超临界供热机组滑压优化试验研究

李冰天，张军科

(大唐华中电力试验研究院，河南 郑州，450000)

随着电力工业的不断发展，超临界、高参数、大容量机组逐渐成为我国燃煤电站的主力，受电网调峰影响，燃煤机组多运行于低负荷区域，因此超临界机组低负荷运行特性是近年研究的重点，目前我国绝大部分超临界机组在低负荷区域多采用滑压方式运行，以提高机组运行经济性。同时，我国一直积极鼓励和发展热电联产[1]，热电联产装机容量逐年增加，一批30万等级以上超临界供热机组成为供热机组的主力，相比于纯凝机组，供热机组由于含有供热流量，导致相同电功率时主蒸汽流量远大于纯凝工况，这也给供热机组滑压运行优化研究带来契机。目前超临界机组滑压曲线多采用以电功率为自变量设计，当机组背压变化时通过背压修正曲线进行修正，而机组处于供热工况时，则依靠运行人员手动设置偏置满足运行需要，一方面给运行操作带来不便，另一方面也降低了机组运行的经济性。

文中通过对超临界供热机组滑压试验的研究，选取纯凝和供热两种工况，以及背压、供热流量两个变量，进行多个工况的试验，对以电功率和以主蒸汽流量为自变量设计的滑压运行曲线进行了对比。

1 超临界机组滑压运行分析

1.1 滑压运行特点

滑压运行时，进入机组的蒸汽容积流量近似保持不变，在初温不变的条件下，随着初压的升高，所能产生的经济效果是逐渐衰减的，此外在初压很高的情况下滑压时可使给水泵耗功方面得到更大的节省。可见，汽轮机组的设计初压愈高，滑压运行的经济效果愈明显。经过研究表明，超高压以下的汽轮机组采用滑压运行方式经济效果得不到多大改善，超临界参数汽轮机组滑压运行的经济效果才非常明显[2]。机组滑压运行有多种方式：

1)纯滑压运行，即在整个负荷变化范围内，调速汽门全开，单纯依靠锅炉汽压变化来调节机组负荷。这种方式无节流损失，高压缸获得最佳效率，但纯滑压压力降低较多影响回热效率且对负荷响应能力差，实际操作困难，极少应用。

2)阀点滑压运行，是通过规定的阀点运行(两阀点或三阀点)，其它阀不开或略开启，调门的节流损失最小，获得相对最大能量效益。两阀点滑压运行，是机组在一定负荷，两阀点全开或接近全开，保持主汽额定温度不变，以锅炉调整煤量来调整压力，改变负荷。该运行方式部分负荷理论上具有较高经济效应，但实际运行受阀门管理方式和主汽压力限制，其合适的经济点工况很少。

3)采用复合滑压“定-滑-定”方式，通过机组的定滑压热耗对比试验才能确定经济效益，确定最佳的运行拐点和最佳压力。

大量研究表明[3]，当机组处于额定负荷运行时，此时主蒸汽压力较高，循环效率较高，机组宜采用定压方式运行，机组只有处于低负荷期间运行时，才适宜采用滑压运行。

1.2 滑压运行影响因素

滑压运行时，机组主蒸汽压力相对定压运行有所下降，火电机组多通过功率回路或CCS协调对功率进行控制[4]，主汽压力变化时，功率回路自动调整总流量指令，改变阀门开度，而阀门开度的改变影响了调门的节流损失。因此，滑压运行时，对机组经济性影响有以下三个方面。

1)对高压缸效率的影响

对于超临界采用高压调门进行负荷控制的机组，进汽参数、流量不同，对应的高压调门开度不同，会引起节流损失发生变化，使调节级焓降变化，从而改变高压缸效率，主要表现在由于高压缸初焓和排汽焓的变化引起高压缸有效焓降和汽轮机功率的增减导致热耗率的相对变化。相同负荷下，滑压运行由于压力降低，节流损失小，高压缸效率高于定压运行。另外滑压运行方式下，不同初参数和调节汽门开度不同引起通流效率变化，会引起高排参数变化，而高压缸排汽焓的增减会引起再热蒸汽吸热量变化导致热耗率的变化。

