H級多軸燃氣-蒸汽聯合循環機組主汽、再熱系統管道設計

梁其鋒 柳治民

（華電福新廣州能源有限公司，廣東 廣州 511300）

0 前言

廣東某燃氣冷熱電三聯供工程按2×670MW級燃氣－蒸汽聯合循環供熱機組建設。主機采用2套H級一拖一雙軸布置的燃氣蒸汽聯合循環供熱機組，每套機組配1臺燃氣輪機、1臺余熱鍋爐和1臺抽凝式汽輪機，其中燃機和汽機各單獨配置1臺發電機。燃機采用西門子公司生產的SGT5-8000H型燃氣輪機，余熱鍋爐為東方菱日有限公司生產的MHDB-SGT5/8000H-Q1型三壓再熱、無補燃、自然循環、臥式余熱鍋爐，汽機為西門子公司生產的SST5-5000三壓、再熱、抽凝式、高中壓合缸、水平一側排汽汽輪機。

主蒸汽及再熱蒸汽系統的壓降是一項重要的性能考核指標。合理優化主蒸汽及再熱蒸汽系統的規格及壓降，對于H級多軸燃氣聯合循環機組余熱鍋爐和汽機的設計和運行都有極為重要的意義。對主汽管道、再熱系統管道設計參數的選取、管道材質的選擇等內容進行論證，并通過綜合技術經濟比較，優化出H級多軸燃氣聯合循環機組最合理的主汽管道、再熱系統管道規格。并通過性能試驗驗收核實，其設計的合理性及優越性[1-3]。

1 主汽管道、再熱系統管道設計及經濟性優化

H級多軸燃氣-蒸汽聯合循環機組采用布雷頓-朗肯聯合循環原理的聯合循環，設計需要根據西門子汽機廠家汽機設計最大額定參數和現場的土建布置實際情況進行設計，為了保證主汽、再熱管系的安全性，設計參數的選擇應兼顧供熱、純凝等各個工況。

1.1 主汽管道、再熱系統管道設計

主蒸汽管道的設計壓力為主汽門進口處設計壓力的105%（主汽門入口處設計壓力為汽輪機額定進汽壓力的105%），設計溫度取過熱器出口蒸汽最高工作溫度，并考慮過熱器出口至主氣門進口溫降3 ℃，及5 ℃溫度偏差。

再熱熱段管道的設計壓力取用汽輪機調節氣門全開工況熱平衡中對應汽機缸體排汽壓力的1.15倍，設計溫度取再熱器出口蒸汽最高工作溫度，并考慮再熱器出口至中聯閥進口溫降3 ℃，及5 ℃溫度偏差。

該工程為供熱機組，機組在純凝運行工況和供熱工況時，高壓缸排汽壓力和再熱器出口蒸汽最高工作溫度因運行工況的不同而差異很大，因此，該工程再熱熱段管道的設計參數按純凝運行工況和供熱工況分別取值。

該工程主蒸汽管道、再熱熱段蒸汽管道和再熱冷段蒸汽管道的設計參數見表1。

表1 設計參數表

該工程主蒸汽管道、再熱熱段蒸汽管道和再熱冷段蒸汽管道的設計參數，主汽管道設計壓力、溫度為19.30 MPa、608 ℃，再熱熱段蒸汽管道設計壓力、溫度為4.4 MPa、618 ℃，再熱冷段蒸汽管道設計壓力、溫度為4.4 MPa、399 ℃。由于土建布局較早，考慮整體設計的經濟性，主汽、再熱系統管道的長度（管道布置的幾何參數見表2）設計基本可以確定[2]。

表2 管道布置的幾何參數

該工程的主汽和熱再熱段的設計溫度為608 ℃和618 ℃，因此主汽和熱再材質的選擇參照火電超超臨界機組的材質，主蒸汽管道和再熱蒸汽管道的材質選用A335P92，對于再熱冷段蒸汽管道，該工程再熱冷段管道設計參數為399 ℃& 4.4 MPa，管道的材質可以考慮選用ASTM A672 B70 CL32直縫電熔焊管、20G無縫鋼管、12Cr1MoVG無縫鋼管等。再熱冷段的管徑規格為DN700和DN600，無縫鋼管的制造和加工完全能實現，因此，可以不考慮采用ASTM A672 B70 CL32直縫電熔焊管。A672 B70 CL32直縫電熔焊管為進口材質，采購周期長，單位價格高。12Cr1MoVG，20G材質均可在國內采購，且為無縫鋼管，采購周期短，單位價格A672 B70 CL32＞12Cr1MoVG＞20G；如果采用20G無縫鋼管，與采用12Cr1MoVG無縫鋼管相比，在同等外徑的情況下，壁厚比采用12Cr1MoVG無縫鋼管的壁厚厚約4 mm～6 mm，導致管道和管件的重量和初投資、支吊架的重量和初投資、土建的初投資會增加；同時壁厚的增加使得管系剛度增加，對汽輪機，鍋爐接口的推力也會隨之增大，不利于安全運行；另外，也不滿足后續機組安裝吹管時高參數要求。在考慮價格、可靠性及采購時長3個方面因素后選擇12Cr1MoVG作為設計管材。

該工程主蒸汽管道、再熱熱段管道、再熱冷段管道通過改變介質流速，分別提出了3種不同管徑規格的方案。由于設計參數及管道布置確定情況下，不同規格管徑的流速及壓損計算結果見表3（主汽、再熱系統管道阻力計算表）[1-3]。

表3 主汽、再熱系統管道阻力計算表

根據以往的燃機工程運行經驗，主汽管道壓降宜小于主汽門額定進汽壓力的3.5%；再熱熱段管道壓降宜小于高壓缸排汽壓力的2.5%，再熱熱段管道壓降宜小于高壓缸排汽壓力的1.5%。表3中可以看出3種方案都滿足現在設計的需要。

