燃煤火电机组宽负荷节能技术的理论与应用

2020-06-22蒋寻寒田万军阮圣奇陈开锋

热力透平 2020年2期

蒋寻寒，田万军，阮圣奇，吴仲，陈开锋

(中国大唐集团科学技术研究院有限公司华东电力试验研究院，合肥 230001)

随着社会经济发展，电网调峰需求越来越旺盛。这种需求可以分为两类：一类是社会经济发展造成电网峰谷差逐步增加，一般地，这种峰谷差可以达到约50%。这种负荷变化可预测性较好，电网调度可以预测出第二天的负荷曲线并分配给每台火电机组，预测准确度高。另一类是由于新能源发电份额逐步增加造成的调峰压力，这是目前火电机组深度调峰的主要需求来源，其特点是可预测性相对较差。

由于以上原因，火电机组调峰运行成为常态，宽负荷节能成为目前重要的课题。文献[1]对于汽轮机本体的宽负荷节能进行了研究，文献[2]讨论了宽负荷节能设计的一些方法和示范工程，文献[3]讨论了汽轮机及热力系统改造中的宽负荷设计，文献[4]对火电机组宽负荷节能设计和运行技术做了梳理和讨论。在国内，2010年以后火电机组节能设计才受到足够的重视，而目前宽负荷节能课题的研究才刚刚起步，现有研究成果较少。大部分项目在设计中没有区分传统节能设计与宽负荷节能设计之间的差异，也没有认识到火电机组宽负荷节能与机组整体优化设计密不可分。实际优化设计中，不能仅仅针对某个设备或系统进行局部的优化设计，而必须以机组的整体视角对节能量进行客观的判断。但在该方面，目前业内仍缺乏普遍适用的研究成果。国内大量现役机组在基建设计时，没有系统考虑宽负荷节能与机组整体优化设计，产生了一些问题，主要包括：

1)机组局部按基荷机组要求进行优化，另外的一些局部按尖峰负荷要求优化，缺乏技术理论支撑，思路不够清晰、统一。

2)专业分隔，忽视设备、系统之间的关联；设计院、设备厂家、电厂之间沟通协作不够。

3)电厂提出的设备性能考核要求仅针对额定负荷工况，宽负荷节能设计缺乏技术体系的保障。

本文将讨论火电机组宽负荷节能设计的基本原理和关键技术，提出一般性的理论、方法，并给出在新建机组设计与现役机组改造中的应用案例。

本文重点针对纯凝机组的宽负荷节能设计进行讨论，至于供热机组的宽负荷节能设计，可以采用相同的方法。

1 国内火电机组调峰运行现状与宽负荷节能设计

1.1 国内火电机组宽负荷运行现状

在中国，电网调峰任务几乎全部由火电机组承担，近年来，火电机组平均利用小时数持续降低，如图1所示。随着负荷降低，火电机组的能耗会逐渐增加，而且增加幅度越来越大，如图2所示。但是，国内大型火电机组在节能设计方面存在不少问题，主要原因是绝大多数机组在建设时是按照基本负荷而非中间负荷(腰荷)进行优化设计的，更没有考虑深度调峰的需求。因而，在当前形势下实际运行能耗必然增加。为此，在新建机组设计、现役机组改造和运行中，需要系统梳理、解决调峰运行时的宽负荷节能问题。

图1 近年来国内发电机组年利用小时

图2 火电机组煤耗率与负荷率的关系

1.2 火电机组宽负荷节能设计的一般理论

完整的火电机组宽负荷节能设计，一方面需要覆盖汽轮机、锅炉、热力系统和辅机，因为每项技术措施都将与周边的设备相互关联；另一方面，需要研究不同的节能措施在每个负荷段的节能效果。尤其需要重点研究的是，一些参数的配置仅对某些工况有较好的节能效果，而在另外一些工况下可能会增加能耗，因此，必须通过优化，兼顾50%～100%负荷范围内的节能，达到最优的平均能耗。最后，为了保证实现宽负荷节能，性能考核方法需要有相应的改变。以上内容将是本文讨论的重点。

宽负荷节能设计应在技术经济比较的框架下实施。

宽负荷节能设计中，理论上需要对电量积分，并对加权平均煤耗进行优化：

(1)

但是，这种方法不具备可操作性，因此实践中一般是进行简化处理。在一些工程中，针对以下的加权平均煤耗进行优化：

Bmin=b100*E100+b75*E75+b50*E50

(2)

式中：下标代表负荷率，比如75代表 75%负荷对应的数值，E100+E75+E50= 100%。

2 火电机组节能设计的分类

2.1 第1类情形

第1类宽负荷节能设计，是对所有工况都有节能效果的设计，而且不同负荷、工况下，节能量差别不大。比如提高主汽温度和再热汽温、采用新型高效汽封等等，节能特性如图3所示。国内目前的节能设计以及相关研究主要针对这种情形。

