燃气-蒸汽联合循环部分负荷热不平衡的优化

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燃气-蒸汽联合循环部分负荷热不平衡的优化

毛维俭

(上海闸电燃气轮机发电有限公司, 上海200438)

摘要:基于燃气-蒸汽联合循环余热锅炉内两个不同主体的热量模型计算与分析,研究了某联合循环发电厂在燃气轮机负荷工况下蒸汽侧热不平衡问题的来源与热力循环特点,并提出了适应此类工况条件下的汽轮机优化运行方式,以提高联合循环发电机组的运行经济性.

关键词：联合循环发电机组; 热量模型计算; 优化

收稿日期：2015-06-30

作者简介：通讯毛维俭(1970-),女,工程师,上海人.主要研究方向为电力运行生产及管理.E-mail:

中图分类号：TM611.31;TK123文献标志码： A

收稿日期：2014-09-24

作者简介：通讯张亮(1976-),男,工程师,内蒙古包头人.主要研究方向为电气自动化.E-mail:

OptimizationoftheUnbalancedThermalSystemofAPart-LoadGas-SteamCombined

MAOWeijian

(Shanghai Zhadian Gas Turbine Power Plant Co.,Ltd., Shanghai200438, China)

Abstract:Based on the thermal model calculations of the two sections of HRSG in a certain gas-steam combined cycle,the cause of the thermal unbalance and the features of the heat cycle of a part-load running unit of a combined cycle power plant are studied,and a proper running model of gas optimization for this kind of operation condition is suggested so as to improve the economic efficiency of combined cycle generating units.

Keywords:combinedcyclegenerationunit;thermalcalculationmodel;optimization

上海某电厂装设2套GES209E型燃气-蒸汽联合循环发电机组,4台燃气轮机为GEMS9001E型机组,4台余热锅炉为杭州锅炉厂生产的Q1185/522-182-4.4/504余热锅炉,2台汽轮机为GESC3型蒸汽轮机.电厂定位以电网调峰运行为主,由于长期处于低负荷运行工况下,余热锅炉排烟温度偏高,同时为确保安全,采用除氧器排空放汽方式,由此进一步降低了发电的经济性.

本文通过对燃气轮机部分负荷运行条件下余热锅炉主要换热面吸收热量的分配关系以及汽轮机可利用发电能力的计算分析,确定了影响该电厂发电经济性的主要原因,并有针对性地提出了适应燃气轮机部分负荷工况下提高蒸汽侧发电能力的运行方式,以期提高电厂的发电效率.[1-4]

燃气-蒸汽联合循环发电厂余热锅炉满负荷运行参数是按燃气轮机满负荷时的尾部烟气流量与温度值设计确定的.假设某型燃气轮机设计排气温度为540 ℃,汽轮机设计进汽压力为4.2MPa,换算可得汽包饱和温度为254.4 ℃,余热锅炉设计排烟温度为150 ℃,选取炉管温差为5.5~11 ℃,主蒸汽压降为0.1~0.2MPa(按最小值设计),则汽包段的烟气可利用温度为260~540 ℃,除氧器段的烟气可利用温度为150~260 ℃.假定燃气比热值为一定值,则余热锅炉除氧器段的吸热比例为28.2%,汽包段的吸热比例为71.8%.

如果汽轮机采用定压运行方式,在燃气轮机处于部分负荷工况下运行时,以40MW负荷为例,燃气轮机排气温度为371.1 ℃,汽轮机主汽按照定压运行方式控制在3.66MPa,换算汽包饱和温度为245.6 ℃.在此工况下,假设余热锅炉排气温度仍为设计温度(150 ℃),则除氧器段的烟气可利用温度为150~251.1 ℃,占余热锅炉吸热比的45.7%;汽包段的烟气可利用温度为251.1~371.1 ℃,吸热比为56.3%.但实际上,由于余热锅炉工质为单一流向,各换热面面积不会随负荷而改变,因此对应设计值,各段吸热比仍是相对固定的,即在部分负荷工况下,除氧器段与汽包段的吸热比仍保持在约28.2%∶71.8%的分布.按上述40MW工况下燃气轮机排气温度371.1 ℃和平衡点温度251.1 ℃推算,余热锅炉排烟温度高达203.9 ℃.

为增加除氧器段余热的利用率,一般可选择提高除氧器运行压力方式来平衡因燃气轮机低负荷运行导致的热不平衡问题,但受到除氧器设计压力的限制,且要考虑控制排烟温度在合理范围内,通常除氧器压力提高的范围有限,一般不能超过0.6MPa.比较可行的方式是改变该电厂汽轮机以定压运行为主的运行模式,燃气轮机部分负荷工况下应采用蒸汽轮机滑压运行方式,适当降低汽包工作压力和汽包饱和蒸汽温度,增加汽包段的吸热量,形成除氧器段与汽包吸热量之间的再平衡,避免余热锅炉除氧器蒸汽排空,以提高联合循环余热的利用率.采用汽轮机滑压运行方式并适量降低汽包工作压力后,在燃气轮机排气温度相对较低的条件下,也可起到适当提高进入汽轮机的主汽过热度、降低汽轮机末二级叶片湿蒸汽比例、提高汽轮机运行安全性的作用.

