F級聯合循環機組余熱鍋爐雙熱源梯級加熱天然氣方案研究

夏 林，周 剛，吳昌兵，向 東，張學華，劉 印，趙思勇，葛曉明，肖俊峰，胡孟起，連小龍，王一豐

（1.西安熱工研究院有限公司，陜西 西安 710054；2.華能重慶兩江燃機發電有限責任公司，重慶 400000）

以天然氣為燃料的燃氣-蒸汽聯合循環發電機組（聯合循環機組）因相對傳統的燃煤機組具有更加高效、低碳、靈活等優勢，將在構建以新能源為主體的新型電力系統過程中成為支撐新能源快速發展的重要伙伴[1-3]。

在聯合循環機組中，余熱鍋爐作為連接聯合循環系統燃氣側和蒸汽側的重要設備，其運行性能將對機組高效運行產生重大影響[4]。因此，國內外學者針對余熱鍋爐的性能分析、優化等問題開展了大量研究工作。李闖等[5]通過建模優化雙壓再熱余熱鍋爐與汽輪機蒸汽參數匹配問題。王利宏等[6]對比分析了相同抽汽條件下，余熱鍋爐效率隨供熱抽汽流量（抽汽量）的變化規律。此外，也有許多國內學者針對余熱鍋爐給水系統[7-8]、蒸汽參數[9-11]等優化問題開展了相關研究。Sharma等人[12]分析了不同幾何尺寸參數下雙壓余熱鍋爐的?損失和?效率變化情況。Manassaldi等人[13]則為“二拖一”聯合循環機組配套的雙壓余熱鍋爐開發設計優化模型。此外也有許多國外學者關注余熱鍋爐性能優化[14-20]問題。

目前，聯合循環機組普遍采用單熱源加熱天然氣方案（單熱源加熱方案）。為提升聯合循環機組運行性能，本文提出一種雙熱源梯級加熱天然氣方案（雙熱源梯級加熱方案），以某F級聯合循環機組為研究對象，詳細分析雙熱源梯級加熱方案對聯合循環機組運行性能的提升機理，以及雙熱源梯級加熱方案對變工況下機組運行性能的影響，并最終分析雙熱源梯級加熱方案的經濟性。

1 聯合循環機組底層蒸汽循環熱力計算模型及模型校驗

目前，大型F級聯合循環機組普遍配備三壓再熱型余熱鍋爐。圖1為典型的底層蒸汽循環熱力系統。

圖1 F級聯合循環機組底層蒸汽循環熱力系統Fig.1 The thermodynamic system of F class CCPP’s bottom steam cycle

對于余熱鍋爐的省煤器、蒸發器和過熱器，其水側或蒸汽側與煙氣側的熱量平衡公式[21]為：

式中：mw為水側或蒸汽側流量，t/h；hw2為水側或蒸汽側出口焓值，kJ/kg；hw1為水側或蒸汽側進口焓值，kJ/kg；mg為煙氣側流量，t/h；hg1為煙氣側進口焓值，kJ/kg；hg2為煙氣側出口焓值，kJ/kg；ε為煙氣側散熱損失。

余熱鍋爐省煤器、蒸發器和過熱器的水側或蒸汽側換熱量還需滿足以下傳熱公式[21]：

式中：U為傳熱系數，W/(m2·℃)；A為換熱面積，m2；ΔT為對數平均溫差，℃。

U的值取決于各換熱器的幾何參數、水側或蒸汽側以及煙氣側溫度、流量等參數，其計算式[22]為：

式中：ho為煙氣側對流換熱系數，W/(m2·℃)；ro為換熱管外徑，m；ri為換熱管內徑，m；k為換熱管的熱導率，W/(m·℃)；hi為換熱管內水側或蒸汽側的對流換熱系數，W/(m·℃)。

對數平均溫差則可由換熱器的進出口水側、蒸汽側以及煙氣側溫度、流量等參數直接計算得到。

汽輪機功率的計算過程中則需考慮汽輪機的蒸汽流量、比焓降、相對內效率、機械效率以及發電機效率等參數，其計算公式為：

式中：Pt為汽輪機功率，kW；ms為汽輪機蒸汽流量，kg/s；Δhi為汽輪機理想比焓降，kJ/kg；ηri為汽輪機相對內效率；ηm為汽輪機機械效率；ηel為汽輪機發電機效率。

