提升SIEMENS 9F級聯合循環機組背壓方式下熱電解耦能力關鍵技術及其應用

梁言凱,邊 防,侯 寶,許 明,王冠博,劉琪岳,劉 墨

(京能集團 北京京橋熱電有限責任公司，北京 100067)

0 引言

近年，隨著北京城市規模不斷發展，冬季熱負荷需求不斷攀升。北京作為政治、文化、國際交往中心，對綠水藍天的要求也更加嚴格。當前北京已基本完成供熱的煤改氣目標，大型燃氣-蒸汽聯合循環機組因有著清潔高效、供熱負荷集中等特點，且處在城市核心熱負荷區的獨特區位優勢，承擔著城市供熱的主要任務，供熱季熱負荷需求較高，也因此機組對電負荷要求也較大[1]。但是受華北電網供熱季電網運行特點所限，電網調峰需求明顯，全網整體用電負荷不高，因此無法保證機組高負荷運行，導致供熱需求與電負荷需求形成矛盾。而且，隨著清潔風電的消納問題，更進一步壓擠了火電機組的負荷空間，因此對供熱機組熱電解耦的要求，提出了更加嚴峻的挑戰[2]。

目前國內外聯合循環供熱機組的供熱改造技術方向，主要集中在凝、抽、背改造，低壓切缸技術，低壓轉子光軸改造，高背壓供熱、大旁路技術等[3]。技術改造的主要方向都集中在聯合循環中的汽機側，而在燃機側的相關技術改造因受國外設備廠商的限制，仍未涉及。因此，汽機背壓方式供熱，基本上已達到當前技術條件下的最大供熱能力。

針對當前電網形勢，北京各燃氣電廠進入冬季供熱期后，為保證城市供暖，具備條件的燃氣機組基本上全部切至背壓方式運行，此時機組供熱比已達當前技術條件下的最大值，約為0.495左右。以一套SIEMENS 9F級二拖一聯合循環機組為例，冬季二拖一背壓方式下滿負荷運行時，供熱能力可達2 100 GJ/h，基本可滿足供熱要求[4]。但是，當機組處于部分負荷時，就無法滿足熱負荷需求，因此熱力調度常需要啟動效率較低、耗電率較高的尖峰燃氣熱水鍋爐進行替代運行，并且啟動時間較長，不能及時補充熱量缺口，調節方式也不夠靈活。

因此，針對北京目前的冬季供熱形式，如何進一步提高背壓工況下聯合循環機組的供熱比，提升熱電解耦能力，便成了迫切的民生需求。并且這也是各聯合循環熱電機組提升自身技術能力、提質增效的關鍵挑戰。

1 機組概況

北京某燃氣-蒸汽聯合循環電廠，配置一套SIEMENS 9F級二拖一多軸燃氣-蒸汽聯合循環機組。燃機為西門子9F(4)型；1臺型號為LZC266-12.5/0.4/545/540供熱蒸汽輪機；余熱鍋爐為無錫華光生產的三壓、無補燃、帶尾部煙氣余熱回收、一次再熱、自然循環鍋爐。

機組二拖一分軸布置，兩臺余熱鍋爐產生的高、中、低壓主蒸汽采用母管制，匯汽至母管后進入汽輪機做功；若機組進行單臺燃機啟停調峰或單臺燃機檢修時，也可轉換為一臺燃機+汽輪機的一拖一方式運行。

汽輪機為雙缸雙排汽、高中壓合缸、無調節級、一級再熱、無回熱、中壓缸排汽設一級調整抽汽、帶低壓補汽。汽機轉子配置一臺3S離合器，純凝和抽凝方式運行時，3S離合器嚙合。供暖季熱負荷較高時，可將3S離合器脫開切除低壓轉子，汽機轉為高中壓缸背壓方式運行。中壓缸排汽和低壓補汽全部用進入熱網系統進行供熱[4]。

圖1 二拖一機組原則性熱力系統圖

2 技術原理

2.1 HCO原理介紹

液壓間隙優化系統(Hydranlic Clearance Optimization，縮寫為HCO)是通過液壓控制系統調整燃氣輪機轉子的軸向位置，降低燃氣輪機因軸向間隙大造成的能量損失的裝置。

燃機HCO切換至主推力面位置時，轉子向壓氣機進氣口方向移動，透平葉頂與氣缸間隙減小，透平效率的增加；而壓氣機葉頂與氣缸間隙增大，壓氣機效率降低。但是燃機透平增加的效率要大于壓氣機損失的效率，因此機組凈效率升高[5]。

如圖2 HCO原理圖所示，由于燃氣輪機設計的特點，壓氣機流道的錐度α1遠小于燃氣透平流道的錐度α2，當轉子沿壓氣機進口方向軸向位移ΔX時，燃氣透平的間隙減小量dy2遠大于壓氣機的間隙增加量dy1，因此燃氣透平增加的功率要大于壓氣機損失的功率，即

dy2=Δx·tan(α2)

(1)

dy1=Δx·tan(α1)

(2)

圖2 HCO系統原理圖

根據實際運行參數顯示，SIEMENS F(4)型燃機在主推力面運行時燃機功率可提升約3～5 MW，效率提高0.3%[6]。

2.2 提升聯合循環機組熱電比原理介紹

2.2.1 指標分析

(1)聯合循環機組供熱比計算公式如下[7]