對3種方案進行強度設計計算，主蒸汽、再熱熱段蒸汽和再熱冷段蒸汽管道各不同規格方案的強度計算結果見表4（主汽、再熱系統管道強度計算表）[4-7]。

表4 主汽、再熱系統管道強度計算表

3種方案中選擇任一方案都適合該工程選擇，為了選出最經濟的設計方案需要比較主蒸汽及再熱蒸汽系統不同管徑規格投資及壓降方案的經濟性。

1.2 主汽、再熱系統管道經濟性優化

經濟性比較的原則是以西門子實際運行經驗估算的單位壓降的經濟效益數值為根據，在總壓降不超標的前提下，比較主蒸汽及再熱蒸汽系統不同管徑規格投資及壓降方案的經濟性。具體考慮的經濟因素有以下4點：1） 主蒸汽及再熱蒸汽系統進口管道的初投資費用（含支吊架材料費用）。2） 主蒸汽及再熱蒸汽系統管道的安裝費用。3） 主蒸汽及再熱蒸汽系統管道的保溫材料費用。4） 累計20年因壓降引起發電量減少而產生的成本。此數值根據由西門子所提供的單位壓降的經濟效益數值計算，是技術經濟性比較的基礎資料。

經濟性比較費用取值：1） 管材管件費用。主蒸汽管道A335 P92管材、支吊架及管件復合單價81132元/t（RMB）；再熱熱段管道A335 P92管材、支吊架及管件復合單價92171元/t（RMB）；再熱冷段管道12Cr1MoVG管材、支吊架及管件復合單價34089元/t（RMB）。2） 安裝費用。主蒸汽管道安裝費用32117元/t（RMB）；再熱熱段管道安裝費用33514元/t（RMB）；再熱冷段管道安裝費用15275元/t（RMB）。3） 保溫保護層材料費用。保溫材料費用680 元/m3（RMB）；保護材料費用25 元/m2（RMB）。4） 壓降引起發電量減少而產生的成本（燃機發電上網電價0.715 元/kW·h年發電小時數為5640 h、20年、貸款利率4.9%）。

從省煤器進口到汽輪機進口的過熱蒸汽系統的壓降每降低0.1 MPa時，聯合循環可多發16 kW電量。再熱系統壓降每降低0.1 MPa時，聯合循環可多發60 kW電量。

通過綜合計算，將管材管件費用、安裝費用、保溫保護層材料費用加總，并考慮累計20年因壓降引起發電量減少而產生的成本，則各管徑規格下經濟性見表5。優化推薦的方案2再熱熱段管道，再熱冷段管道的規格，不但壓降能滿足要求，而且經濟性最好；主蒸汽管道中方案二的經濟性能并不是最好，方案3及方案2的經濟性比較接近，但是考慮到方案3，流速過快，并不利于機組的安全運行，綜合考慮選擇方案2比較適合機組。因此選擇方案2作為該項目的優選設計。

表5 主汽、再熱系統管道綜合經濟性計算表

2 主汽、再熱系統管道運行檢驗及性能試驗

第一套和第二套機組順利投產后，機組進入調峰商運階段，機組運行方式為協調投入，AGC投入，一次調頻投入，pss投入，燃機隨調度指令調節總負荷，汽機壓控模式（即跟隨狀態：調門全開），旁路全關。主汽、再熱冷段及再熱熱段在當前負荷下為最高流速。

由于試驗過程中機組負荷由調度控制，試驗數據并不在同一天，采集數據中不同日期的環境溫度不同，抽汽量，導致機組總出力一樣情況下，汽機出力并不一樣。試驗的參數情況見表6。

表6 不同汽機負荷下主汽、再熱管道壓力

試驗汽機負荷在210 MW時，為當前環境溫度下抽凝機組最大出力（50 t抽汽）。對設計值進行和實際值性能數據對比，見表7。

表7 設計值和實際值性能數據對比

根據以上數據可以看出，主蒸汽管道及再熱熱段蒸汽管道設計值與實際值變差在合理范圍內，并且實際壓損比設計值大；但是再熱冷段蒸汽管道，實際壓損比設計值小，該項目達到設計值的偏差范圍內。

在額定工況下，主蒸汽管道的壓降為0.4814 MPa，為汽輪機額定進汽壓力（16.5 MPa）的2.9%；再熱冷段管道的壓降為0.0413 MPa，再熱熱段蒸汽管道的壓降為0.0721 MPa，分別為汽輪機高壓缸排汽壓力（3.82 MPa）的1.08%、1.88%；均滿足與燃氣輪機廠設計的主汽3.5%的壓降，再熱系統（除再熱器外）4%的壓降的要求。

從省煤器進口到汽輪機進口的過熱蒸汽系統的壓降每降低0.1 MPa時，聯合循環每小時可多發16 kW電量。再熱系統壓降每降低0.1 MPa時，聯合循環每小時可多發60 kW電量。

單臺機組20年綜合收益約654萬元，2臺雙投20年綜合收益約1308萬元。

3 結語

綜上所述，對主汽管道、再熱系統管道設計參數的選取、管道材質的選擇等內容進行論證，并通過綜合技術經濟比較，優化出H級多軸燃氣聯合循環機組最合理的主汽管道、再熱系統管道規格，通過實施運行后性能試驗，驗證管道優化設計的的經濟性及優越性。

國內第一臺H級多軸燃氣-蒸汽聯合循環機組主汽、再熱系統管道設計研究的方法及結果可以為以后H級多軸燃氣-蒸汽聯合循環機組主汽、再熱系統管道設計進行指導。