壓力高于7 MPa時，末葉片侵蝕指數高于0.8，容易出現侵蝕危險；主汽壓力提高到13 MPa時，末葉片侵蝕指數接近1.6。MS方案中排汽侵蝕指數接近0.9，且不論主汽壓力是否提高，都基本不變。MSR方案中排汽侵蝕指數隨主汽壓力提高而降低，均低于0.3。可見MS、MSR的使用均可以降低排汽侵蝕指數，有效防止末葉片發生水蝕，保證機組安全運行。

圖7 末葉片侵蝕指數隨主汽壓力變化曲線

本文各對比方案選用的排汽背壓為8.9 kPa，且末葉片高度相對較低，末葉片的侵蝕指數最高為1.6。可以采用空心靜葉或者去濕溝等有效去濕措施對末葉片進行內部保護，保證末葉片不產生安全危險。對于功率等級較高或背壓較低的汽輪機，設計人員將采用更長的末葉片，相同主汽壓力下的末葉片侵蝕指數將會更加惡劣，此時有必要采用MS方案甚至MSR方案，來保證末葉片的安全穩定運行。

4 MSR汽源影響

當MSR的汽源采用主蒸汽時，排汽侵蝕指數有了很大的降低，末葉片更加安全，但是同時損耗了主蒸汽流量，這使得實際循環熱效率下降。通過建立模型，本文分析了再熱汽源壓力對機組經濟性、末葉片安全性的影響，結果表明如果汽源改為較低壓力的汽輪機高壓段抽汽，則可以在保證較低的末葉片侵蝕指數的同時，提高汽輪機高壓段做功能力，進而提升實際循環熱效率。

當汽源壓力降低時，實際循環熱效率提高，相對基準的變化曲線見圖8。同時，末葉片排汽干度降低，末葉片侵蝕指數增加，見圖9。當汽源壓力在1.0 MPa左右時，排汽侵蝕指數為0.8，此時實際循環熱效率也接近最大值，這樣既保證了末葉片安全，又保證了機組經濟性。

圖8 實際循環熱效率提高比例隨再熱汽源壓力

圖9 末葉片侵蝕指數、排汽干度隨再熱汽源壓力

5 結論

本文采用對比分析的方法，重點研究主汽壓力提高對汽輪機熱力性能及排汽干度的影響，同時采用MS、MSR來提高排汽干度，并研究二者的使用對實際循環熱效率的影響，得出如下結論：

1)對于非再熱的垃圾焚燒發電機組，在主蒸汽溫度保持440 ℃不變的前提下，當主汽壓力從5.2 MPa提高到13 MPa時，實際循環熱效率不斷提高，但同時帶來末葉片排汽濕度增加的問題，侵蝕指數增大，存在一定安全隱患。

2)當主汽壓力高于8 MPa時，采用MS對汽輪機高壓段排汽進行去濕，可以提高汽輪機排汽干度和末葉片效率，進而提高汽輪機相對內效率和實際循環熱效率，同時可以降低末葉片侵蝕指數，降低末葉片水蝕風險。

3)采用MSR，汽源采用主蒸汽，可以使排汽濕度明顯降低，使末葉片侵蝕指數達到最低，運行最安全。但是該方案犧牲了主蒸汽流量，性能比MS方案低2%～3%。通過方案優化，本文得到了相對最佳再熱汽源壓力，這樣既保證了末葉片安全，又提高了機組經濟性，與采用MS相比，實際循環熱效率降低少于0.5%。