2)对给水泵小汽轮机的影响

小汽机的用汽量和主蒸汽压力的高低有关，主蒸汽压力越低，给水泵所克服的阻力越小、给水泵的扬程越少，所以小汽机的用汽量越少。给水泵耗功由式(1)表示。

(1)

式中：N为给水泵耗功，kW；P为给水泵出口压力，kPa；Q为给水泵流量，kg/s；η为给水泵效率；K为与流量、压力有关的系数。

从式(1)中可以看出，当提高主汽压力时，给水泵出口压力升高，导致给水泵功率增加，小汽机耗汽量增大，使得机组热效率降低。

3)对循环效率的影响

虽然滑压运行提高了高压缸效率，减少了小汽轮机用汽量，但滑压运行时主蒸汽压力降低，汽轮机高压缸焓降减少，循环热效率降低，而机组的绝对内效率是相对内效率与循环热效率的乘积，故该部分是降低主汽压力后的不利影响。

以上对经济性的三方面影响存在一个最佳值，即在某一负荷下，保证循环热效率不降低过多的情况下，高压缸效率较高且给水泵耗功较少，使机组整体效率达到最好水平。

2 现场滑压试验的开展

2.1 供热工况与纯凝工况特点分析

以某超临界350MW机组为例进行滑压试验。纯凝工况时，机组不含有供热抽汽流量，除主汽压力外，汽轮机背压对机组运行经济性的影响最为明显，当汽轮机背压升高时，会导致发出相同功率的主汽流量增加，从而影响滑压运行的经济性。汽轮机背压每升高1kPa约影响汽轮机热耗率70kJ/kW·h左右[5]，因此背压的变化对滑压曲线的影响不可以忽略。

供热时机组带有供热抽汽流量，根据热电负荷的分配，当机组进入供热期后，以350MW机组为例，最大供热抽汽流量时，可带电负荷为270MW，此时主蒸汽流量与纯凝工况的VWO工况时主汽流量相等，因此供热时电负荷在240MW以下时滑压运行才具有优化的潜力和空间。

另外，由于机组带有供热抽汽流量，供热工况时汽轮机热耗率的计算方法与纯凝工况有所不同，需扣除对外供热热量后进行计算，其计算公式如式(2)所示：

(2)

式中：HR为热耗率，kJ/kW·h；Wms为主蒸汽流量，t/h；hms为主蒸汽焓，kJ/kg；Whr为热再热蒸汽流量，t/h；hhr为热再热蒸汽焓，kJ/kg；Wcr为冷再热蒸汽流量，t/h；hcr为冷再热蒸汽焓，kJ/kg；Wfw为最终给水流量，t/h；hfw为最终给水焓，kJ/kg；Wrh为再热蒸汽减温水流量，t/h；hrh为再热蒸汽减温水焓，kJ/kg；Pe为发电机出口功率，MW；Pexcitor为发电机励磁变压器功率，MW；Qgr为对外供热热量，kJ/h。

2.2 现场滑压试验的方法

现场试验目前采用较多的为耗差分析法[6]和热耗率试验法[7]，我们采用热耗率试验法为主要判定依据，耗差分析法的结果只作为热耗率试验法的一种验证手段。

利用现场试验热耗率比较方法进行寻优，在机组通常运行范围内选取若干个典型负荷点，顺序阀运行状态下，在每个负荷点上选取不同的主汽压力以及高压调门开度对应关系，进行机组热耗率试验，以机组热耗率最小为原则来选取机组最佳滑压优化曲线。根据现场试验情况适当增减部分工况。

