燃氣輪機排煙參數對直流余熱鍋爐運行性能影響的仿真分析

高建強，時錦程，康恒瑜，張忠濤

（華北電力大學 動力工程系，河北 保定 071003）

0 引言

在燃氣-蒸汽聯合循環機組中，余熱鍋爐的換熱特性與燃氣輪機排煙、給水等參數密切相關[1]。在實際運行過程中，由于燃氣輪機與余熱鍋爐間的強耦合關系，鍋爐出口參數和換熱性能會受到燃氣輪機排煙參數的直接影響[2,3]。

聯合循環機組具有高效率的調峰能力，所以經常被用于電網調峰而處于變工況運行狀態。該狀態下，燃氣輪機排煙參數時常發生改變，進而影響余熱鍋爐管束的換熱特性，導致鍋爐過熱汽參數和效率發生波動[4,5]。燃氣輪機排煙參數是燃氣輪機與余熱鍋爐間的關鍵耦合參量，其與余熱鍋爐過熱汽溫度、余熱鍋爐效率間關系的相關研究成果，可為機組的安全、經濟、穩定運行提供技術支持。

目前，針對余熱鍋爐換熱特性和余熱鍋爐效率的相關仿真研究較多。文獻[6]提出了三壓再熱余熱鍋爐熱參數的半理論半經驗仿真模型；仿真結果表明，模型能夠較為準確地反映余熱鍋爐主要運行參數隨燃氣輪機負荷的變化情況。文獻[7]建立了雙壓補燃余熱鍋爐聯合循環機組仿真模型；研究結果表明，當燃氣輪機排煙溫度達到設計工況后，繼續提高燃氣輪機排煙溫度對蒸汽循環熱效率的改善幅度較小，?效率則開始下降。文獻[8]結合“效能-單元數”法和等效焓降法，對聯合循環機組蒸汽系統熱力參數和熱經濟性進行研究，發現燃氣輪機排煙溫度對高壓過熱汽參數影響最為明顯。文獻[9]通過所建立的三壓再熱蒸汽循環仿真模型，研究了蒸汽循環關鍵參數、熱力性能與燃氣輪機排煙參數的關系；結果發現，機組裝機容量越大，提高燃氣輪機排煙參數對蒸汽參數和余熱鍋爐效率的影響越明顯。上述研究均以自然循環余熱鍋爐為研究對象，對聯合循環機組采用直流余熱鍋爐情況的相關研究還很少。

與自然循環余熱鍋爐相比，直流余熱鍋爐運行控制復雜，技術尚未完全成熟，其大型聯合循環機組尚未被推廣應用。直流余熱鍋爐具有整體占地面積小、設備集成度高、啟停時間短、變負荷速度快的特點，適用于島嶼、港口等面積狹小的地域環境，具有很好的市場及應用前景。研究燃氣輪機排煙參數對直流余熱鍋爐蒸汽參數和效率的影響，對于提高聯合循環機組蒸汽系統的運行控制水平有著重要的意義。

本文以小F級燃機聯合循環機組中配套的立式雙壓直流余熱鍋爐為研究對象，建立直流余熱鍋爐仿真模型，研究燃氣輪機排煙參數對鍋爐過熱汽溫度、出口煙溫和鍋爐效率的影響規律。

1 聯合循環機組結構及參數

以圖1中所示的二拖一聯合循環機組熱力系統為研究對象。

圖1 聯合循環機組熱力系統Fig.1 Thermal system of the combined cycle unit

直流余熱鍋爐主要設計參數如表1所示。

表1 直流余熱鍋爐參數Tab.1 Design parameters of once-through HRSG

燃氣輪機運行在 40%～100%負荷區間時，采用純流量調控，維持燃氣輪機排煙溫度不變。

直流余熱鍋爐管束為錯列布置，煙氣垂直流經各級換熱管束。給水分為高壓、低壓2部分，流經省煤器、蒸發器和過熱器，與煙氣呈逆向流動。

高壓、低壓汽輪機均為純凝運行，無抽汽。

2 直流余熱鍋爐仿真模型

將鍋爐并聯管束簡化為一根等效受熱管。視管內工質為一維流動。煙氣、管壁金屬和管內工質間的換熱只在徑向上進行，沿管長方向熱負荷分布均勻。忽略管壁導熱熱阻。視同一區段內管內工質混合均勻[10,11]。將鍋爐等效受熱管劃分為N個區段，采用集總參數法建立各區段的換熱及流動模型。

