某聯合循環系統熱力性能研究

孫嘉啟,劉志煥,李江濤

(中國船舶集團有限公司第七0三研究所,哈爾濱 150078)

燃氣-蒸汽聯合循環系統具有熱效率高、環境污染小、占地面積少、運行靈活、可靠性高、安裝周期短等優點。從電力行業發展來看,燃氣-蒸汽聯合循環系統具有十分廣闊的推廣前景[1],而余熱鍋爐作為燃氣-蒸汽聯合循環系統中的重要組成部分,是系統一體化與各子系統匹配優化的關鍵因素[2]。我國對于余熱鍋爐的研究基于熱平衡與能量守恒原理,建立數學模型[3-4],通過公式的數學推導,研究蒸汽參數選擇對余熱鍋爐當量效率及蒸汽輪機循環效率的影響[5],以提高聯合循環系統的經濟效益。

1 聯合循環系統熱力性能分析

本聯合循環系統采用燃氣輪機,燃氣初溫約為1400 ℃,ISO工況條件下容量約為300 MW。余熱鍋爐采用三壓再熱自然循環余熱鍋爐,蒸汽輪機采用雙缸向下排汽超高壓級凝汽式蒸汽輪機,蒸汽輪機在ISO工況條件下容量約為150 MW。

1.1 燃氣輪機性能參數

根據天然氣氣質條件、氣象條件,以冬季條件下純凝發電工況作為設計工況,具體參數如表1所示。根據燃氣輪機的排氣溫度與效率最大化目標,決定采用三壓再熱蒸汽循環的蒸汽系統。

表1 工況條件和燃氣輪機參數表

1.2 蒸汽系統性能參數

為了提高蒸汽輪機效率,蒸汽溫度一般盡可能取較高值,根據實際情況及金屬材料使用溫度的限制,余熱鍋爐主蒸汽溫度定為540 ℃,再熱蒸汽出口溫度定為560 ℃,中壓蒸汽溫度300 ℃左右,比其在余熱鍋爐中上游方向的燃氣溫度低即可,具體數值根據效率計算確定。為了實現能量的階梯利用,主蒸汽壓力一般選在10 MPa以上,但出于安全及經濟考慮,不能超過15 MPa。

2 聯合循環熱力性能匹配分析

圖1為三壓再熱余熱鍋爐的汽水循環系統。

圖1 三壓再熱自然循環余熱鍋爐汽水循環系統Fig.1 Steam and water circulation system diagram of triple-pressure reheat natural circulation heat recovery steam generator

根據余熱鍋爐的具體結構形式,結合熱平衡方程式及傳熱方程式進行余熱鍋爐的初步熱平衡計算。為了計算方便,假設設備的電耗率原則上保持不變,燃氣輪機的功率、排煙溫度、排氣流量保持不變,余熱鍋爐的保熱系數為0.997,鍋爐排污率為0.5%。高壓汽缸漏汽量暫定為9 t/h,蒸汽輪機的內效率暫定為0.88。

圖2 蒸汽輪機發電量、余熱鍋爐排煙溫度與主蒸汽壓力的變化關系Fig.2 Relationship between the generating capacity of steam turbine, the temperature of heat recovery steam generator exhaust gas and the main steam pressure

由計算分析可知,隨著主蒸汽壓力的升高,余熱鍋爐的排煙溫度以0.378 ℃/MPa的速度逐漸升高,余熱鍋爐的當量效率逐漸降低,蒸汽輪機發電量以0.834 MW/MPa的速度增大。但是,主蒸汽壓力并不能無限制提高,一旦主蒸汽壓力升高到亞臨界壓力,余熱鍋爐受熱面及蒸汽輪機必須采用新型材料,前期投入及運行成本均會大幅增加,考慮到在極端工況下蒸汽壓力還會進一步提高,故主蒸汽壓力設定為12.64 MPa左右。

圖3 蒸汽輪機發電量、余熱鍋爐排煙溫度與再熱蒸汽壓力的變化關系Fig.3 Relationship between the generating capacity of steam turbine, the temperature of heat recovery steam exhaust gas and the reheat steam generator pressure

圖4 蒸汽輪機發電量、余熱鍋爐排煙溫度與低壓蒸汽壓力的變化關系Fig.4 Relationship between generating capacity of steam turbine, the exhaust gas temperature of heat recovery steam generator and the low steam pressure

隨著再熱蒸汽壓力的升高,余熱鍋爐的排煙溫度以1.83 ℃/MPa的速度下降,余熱鍋爐的當量效率上升,蒸汽輪機發電量先升高后降低。隨著再熱蒸汽壓力的升高,聯合循環的各配套設備造價成倍上升,且較高的運行參數令整個聯合循環系統的潛在風險上升,故再熱蒸汽壓力選擇發電量極大值的壓力3.33 MPa較為合適。