某F級聯合循環機組在設計工況下余熱鍋爐進口煙氣溫度為603.7 ℃、煙氣流量為2 384 t/h，設計高壓、中壓、低壓節點溫差分別為6.9、13.2、8.5 ℃，設計高壓、中壓、低壓接近點溫差為3 ℃；汽輪機設計出力為145.1 MW。基于電廠熱平衡計算軟件Thermoflow以及機組制造商提供的設計工況下的熱力性能數據，建立聯合循環機組底層蒸汽循環熱力計算模型，計算得到100%、75%、50%負荷下的汽輪機功率，并與機組制造商提供的汽輪機功率數據進行對比，結果如圖2所示。由圖2可知，100%、75%和50%負荷下，Thermoflow軟件計算的汽輪機功率與制造商提供的汽輪機功率數據的偏差在0.6%以內。可見，基于Thermoflow軟件建立的聯合循環機組底層蒸汽循環熱力計算模型準確性較高。

圖2 模型計算的汽輪機功率與制造商汽輪機功率數據對比Fig.2 Comparison between the model-calculated steam turbine power and the manufacturer’s steam turbine power

2 雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升機理

某F級聯合循環機組如采用單熱源加熱方案（圖3），在夏季平均氣溫（28.3 ℃）100%機組負荷下，需從中壓省煤器出口抽出32.8 t/h的高溫熱水，將天然氣從15 ℃加熱至185 ℃；如采用雙熱源梯級加熱方案（圖4），則首先從低壓省煤器出口處抽出約47.2 t/h的低溫熱水（約158 ℃），將天然氣從15 ℃加熱至150 ℃，再從余熱鍋爐中壓省煤器出口引出約14.5 t/h的高溫熱水將天然氣繼續加熱至185 ℃。單熱源加熱方案中，從余熱鍋爐中壓省煤器處帶走的高溫熱水的換熱量約為6 285 kW；雙熱源梯級加熱方案中，從余熱鍋爐帶走的總換熱量也為6 285 kW，其中從中壓省煤器處帶走的高溫熱水換熱量約為1 450 kW，從低壓省煤器出帶走的換熱量約為4 835 kW。

圖3 聯合循環機組單熱源加熱方案Fig.3 The CCPP’s SHSHP

圖4 聯合循環機組雙熱源梯級加熱方案Fig.4 The CCPP’s DHSHP

與單熱源加熱方案相比，采用雙熱源梯級加熱方案后，從中壓省煤器處帶走的換熱量減少，這將使中壓省煤器出口煙氣溫度（即低壓蒸發器入口煙氣溫度）從207.2 ℃升高至209 ℃；低壓蒸發器入口煙氣溫度的升高，將使低壓蒸汽流量從49.6 t/h增加至50.5 t/h；同時，由于從中壓省煤器處抽出熱水流量的減少，將使進入中壓蒸發器的熱水流量增加，進而使再熱蒸汽流量從352.0 t/h增加至352.5 t/h。由于再熱蒸汽流量和低壓蒸汽流量的增加，將使聯合循環機組出力提升約317 kW。從低壓省煤器處帶走4 835 kW換熱量，則實現了余熱鍋爐尾部低品位廢熱的充分利用，使煙氣溫度余熱鍋爐排煙溫度下降約1.5 ℃。2種方案的詳細參數對比見表1。

表1 單熱源加熱方案與雙熱源梯級加熱方案的性能對比Tab.1 Performance comparison between the SHSHP and the DHSHP

總體而言，雙熱源梯級方案將大部分單熱源加熱方案中加熱天然氣的熱量，采用余熱鍋爐尾部的低品位廢熱來代替，使中壓省煤器處高品位的煙氣熱能用于產生更多的蒸汽，這在提升機組出力的同時實現了廢熱利用。

3 變工況下雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升分析

考慮到聯合循環機組的變工況運行性能受機組負荷、環境溫度條件變化的影響較為明顯，因此本文主要分析當機組負荷、環境溫度條件變化時，雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升效果。

3.1 機組負荷的影響

不同機組負荷下雙熱源梯級加熱方案的總換熱量如圖5所示。由圖5可見，在夏季平均氣溫（28.3 ℃）下運行時，隨著機組負荷從100%下降至50%，燃氣輪機進口的天然氣流量將從55.7 t/h顯著下降至30.9 t/h，天然氣加熱器換熱量也將從約6 300 kW減小至約3 400 kW。天然氣加熱器換熱量的下降將使加熱天然氣的熱水的需求量減少。