熱電比=Q/(Q+S×36)

(3)

Q—供熱量

S—發電量

(2)供熱量計算公式如下

Q=Q1+Q2

(4)

Q1—煙氣余熱回收供熱量

Q2—汽機排汽供熱量

(3)機組總負荷P，計算公式如下

P=2×P1+P2

(5)

P1—燃機負荷

P2—汽機負荷

由公式(3)可以看出：相同電負荷前提下，供熱比越高，供熱量越大，供熱能力越強。

由公式(4)總供熱量受煙氣余熱回收供熱量和汽機排汽供熱量影響，汽機負荷占比越高，總供熱量越大。

由公式(5)可看出，總負荷相同情況下，若提升聯合循環機組中汽機負荷(P2)占比，須降低燃機負荷(P1)占比。

2.2.2 技術原理

HCO主、輔推力面切換前后T-S圖，如圖3。

圖3 HCO主、輔推力面切換前后T-S圖

機組冬季供熱期處于背壓工況運行時，將燃機HCO系統切換至輔推力面運行，會導致燃機透平運行效率降低；如T-S圖所示，布雷登循環4點升至4＇點，燃機出力下降。同時，由于透平側葉片頂部和氣缸之間的間隙增大漏氣量增加，使燃機排氣溫度升高，Q1煙氣余熱回收供熱量增加，機組供熱比增大。

機組接受電網負荷指令P相同情況下，為維持總負荷恒定，燃機需增加燃氣流量彌補負荷損失，耗氣量增加后進入余熱鍋爐的煙氣量也隨之增加，余熱鍋爐產汽量也將提升。如圖3所示，朗肯循環7＇點升至7＇點汽機負荷P2占比增加。由于汽機處于背壓工況運行，中壓缸排汽熱量完全被熱網回收用于供熱，蒸汽量提升必然也會使Q2汽機排汽供熱量增加，機組供熱比增大。

因此SIEMENS 9F級燃氣-蒸汽聯合循環機組背壓方式運行時，通過將燃機HCO系統切至輔推力面運行，可增加機組供熱比，提升機組熱電解耦能力。

2.2.3 熱力性能計算

(1)燃機HCO切至輔推面后，該型號燃機實際負荷損失約3 MW，共損失6 MW。聯合循環機組中汽機占比約1/3[8]，因此汽機負荷升高約2 MW；機組二拖一背壓工況下，實際熱電比約為4.5，設定Q2汽機排汽供熱量增量為Q＇2，計算公式為

Q＇2=2×供熱比×3.6=32.4 GJ/h

(6)

(2)為維持總負荷不變，兩臺燃機切至輔推面后需各漲負荷2 MW。通過歷史切換曲線可知，冬季燃機由主推面切至輔推面后，排氣溫度由560 ℃升至570 ℃，因鍋爐排煙余熱回收，因此排煙溫度維持60 ℃恒定。設定輔推面Q1煙氣余熱回收供熱量為Q＇1由熱力學第二定律Q=C×M×▽T可知

Q＇1/Q=▽T＇/▽T=1.02

(7)

該廠滿負荷時煙氣回收供熱量為260 GJ/h，因此Q1最大增量為

Q1max=(Q＇1/Q1-1)×260 GJ/h=5.2 GJ/h

(8)

聯合循環機組負荷調節范圍50%～100%，因此Q1增量約為2.6～5.2 GJ/h。

由計算結果可知，供熱增量主要以Q2汽機排汽供熱量增量為主，新增總供熱量Q＇約為35～37.6 GJ/h。

3 試驗驗證

2020年02月22日02：00，機組負荷450 MW，二拖一背壓負荷下限運行。將#1、#2燃機HCO系統切至輔推力面運行，切換前后機組運行參數如曲線圖所示，詳細參數見表1。

表1 HCO切換前后參數對照表

實驗數據表明：

機組二拖一背壓運行，HCO切至輔推面后燃機排氣溫度增加10 ℃，燃機、汽機負荷各增長2 MW，天然氣耗氣量增加約350 m3，供熱量增加30 GJ/h與性能計算值基本接近。

經過折算，兩臺燃機HCO切至輔推面運行后，聯合循環機組綜合氣耗降低0.001 5 Nm3/kWh，供熱比提升0.005 3，熱電解耦能力進一步增強。

圖4 HCO主、輔推力面切換參數曲線圖

4 取得的經濟效益

機組二拖一背壓運行，HCO切至輔推面后供熱量增加30 GJ/h。按2019年供熱季估算，機組利用小時不變，全年二拖一背壓運行時間約1 350 h，每GJ盈利約60元，全年增加盈利為

盈利=60×30×1 350=243萬元

6 結論

通過理論計算及現場試驗驗證，SIEMENS 9F級二拖一燃氣-蒸汽聯合循環機組背壓方式運行時，將燃機HCO系統切至輔推力面運行，供熱能力提升具體結論如下：

(1)全負荷區間可增加供熱能力約30 GJ/h,供熱比提升0.005，綜合氣耗降低0.001 5 Nm3/kWh。

(2)全年利用小時數不變的情況下可增加供熱量約4萬GJ，增加盈利約240萬元。