图3 传统节能设计的节能特性

2.2 第2类情形

第2类宽负荷节能设计，是指对于不同负荷，节能量明显不同的设计，甚至只对一些工况有节能效果，参数优选时必须有所取舍的设计。比如汽轮机排汽面积优选。这类问题，是宽负荷节能设计需要重点解决的。解决这类问题时，预测的平均负荷率等边界条件必须可靠。图4给出了这类设计的4种情形。图4(a)和4(b)中，两条曲线在端部接近后可能重叠。

宽负荷节能还有一种特殊情形，如图5所示，即中间负荷段节能，而在两端增加能耗，或者反过来，两端节能而中间段增加能耗，使得总体上具有节能效果。这种情形的设计优化和节能量评估相对更复杂一些。

(a) 宽负荷节能设计的情形之一

(b) 宽负荷节能设计的情形之二

(d) 宽负荷节能设计的情形之四

图4 第2类宽负荷节能设计的各种情形

图5 宽负荷节能设计的一种特殊情形

3 锅炉与辅机的宽负荷节能设计

不同的锅炉，热效率-负荷特性有差异，缺乏一般性的规律。低负荷时，热效率变化情况也不一致。总体上，在50%～100%负荷范围内，锅炉热效率-负荷关系差异很小，热效率与负荷关系不大。

锅炉热力设计，应使主要参数在50%～100%工况下更容易调节到设计值附近。比如，锅炉再热汽温需要在燃烧调整不极端的前提下，在70%～100%负荷范围内达到设计值，同时保持减温水流量较小。

锅炉节能设计的一个重要内容，是主要辅机的参数配置。合理选择风机的风压和风量，配置较小的电动机容量裕度，可以有效地降低机组调峰运行时的厂用电率。

对于腰荷机组，可以考虑改变风机的性能特性曲线，以牺牲局部负荷的效率，赢得更大负荷范围内的高效率。这是一个节能量相对较小，但仍有价值的研究方向。不同风机效率的一种可能的情形如图6所示。这实际就是图5所示的特殊情况。

图6 不同的风机效率-风量特性

对于出力变化较大的水泵和风机，设置变频器等调速装置，是常见的宽负荷节能手段。

4 汽轮机本体的宽负荷节能设计

4.1 优化(平均)负荷工况设置

与式(2)类似，对于汽轮机热耗的考核计算式如下:

Hmin=H100*E100+H75*E75+H50*E50

(3)

式中：H为汽轮机热耗率，kJ/(kW·h)，下标数值含义同式(2)。

这是目前一些项目使用的方法，其中各负荷的发电权重由电厂提出，一般E75相对较大。这样计算仍然太繁杂，各负荷下的发电量分配(权重)也缺乏依据。为了在保证优化节能效果的前提下简化流程，对于绝大多数情形，合理的考核方式是直接针对平均负荷工况进行优化设计与性能考核。

在当前的电网环境条件下，宽负荷节能意味着机组应按腰荷特性，针对平均负荷工况进行优化设计。选择平均负荷，需要考虑当地电网的需求，以及机组自身的级别。对于效率最高、热力系统最复杂的超超临界二次再热机组，预设平均负荷应高一些，比如80%；而参数较低的超临界机组，可选70%。

4.2 经济负荷的设置

现代汽轮机设计技术发展很快，目前国内主要厂家的新叶型都有良好的攻角特性，在工况变化较大时，新叶型通流效率变化相对老叶型要小得多，二者对比如图7所示。但是，为了追求最大的节能效果，汽轮机设计中仍需要考虑将平均负荷工况设置在图7 曲线中的最高点附近，这样就可以最大限度地兼顾50%～100%负荷范围的节能，获得最低的平均能耗。

图7 哈尔滨汽轮机厂新旧静叶攻角特性对比

4.3 汽轮机进汽端设计

汽轮机本体是火电机组宽负荷节能设计的关键领域之一。从通流效率的角度考虑，宽负荷节能设计问题可以转化为汽轮机进汽和排汽端优化设计问题[1]。

进汽端设计，指的是调节级(或高压缸首级)的通流面积，以及调节级焓降、速比的优选。一般情况下，依据现代汽轮机设计制造技术水平，可以通过缩小高压缸通流面积，减少阀门全开(VWO)工况相对于热耗率验收(THA)工况的主汽流量设计余量，提高低负荷下的主汽压力，如图3或图4(a)所示情形。同时，适当减少调节级焓降，如图3所示情形。对于节流配汽汽轮机，设置补汽阀也可以提高低负荷运行时的主汽压力，如图4(c)所示情形。这都是目前常见的宽负荷节能设计手段。这些技术的节能效益可达 1g/(kW·h)级别。

4.4 额定背压的计算流程与偏差

设置额定背压的目的，在于用它代替实际年平均背压，为汽轮机设计、机组投产后的性能试验与能耗评价提供依据。在火电机组设计中，额定背压计算有标准流程。以湿冷机组为例：在冷端设备参数确定以后，根据当地的年平均气象条件(循环供水系统)或年平均循环水温(直流供水系统)，计算机组额定负荷、循环水泵全开并高速运行工况下的背压，此外，保留一定的工程余量，形成额定背压。保留工程余量，是考虑到凝汽器、冷却塔等设备的性能老化，凝汽器一定的堵管率等实际因素。