圖5 不同機組負荷下雙熱源梯級加熱方案的總換熱量Fig.5 The DHSHP’s total heat exchange quantity at different unit loads

不同機組負荷下2種方案的熱水流量變化如圖6所示。由圖6可見：對于單熱源加熱方案，隨著聯合循環機組負荷從100%下降至50%，從中壓省煤器出口處抽出的高溫熱水量將從32.8 t/h減少至20.7 t/h；對于雙熱源梯級加熱方案，從中壓省煤器出口處抽出的高溫熱水量將從14.5 t/h減少至12.8 t/h，從低壓省煤器出口抽出的低溫熱水量將從47.2 t/h減少至28.8 t/h。天然氣加熱器換熱量的下降，也將減弱雙熱源梯級加熱方案中低溫熱水換熱量占總換熱量的比例。隨著聯合循環機組負荷從100%下降至50%，低溫熱水的換熱量占總換熱量的比例將從77%減小至69%（圖5）。

圖6 不同機組負荷下2種方案的熱水流量Fig.6 The hot water flow of the SHSHP and DHSHP at different unit loads

隨著聯合循環機組負荷的降低，雙熱源梯級加熱方案中低溫熱水換熱量占總換熱量的比例的降低將減弱雙熱源梯級加熱方案對機組底層蒸汽循環性能的提升效果。不同機組負荷下雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升效果如圖7所示。由圖7可見：在夏季平均氣溫（28.3 ℃）條件、100%負荷下，與單熱源加熱方案相比，雙熱源梯級加熱方案將使汽輪機出力增加約317 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.5 ℃；隨著聯合循環機組負荷下降至75%，雙熱源梯級加熱方案將僅使汽輪機出力增加約195 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.2 ℃；隨著聯合循環機組負荷進一步下降至50%，雙熱源梯級加熱方案將僅使汽輪機出力增加提升約117 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1 ℃。因此，與調峰運行的聯合循環機組相比，雙熱源梯級加熱方案可為常年帶基本負荷運行的聯合循環機組帶來更好的性能提升效果及經濟收益。

圖7 不同負荷下雙熱源梯級加熱方案對機組性能提升效果Fig.7 The effect of DHSHP on the CCPP’s performance improvement at different unit loads

3.2 環境溫度的影響

隨著環境溫度的降低，燃氣輪機進口的天然氣流量以及聯合循環機組出力均將增大。不同環境溫度下雙熱源梯級加熱方案的總換熱量如圖8所示。由圖8可見，當環境溫度從夏季平均氣溫（28.3 ℃）降低至冬季平均氣溫（13.6 ℃），燃氣輪機進口的天然氣流量將從55.7 t/h上升至60.6 t/h，天然氣加熱器換熱量也將從約6 300 kW增大至約6 800 kW。天然氣加熱器換熱量的增大將使加熱天然氣的熱水量增加。不同環境溫度下2種方案的熱水流量變化如圖9所示。由圖9可見：對于單熱源加熱方案，當環境溫度從夏季平均氣溫（28.3 ℃）降低至冬季平均氣溫（13.6 ℃），從中壓省煤器出口處抽出的高溫熱水量將從32.81 t/h增大至35.03 t/h；對于雙熱源梯級加熱方案，從低壓省煤器出口抽出的低溫熱水量將從47.23 t/h增大至50.52 t/h，但是中壓省煤器出口抽出的高溫熱水量將從14.46 t/h略微減小至14.3 t/h。隨著環境溫度從夏季平均氣溫（28.3 ℃）降低至冬季平均氣溫（13.6 ℃），低溫熱水的換熱量占總換熱量的比例也將從77%略升至79%。對于雙熱源梯級加熱方案，隨著環境溫度的降低，盡管中壓省煤器出口抽出的高溫熱水量將略微減小，但是高溫熱水溫度也將升高，因此高溫熱水的換熱量將幾乎保持不變，天然氣加熱器總換熱量的增加量主要來自于低溫熱水換熱量的增加（圖8）。

圖8 不同環境溫度下雙熱源梯級加熱方案的總換熱量Fig.8 The DHSHP’s total heat exchange quantity at different ambient temperatures

圖9 不同環境溫度下2種方案的熱水流量Fig.9 The hot water flow of SHSHP and DHSHP at different ambient temperatures