为了能够获取到超临界供热机组各个工况完整数据，进行了多组试验，以功率、背压、供热抽汽流量作为自变量，分别进行试验。选取供热和纯凝两种运行工况进行试验。

纯凝工况时，选取典型设计背压，分别为4.9kPa和11.8kPa，在机组常运行的部分负荷区间，选取40%、50%、75%、85%典型部分负荷点；供热工况时，背压维持不变，选取该机组背压为3.9kPa，根据该机组实际运行情况，选取了150t/h、125t/h、100t/h三个供热抽汽流量，进行多组试验，以得到完整的试验数据。

试验分两个阶段实施，第一阶段：纯凝工况，选取若干个典型负荷点，通过对比背压分别为4.9kPa与11.8kPa时各电功率下的最佳主汽压力点，获取不同背压时各个负荷的滑压运行曲线，工况表如表1所示。

表1 纯凝工况下滑压试验工况表

Table 1 Sliding pressure test operating table under pure condensation condition

/MW/ kPa11.8 4.915016180272103824049270510

第二阶段：供热工况，选取若干部分负荷点，获取不同供热抽汽流量时各负荷的滑压运行曲线。根据机组运行条件，主要进行以下试验工况，如表2所示。

表2 供热工况下滑压试验工况表

Table 2 Sliding pressure test operating table under heating condition

/MW/(t/h)150125100150159180261021037112404812

2.3 滑压试验结果的计算

每个负荷点进行至少4次性能试验，计算出不同压力下热耗率试验结果，这样作得的热耗率曲线能保证有拐点即最低值，如图1所示。根据试验曲线可拟合出热耗率与初压的二阶或三阶函数关系F(X)，对该函数求导并置零即令F′(X)=0，求得曲线热耗率最小时的压力值即最佳值。

图1 某负荷点热耗率曲线Fig.1 Heat consumption rate curve at a load point

由图1中拟合曲线可以得出拟合公式为

f(x)=5.2562x2-223.99x+10 460

令f′(x)=0，可以解得x=21.307MPa，因此机组270MW电功率时主汽压力在21.307MPa左右下运行最经济。

3 滑压试验结果分析

滑压试验在试验条件接近，即汽温、背压、各辅机运行状况变化不大的条件下进行，每个工况进行30分钟左右，在不同压力下求得各工况下的高压缸效率、热耗率，以此为比较基准，计算热耗率最小时对应的压力点即为最佳主汽压力点。

3.1 纯凝工况试验分析

根据滑压试验方法的步骤，选取270MW、240MW、210MW、180MW、150MW负荷，在背压为4.9kPa、11.8kPa下分别进行现场滑压试验，寻找对应热耗率最低的压力点。试验中主、辅机设备正常投入运行，按照相关要求进行了系统隔离。

从表3中可以看出，同一电功率，背压由4.9kPa升至11.8kPa，对应的最优初压相差1～1.8MPa，因此背压对最佳主汽压力的影响是非常明显的，若不对背压进行修正，会导致经济性下降。

表3 纯凝工况最佳主汽压力

Table 3 Optimum main steam pressure for pure condensation conditions

/MW/ kPa4.9 11.815011.8012.7018013.8015.1021015.7017.1024017.6019.1227019.3020.70

3.2 供热工况试验分析

供热工况时，选取在3.9kPa背压下，电负荷为240MW、210MW、180MW、150MW，供热抽汽流量分别为150t/h、125t/h、100t/h工况下共进行了若干个工况点的热力性能试验。得到各供热流量下最佳主蒸汽压力如表4所示。

表4 供热工况时最佳主汽压力

Table 4 Optimum main steam pressure under heating conditions

/MW/(t/h)15012510015015.8915.4414.6018017.1216.6716.4221018.8017.9917.6524020.4519.6719.43

从表4中可以看出，供热流量为100t/h与150t/h时，机组各负荷的最佳主汽压力点相差1MPa，因此运行时随着供热流量的变化，机组最优主汽压力变化较大。且当供热流量较高的时候，主汽流量增大，此时主汽压力若仍按照纯凝工况下的滑压曲线运行，由于初参数的降低，带负荷能力会有所下降。