隨著低壓蒸汽壓力的升高,余熱鍋爐的排煙溫度以33.7 ℃/MPa的速度大幅升高,余熱鍋爐的當量效率逐漸減小,蒸汽輪機發電量略微增大再略微降低,但總體變化范圍不大。雖然在0.4 MPa處有發電量極大值,但考慮到熱電聯產系統中區域供熱器的實際運行壓力不宜過低,故暫定為0.66 MPa。

利用上述確定的參數對余熱鍋爐進行最優化設計。余熱鍋爐采用三壓帶再熱自然循環型式,具體鍋爐基本數據見表2。

表2 余熱鍋爐技術規范

3 聯合循環變工況性能分析

根據優化設計得到的余熱鍋爐結構及燃氣輪機變工況數據,進行余熱鍋爐熱力性能的校核計算,得到余熱鍋爐與蒸汽輪機在滑壓運行時蒸汽參數變化對發電量的影響規律。

圖5 燃機變工況發電量與主蒸汽壓力的關系Fig.5 Relationship between generating capacity of gas turbine under variable operating conditions and the main steam pressure

在不同工況下,主蒸汽壓力提高,蒸汽輪機發電量有不同程度的增大。但隨著燃氣輪機負荷的下降,高壓欠溫不斷減小,主蒸汽壓力的變化范圍越來越小,蒸汽輪機發電量變化也趨于穩定,但對各壓力等級的蒸汽產量影響趨勢卻有一定程度的增大,可見主蒸汽壓力對聯合循環系統的影響隨著燃氣輪機負荷的減小而減弱。

隨著燃氣輪機負荷的下降,中壓欠溫也在不斷減小,再熱蒸汽壓力的變化范圍同樣會越來越小。再熱蒸汽壓力提高,蒸汽輪機發電量有增大趨勢,但在低工況時,這種趨勢尤為明顯,可見再熱蒸汽壓力對聯合循環系統的影響隨著燃氣輪機負荷的減小而增強。

圖6 燃機變工況發電量與再熱蒸汽壓力的關系Fig.6 Relationship between the generating capacity of gas turbine under variable operating conditions and the reheat steam pressure

圖7 燃機變工況發電量與低壓蒸汽壓力的關系Fig.7 Relationship between generating capacity of gas turbine under variable operating conditions and the low steam pressure

無論燃氣輪機的負荷如何改變,隨著低壓蒸汽壓力的提高,余熱鍋爐的排煙溫度始終會大幅升高,在不同工況下,低壓蒸汽壓力提高,蒸汽輪機發電量有小幅度降低,且隨著燃氣輪機負荷的下降這種趨勢略有加強。在任何時候,低壓蒸汽壓力的變化都將直接影響余熱鍋爐的排煙溫度。

4 結論

在燃氣-蒸汽聯合循環系統中,燃氣輪機、余熱鍋爐、蒸汽輪機的匹配目標是使系統的不可逆損失降到最小,能源的利用效率達到最大。通過相應計算并結合實際情況,確定主蒸汽壓力12.64 MPa,主蒸汽溫度540 ℃,再熱蒸汽壓力3.33 MPa,再熱蒸汽溫度560 ℃,低壓蒸汽壓力0.66 MPa,低壓蒸汽溫度247.5 ℃。

提高蒸汽壓力有助于提高蒸汽輪機的發電量及聯合循環的整體效率,其中主蒸汽壓力的影響尤為明顯,而再熱蒸汽壓力與低壓蒸汽壓力則存在發電量極大值,余熱鍋爐排煙溫度也會相應改變,提高低壓蒸汽壓力,排煙溫度急劇升高,提高再熱蒸汽壓力,排煙溫度顯著下降,提高主蒸汽壓力,排煙溫度則有所升高。

提高蒸汽溫度對于蒸汽輪機發電量的提升作用有限,余熱鍋爐排煙溫度也是略有升高。出于前期建設成本與運行安全性考慮,各級蒸汽溫度取決于相應的過熱器煙溫,當余熱鍋爐結構形式確定時,蒸汽溫度的優化余地很小。

對于結構形式已經確定的余熱鍋爐,改變燃氣輪機工況,其蒸汽參數與設計階段有著相似的變化規律。主蒸汽壓力在燃氣輪機負荷越高時,對聯合循環的影響就越大,而再熱蒸汽壓力正好相反,在燃氣輪機負荷越低時,對聯合循環的影響越顯著。低壓蒸汽壓力對聯合循環的影響不大,但對余熱鍋爐的排煙溫度有著舉足輕重的影響。

為了計算方便,本研究假設了一些參數在匹配分析中一直保持不變,但這在實際生產中是不可能的,故得出的計算結果與實際情況可能稍有差別,然而這些假設參數在匹配分析過程中對結論的影響不大。