2.1 換熱及效率計算模型

（1）煙氣與管內工質間換熱量計算方程為：

式中：Q為整個區段內煙氣與管內工質間的換熱量；Cn為對數平均溫差修正系數[12]；A為相對換熱面積；K為相對換熱系數，可根據管內工質的相態和管外煙氣溫度選擇對應的計算公式[13-15]得到；ΔTm為對數平均溫差。

（2）煙氣熱平衡方程為：

式中：φ為保熱系數；Dg為煙氣流量；Cpg為煙氣比熱；Tg1為煙氣入口溫度；Tg2為煙氣出口溫度。

（3）工質側熱平衡方程為：

式中：D1為工質入口流量；D2為工質出口流量；h1為工質入口焓；h2為工質出口焓。

（4）余熱鍋爐效率計算方程為：

式中：ηh為余熱鍋爐效率；Qst為鍋爐管內工質有效吸熱量；Tgi為燃氣輪機排煙溫度；Ta為環境溫度[16,17]。

依據上述方程和工質物性參數函數，通過迭代計算求解，可得到不同工況下鍋爐蒸汽溫度、排煙溫度等參數的計算值[18]。

2.2 仿真模型建立

將上述數學模型采用Fortran語言編寫為仿真算法，借助 Gensystem仿真模型開發平臺，以模塊化建模方式，建立直流余熱鍋爐系統仿真數學模型[19,20]。

本文將直流余熱鍋爐的高壓汽水系統劃分為27個換熱區段，將低壓汽水系統劃分為7個換熱區段。應用所開發的仿真算法建立每個區段的仿真模型；再按照各受熱面的工藝流程，集成直流余熱鍋爐汽水系統仿真模型。

3 計算結果及分析

以聯合循環機組設計工況為基準，對模型仿真結果進行校驗。通過仿真試驗，分析燃氣輪機排煙溫度、流量發生改變后，鍋爐過熱汽溫度、鍋爐出口煙溫和余熱鍋爐效率的變化情況。

3.1 設計工況仿真結果

設計工況下，鍋爐各換熱設備管內工質出口溫度計算結果如表2所示。

表2 各換熱設備管內工質出口溫度計算結果Tab.2 Calculation results of the outlet temperature of working fluid in tubes of each heat exchanger

由表2可知，管內工質出口溫度仿真值與設計值相對誤差小于2.8%，模型有效。

3.2 鍋爐過熱汽溫度隨燃氣輪機排煙參數的變化

（1）燃氣輪機排煙溫度變化工況

鍋爐高壓、低壓過熱汽溫度隨燃氣輪機排煙溫度的變化情況如圖2所示。

圖2 鍋爐過熱汽溫度隨燃氣輪機排煙溫度的變化曲線Fig.2 Variation curve of boiler superheated steam temperature with exhaust gas temperature of gas turbine

由圖2可知，隨著燃氣輪機排煙溫度的升高，鍋爐高壓過熱汽溫度近似線性升高。燃氣輪機排煙溫度每升高 10 ℃，高壓過熱汽溫度升高約25.75 ℃；鍋爐低壓過熱汽溫度升高較慢。當燃氣輪機排煙溫度接近設計工況（594 ℃）后，低壓過熱汽溫度變化率逐漸增大。

結果分析：由于鍋爐采用逆流布置，燃氣輪機排煙溫度的升高，會首先對鍋爐煙氣入口處的換熱管束產生影響。高壓工質吸熱量增加，高壓過熱汽溫度逐漸升高，管束與煙氣間的溫差變化量會沿煙氣流向逐漸遞減，所以導致低壓過熱汽溫度變化幅度較小。隨著燃氣輪機排煙溫度的持續升高，下游換熱管束受煙溫變化的影響程度不斷加大，且低壓工質流量較低，受影響后溫度變化明顯，于是導致低壓過熱汽溫度的變化率逐漸增大。