3.3 定主蒸汽流量设计滑压曲线

根据上节的分析可以看出，不管是纯凝工况还是供热工况，采用以电功率为自变量得到的滑压曲线，由于背压、供热抽汽的变化，最优主汽压力均会出现较大幅度的变化。为修正这种变化，在实际运行中，多通过对热工逻辑中加入背压进行修正的模块来满足需求，或对主汽压力设置偏置来满足供热工况需求，这样一方面导致汽轮机运行经济性下降，另一方面给运行操作和逻辑设计带来了不便。

结合滑压运行对高压缸效率、循环效率、给水泵耗功分析，可知这三个指标的变化与输出功率并没有直接关系，而与主蒸汽流量有直接关系。为判断以主蒸汽流量为自变量设计滑压曲线能否适应背压和供热流量的变化，采用以主蒸汽流量为自变量，观察纯凝工况、供热工况时最佳主汽压力与主汽流量的关系,见表5。

表5 主蒸汽流量与最佳主汽压力对应表

Table 5 The corresponding table of main steam flow rate and optimum main steam pressure

(4.9KPa)/(kg/s)/MPa(11.8KPa)/(kg/s)/MPa(3.9KPa)/(kg/s)/MPa11112.3111912.714815.8913114.4514315.114115.4415716.4516917.113414.618918.0419819.1217017.1221719.5122820.716316.67////15616.42////19318.8////18617.99////17917.65////22620.45////21919.67////21219.43

从图2中可以看出，不管是纯凝工况还是供热工况，若均以主蒸汽流量为自变量，滑压运行最佳主汽压力点接近线性关系，这说明采用主蒸汽流量作为自变量来设计滑压运行曲线能够较好的适应背压和供热流量的变化。

图2 主蒸汽流量与最佳主汽压力关系Fig.2 The relationship between the main steam flow rate and the optimum main steam pressure

3.4 优化前后对比

根据上述试验结果，在该机组的热工逻辑中设计了以主汽流量为自变量的滑压运行曲线，滑压运行曲线输入后，运行情况良好。将优化后的滑压曲线在各个负荷段和供热流量下的热耗率与原机组滑压曲线运行热耗率进行对比，优化前后对比结果如表6所示。在供热工况时，优化后热耗率平均下降了17kJ/kW·h，折合煤耗约0.6g/kW·h。同时新设计滑压曲线减少了运行操作的不便，简化了热工逻辑设计。

表6 优化前后汽轮机热耗率对比

Table 6 Comparison of heat consumption rates of steam turbines before and after optimization

/MW/(t/h)/(kg/s)/(kJ/kW·h)/(kJ/kW·h)/(kJ/kW·h)1501001347 973.807 987.8014.001501251417 896.307 912.6016.301501501487 816.307 842.3026.001801001567 760.437 775.8715.441801251637 677.937 694.3016.371801501707 590.437 616.4025.972101001797 516.587 531.5014.922101251867 484.087 495.2011.122101501937 414.087 421.507.422401002127 358.707 367.909.202401252197 308.707 314.505.802401502267 271.207 279.408.20

4 结论

文中通过对滑压运行特点的分析，并通过对某超临界供热机组进行纯凝工况和供热工况现场滑压试验，得出了背压、供热抽汽流量对机组滑压运行曲线的影响关系，结论如下：

1)采用以功率为自变量的滑压运行曲线，在纯凝工况和供热工况时，滑压曲线存在较大偏差，为修正偏差，纯凝工况时需要对背压进行修正，供热工况时设置主汽压力偏置以满足运行需求，而采用以主蒸汽为自变量的滑压曲线则能够适应背压、供热流量的变化，可降低热工逻辑设计和运行操作的复杂性。

2)采用以主蒸汽流量为自变量设计的滑压曲线，供热工况时可降低机组热耗率约17kJ/kW·h，折合标煤约0.6g/kW·h，提高机组运行经济性。