隨著環境溫度降低，雙熱源梯級加熱方案中低溫熱水換熱量占總換熱量的比例的增加也將增大雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升效果。圖10為不同環境溫度下雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升效果。由圖10可見：在夏季平均氣溫28.3 ℃條件、100%負荷下運行時，與單熱源加熱方案相比，雙熱源梯級加熱方案將使汽輪機出力增加約317 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.5 ℃；隨著環境溫度下降，當聯合循環機組在年平均氣溫21.7 ℃、100%負荷下運行時，雙熱源梯級加熱方案將使汽輪機出力增加約327 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.6 ℃；隨著環境溫度進一步下降，當聯合循環機組在冬季平均氣溫13.6 ℃、100%負荷下運行時，雙熱源梯級加熱方案將使汽輪機出力增加提升約366 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.7 ℃。本文研究對象某F級聯合循環機組位于我國華南地區，其運行所處的環境溫度較高，冬季平均氣溫依然達到13.6 ℃，因此對于我國中部、或者北方的聯合循環機組，其運行環境溫度將顯著降低，雙熱源梯級加熱方案將可為聯合循環機組帶來更好的性能提升效果及經濟收益。

圖10 不同環境溫度下雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升效果Fig.10 The effect of DHSHP on the CCPP’s performance improvement at different ambient temperatures

4 雙熱源梯級加熱方案的經濟性分析

基于Thermoflow軟件對天然氣加熱器進行建模計算得到：如采用單熱源加熱方案，設計工況下天然氣加熱器1、2的設計對數平均溫差分別達到約46.9、54.9 ℃，換熱面積分別為174、55 m2；如采用雙熱源梯級加熱方案，天然氣加熱器1、2的設計對數平均溫差將減小至約21.4、18.5 ℃，換熱面積將增大至432、133 m2。因此，將天然氣加熱方案由單熱源加熱方案調整為雙熱源梯級加熱方案，天然氣加熱器面積將增加147%。根據Thermoflow軟件估算，天然氣加熱器面積的增加將使天然氣加熱器的成本增加約73%。F級聯合聯合循環機組的天然氣加熱器的成本約為450萬元[22]，因此如采用雙熱源梯級加熱方案，將使天然氣加熱器的成本增加約329萬元（與加熱器成本相比，管路、保溫等成本的增加較小，可忽略不計，因此本文僅考慮加熱器成本的增加情況）。

基于雙熱源梯級加熱方案的投資成本，計算得到不同年利用小時數、運行氣象條件和電價下，采用雙熱源梯級加熱方案可為聯合循環機組帶來的年收益以及投資回收期，具體結果如圖11、圖12所示。

圖11 不同年利用小時數、運行氣象條件下經濟性分析Fig.11 Economic analysis under different annual utilization hours and weather conditions

圖12 不同年利用小時數、電價下經濟性分析Fig.12 Economic analysis under different annual utilization hours and electricity prices

由圖11、圖12可見：如F級聯合聯合循環機組的年利用小時數為3 000 h、運行的環境平均氣溫為21.7 ℃、電價為0.6元/(kW·h)，則采用雙熱源梯級加熱方案的年收益將達到約60萬元，投資回收期為約5.5年；如機組年利用小時數增加、機組運行于環境溫度較低的地區或是電價上升，雙熱源梯級加熱方案的投資回收期將顯著下降。由此可見，雙熱源梯級加熱方案可為聯合循環機組帶來較好的經濟收益。

5 結 論

1）雙熱源梯級加熱方案可減少單熱源加熱方案中余熱鍋爐中壓省煤器出口抽出的用于加熱天然氣的熱水流量，提高聯合循環機組再熱蒸汽流量和低壓蒸汽流量，達到提升聯合循環機組出力、降低余熱鍋爐排煙溫度的目的。

2）隨著機組負荷的下降，天然氣加熱器換熱量、雙熱源梯級加熱方案中低溫熱水的換熱量占總換熱量的比例均將下降，雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升效果也將減弱；隨著環境溫度的降低，天然氣加熱器換熱量、雙熱源梯級加熱方案中低溫熱水換熱量占總換熱量的比例均將增加，雙熱源梯級加熱方案對機組性能的提升效果也將增強。

3）與單熱源加熱方案相比，雙熱源梯級加熱方案將使天然氣加熱器面積增加、成本增加。如F級聯合聯合循環機組的年利用小時數為3 000 h、運行的環境平均氣溫為21.7 ℃，則采用雙熱源梯級加熱方案的年收益將達到約60萬元，投資回收期為約5.5年，雙熱源梯級加熱方案可為聯合循環機組帶來較好的經濟收益。