（2）燃氣輪機排煙流量變化工況

鍋爐高壓、低壓過熱汽溫度隨燃氣輪機排煙流量的變化情況如圖3所示。

圖3 鍋爐過熱汽溫度隨燃氣輪機排煙流量的變化曲線Fig.3 Variation curve of boiler superheated steam temperature with exhaust gas flow of gas turbine

由圖3可以看出，隨著燃氣輪機排煙流量的升高，鍋爐高壓過熱汽溫度近似線性升高，變化率稍有減小。燃氣輪機排煙流量每升高2%（約4 kg/s），高壓過熱汽溫度升高約16.5 ℃。鍋爐低壓過熱汽溫度升高較快；當燃氣輪機排煙流量接近設計工況（199.6 kg/s）后，低壓過熱汽溫度變化率逐漸減小并趨于固定值。

結果分析：燃氣輪機排煙流量升高后，鍋爐內各級管束煙氣側換熱系數加大、換熱量增加，高壓過熱汽溫度接近燃氣輪機排煙溫度。當燃氣輪機排煙流量較低時，低壓工質過熱段長度較短，無法將蒸汽加熱至較高溫度。隨著煙氣流量的升高，低壓工質蒸干點位置從低壓過熱器中后部逐漸移至低壓蒸發器尾部，低壓工質過熱段逐漸增長。當燃氣輪機排煙流量接近設計工況時，低壓工質過熱段延伸至低壓蒸發器中；但由于低壓蒸發器在鍋爐中位置偏后，管外煙氣溫度較低，無法使低壓蒸汽產生較大過熱度，此時低壓過熱汽溫度主要受低壓過熱器管外煙氣溫度的影響，變化率趨于穩定。

3.3 鍋爐出口煙溫隨燃氣輪機排煙參數的變化

（1）燃氣輪機排煙溫度變化工況

余熱鍋爐出口煙溫隨燃氣輪機排煙溫度的變化情況如圖4所示。

圖4 鍋爐出口煙溫隨燃氣輪機排煙溫度的變化曲線Fig.4 Variation curve of boiler outlet flue gas temperature with exhaust gas temperature of gas turbine

由圖4可知，當燃氣輪機排煙溫度較低時，隨著燃氣輪機排煙溫度的升高，鍋爐出口煙溫升高較慢。燃氣輪機排煙溫度每升高10 ℃，鍋爐出口煙溫升高約0.49 ℃。在燃氣輪機排煙溫度高于設計工況后，鍋爐出口煙溫變化率逐漸增大。

結果分析：燃氣輪機排煙溫度升高后，鍋爐內各級換熱管束管外煙溫升高，管內工質與管外煙氣溫差增大，換熱量逐漸提高，使得鍋爐出口煙溫升高幅度較小。當燃氣輪機排煙溫度達到設計工況附近后，鍋爐整體換熱性能偏離最佳點，管內工質與煙氣間換熱量增量無法抵消燃氣輪機排煙焓值的增量，煙氣無法被充分冷卻；這導致鍋爐出口煙溫逐漸升高。

（2）燃氣輪機排煙流量變化工況

余熱鍋爐出口煙溫隨燃氣輪機排煙流量的變化情況如圖5所示。

圖5 鍋爐出口煙溫隨燃氣輪機排煙流量的變化曲線Fig.5 Variation curve of boiler outlet flue gas temperature with exhaust gas flow of gas turbine

由圖5可以看出，隨著燃氣輪機排煙流量的升高，鍋爐出口煙溫逐漸升高，變化率緩慢增大。排煙流量每升高2%，鍋爐出口煙溫升高約3.3 ℃。相較于燃氣輪機排煙溫度，燃氣輪機排煙流量對鍋爐出口煙溫的影響程度更大。