根据余热锅炉烟气与蒸汽系统热平衡计算公式,以燃气轮机排气温度为计算基准,通过控制联合循环蒸汽轮机滑压运行及蒸汽轮机进汽压力来调节锅炉汽包压力,如燃气轮机排气温度低于371 ℃,因过热度太低,不建议投用联合循环蒸汽轮机.

燃气轮机部分负荷效率低的主要原因是由于燃气轮机的转速为3 000r/min,油耗约为9.1m3/h,相当于40MW时的燃油增加量(燃气轮机每增加10MW,负荷油耗约增加2.2m3/h),简单模型的效率数值估算见表1.

表1　燃气轮机发电经济性建议估算结果

联合循环的可利用热量,在额定工况下燃气轮机的热效率为33%,联合循环的热效率为50%,其损失的50%热量中，摩擦鼓风等固定损失约占总量的5%,余热锅炉烟囱尾气热损约占15%,汽轮机排汽的汽化潜热约占30%.

相对于额定工况,保持余热锅炉排烟温度不变,燃气轮机部分负荷时的余热锅炉烟囱尾气的热损取决于燃气轮机的烟气流量.常规环境工况下,在燃气轮机温控模式时,简化模型为70MW负荷以下,进口导流叶片开度维持在57°,烟气流量约为额定流量的81%,其后线性打开,直至基本负荷全开,不同负荷下的烟气损失如表2所示.

相对于额定工况,保持汽轮机真空度不变,燃气轮机部分负荷时的汽轮机排汽潜热取决于汽轮机的主蒸汽流量.常规环境工况下,在燃气轮机温控模式时,得到的汽轮机蒸汽流量如表3所示.

通过上述计算模型,可快速计算出联合循环的可利用热量及汽轮机相应的发电能力,所得结果如表4所示.

表2　燃气轮机不同工况下的烟气损失

由表4可知,处于低负荷工况下运行时,燃气轮机燃料耗用量较高,负荷明显增大,未能充分利用的烟气热量带来的蒸汽侧发电占比较基本负荷工况下显著增加.同时,在低负荷工况下由于燃气轮机的排烟温度也相对较低,带来余热锅炉一侧的蒸汽品质相对降低,汽轮机实际发电负荷和余热利用能力也较上述估算结果偏低.

表3　不同负荷下的主蒸汽流量及

注:采用滑压运行方式后部分负荷主蒸汽流量将提高10%~20%,会增加排汽潜热的消耗,减少可利用热量.

表4　汽轮机可利用发电负荷估算结果

3应用与分析

根据上述基于余热锅炉内部两种不同主体的吸热量及平衡计算热力模型的估算结果,结合有关试验后,该电厂将原定压运行方式逐步向滑压运行方式转换.2013年12月,该电厂全面启用以滑压运行为主的方式.两种不同运行方式下的发电经济性对照见表5.

表5　定压运行与滑压运行参数比较

注:定压运行方式统计时间为2013年1月至6月,滑压运行方式统计时间为2014年1月至6月.

4结语

根据对联合循环燃气-蒸汽热量平衡以及余热锅炉内除氧器与其他换热面的热量平衡关系计算分析,确定了以调峰运行为主并长期处于低负荷运行工况下的联合循环发电机组影响发电经济性的主要问题是燃气轮机排烟温度偏低,导致余热锅炉各段换热不平衡,因此建议存在相似运行工况的电厂，应将原汽轮机定压运行改为低负荷工况下滑压运行,以提升余热利用水平,同时确保设备安全稳定运行.

参考文献：

[1]徐凤.100MW汽轮机热力性能试验及计算分析[D].重庆:重庆大学,2009.

[2]艾卫国,曹建中,聂建平.联合循环余热锅炉设计特性及性能测试方法比较[J].热力发电,2003(9):14-17.

[3]渠福来.300MW联合循环机组变工况优化运行研究[D].杭州:浙江大学,2003.

[4]张颖.联合循环机组的性能模型研究及应用[D].北京:华北电力大学,2003.

100MW汽轮机热力性能试验及计算分析[D].重庆:重庆大学,2009.

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[4]张颖.联合循环机组的性能模型研究及应用[D].北京:华北电力大学,2003.

(编辑胡小萍)

DOI：10.3969/j.issn.1006-4729.2015.04.007

Zhangliang2@zpmc.com.