結果分析：由于燃氣輪機排煙溫度保持不變，隨著燃氣輪機排煙流量的升高，鍋爐高壓過熱汽溫度會逐漸接近燃氣輪機排煙溫度。此時，管內工質與管外煙氣間的溫差逐漸減小，換熱量變化率減小，單位質量燃氣輪機排煙在鍋爐中的放熱量降低，最終導致鍋爐出口煙溫逐漸升高。

3.4 余熱鍋爐效率隨燃氣輪機排煙參數的變化

（1）燃氣輪機排煙溫度變化工況

余熱鍋爐效率隨燃氣輪機排煙溫度的變化情況如圖6所示。

圖6 余熱鍋爐效率隨燃氣輪機排煙溫度的變化曲線Fig.6 Variation curve of HRSG efficiency with exhaust gas temperature of gas turbine

從圖6可以看出，當燃氣輪機排煙溫度較低時，隨著燃氣輪機排煙溫度的升高，余熱鍋爐效率升高，變化率逐漸減小；在燃氣輪機排煙溫度610 ℃左右時，余熱鍋爐效率達到最高值；后續余熱鍋爐效率會隨燃氣輪機排煙溫度的升高而降低，變化率逐漸增大。

結果分析：燃氣輪機排煙溫度升高后，鍋爐管內工質與煙氣間換熱溫差升高，煙氣換熱系數也有一定程度提升，換熱量變化率逐漸增大；單位質量燃氣輪機排煙所產生的水蒸氣在余熱鍋爐中吸收的熱量增加，余熱鍋爐效率升高。燃氣輪機排煙溫度達到610 ℃左右時，余熱鍋爐逐漸偏離最佳工況，高壓過熱汽逐漸接近燃氣輪機排煙溫度，管內工質與煙氣間換熱量變化率減小，余熱鍋爐效率開始下降。

（2）燃氣輪機排煙流量變化工況

余熱鍋爐效率隨燃氣輪機排煙流量的變化情況如圖7所示。

圖7 余熱鍋爐效率隨燃氣輪機排煙流量的變化曲線Fig.7 Variation curve of HRSG efficiency with exhaust gas flow of gas turbine

由圖7可以看出，隨著燃氣輪機排煙流量的升高，余熱鍋爐效率逐漸降低，變化率緩慢增大，其影響程度強于燃氣輪機排煙溫度變化。

結果分析：由公式（4）可知，燃氣輪機排煙流量的改變，不會對燃氣輪機排煙與環境溫度下煙氣間的焓差產生影響。燃氣輪機排煙流量升高后，煙氣側換熱系數增大，管內工質會逐漸接近管外煙氣溫度，工質與煙氣間換熱溫差減小，換熱量逐漸趨于恒定，單位質量燃氣輪機排煙在鍋爐內的放熱量減小；隨著鍋爐高壓過熱汽溫度逐漸接近燃氣排煙溫度，余熱鍋爐效率逐漸降低。

4 結論

本文采用分段式集總參數法建立了立式雙壓直流余熱鍋爐仿真模型，研究了不同燃氣輪機排煙參數下，直流余熱鍋爐過熱汽溫度、鍋爐出口煙溫和余熱鍋爐效率的變化情況。

（1）鍋爐高壓過熱汽溫度隨燃氣輪機排煙參數的升高近似線性升高；燃氣輪機排煙溫度較高或排煙流量較低時，低壓過熱汽溫度波動明顯。

（2）當燃氣輪機排煙溫度接近設計工況后，鍋爐出口煙溫變化率明顯增大。在燃氣輪機排煙溫度610 ℃附近存在鍋爐最佳效率點；當排煙溫度偏離該點后，余熱鍋爐效率會迅速降低。

（3）燃氣輪機排煙流量每升高 2%，鍋爐出口煙溫升高約3.3 ℃；余熱鍋爐效率隨著燃氣輪機排煙流量升高逐漸降低，變化率緩慢增大。

（4）燃氣輪機排煙流量變化對余熱鍋爐運行參數和效率的影響程度較燃氣輪機排煙溫度更大。當聯合循環機組運行狀態發生改變時，應盡量將燃氣輪機排煙溫度維持在設計工況附近，使余熱鍋爐效率能夠保持在較高的程度。