考虑一种简单的情形：机组负荷不变，循环水调度方式不变，额定背压的偏差如图8所示。额定背压计算结果为点B，对应梯形面积ACDE。但实际上，循环水温与背压之间并非线性关系，实际的年平均背压对应面积A’C’DE，显然更大。对于这种特性，额定背压计算流程中没有相应的修正，因此计算得到的额定背压一般低于实际年平均背压。

图8 额定背压的偏差

显然，在同一地区，对于不同的冷却方式，冬、夏季背压差距越大，额定背压计算结果偏低越多。因此，额定背压偏低程度的排序结果是：直接空冷机组>间接空冷机组>循环供水机组>直流供水机组。

额定背压偏低，则各工况排汽容积流量计算结果偏大，可能影响汽轮机低压缸选配，这是国内大型汽轮机宽负荷节能设计中的常见问题。为此，需要根据统计数据，对额定背压作出相应的修正。

4.5 汽轮机排汽端设计

对于国内的大型汽轮机，尤其是600 MW级别机组，冷端的节能设计是薄弱环节[5]。国内大量的超(超)临界600 MW或660 MW汽轮机，额定背压选择4.9 kPa或更高，却配置了1 000 mm级别末级叶片，这是典型的基荷机组设计，投产后却普遍按照腰荷运行，因此造成大量隐蔽的损失，如图4(c)中的虚线所示。一些早期的亚临界600 MW汽轮机，尽管背压为4.9 kPa左右，在进行现代化改造时，还是将原有的852 mm或869 mm末级叶片改为1 000 mm叶片，这显然是针对THA工况优化的，同样造成了不必要的损失。

对于实际运行平均负荷率超过70%的机组，汽轮机额定背压一般都低于实际平均背压，空冷机型与采用循环供水系统的湿冷汽轮机，问题尤为突出[5-6]，这可能造成汽轮机排汽面积选择严重偏大，损失也相应增加。对于循环供水系统，目前很多机组大量采用中水水源，冷却塔和凝汽器的性能容易受到影响，额定背压应留有更大的余量。

国内还有个别600 MW级别机组，在循环水温很低、水量充沛的条件下，额定背压较高，没有充分利用环境条件，而且汽轮机采用2排汽、1 220 mm叶片设计，排汽面积太小，实际是按尖峰负荷配置，损失很大。这种条件下，采用4排汽设计，以背压4 kPa搭配 1 000 mm叶片，甚至背压3.3 kPa搭配1 220 mm 叶片，都是性能优异的腰荷机组配置，节能效益巨大。

低压缸排汽面积一旦选择不妥，机组投运后就不易通过技术改造加以解决，因为更换低压转子和内缸投入很大。如果是排汽数量选择错误，问题就更加难以解决。因此，要解决冷端的宽负荷节能设计问题，需要首先确定：

1)机组投产后预期的平均负荷率；

2)汽轮机实际年平均背压，这是排汽面积设置的重要依据。一般说来，这比额定背压要高一些。因此，额定背压需要在计算结果基础上，根据大量的现场经验和预期的平均负荷进行必要的修正。

3)对于汽轮机的改造，如果确定循环水泵、冷却塔、凝汽器等设备同时进行改造，则应考虑使背压与汽轮机排汽面积之间达到更合理的匹配。

4)对于供热机组，预期的平均供热蒸汽量数据是节能设计的重要依据，会直接影响平均排汽容积流量的估算结果，需要确保真实可靠。

在机组进行汽轮机改造时，需要：

1)确定现有低压缸工作状态，如果效率较低，且无法通过检修解决问题，则需要改造低压缸；

2)确定排汽面积配置是否合理，如果原排汽面积不合理，则需要在改造时利用这一极为难得的完善机会，根据预期的平均负荷进行优化配置。

我国的电网周波频率为50 Hz，相对于60 Hz的环境，可以采用更长的末级叶片。因此，需要充分利用环境条件，合理降低背压。同时，针对平均排汽容积流量进行冷端参数配置，包括优选汽轮机排汽面积，这样才能达到宽负荷节能的目的，节能效果往往可达2 g/(kW·h)以上。机组排汽损失曲线如图9所示，在给定平均工况排汽容量的条件下选配排汽面积，应使该工况排汽损失达到或接近最低。如果让额定负荷工况排汽损失接近最低，就形成基荷机组设计；如果让50%负荷工况排汽损失接近最低，则形成尖峰负荷机组设计，这2种设计都不符合目前国内火电机组普遍带腰荷的现状，一般不应采用。

图9 排汽损失曲线

对于双背压汽轮机，国内都采用2座低压缸进汽流量、末级叶片和排汽面积均相同的配置方案。由于排汽流量相同而背压差异明显，因此排汽容积流量与排汽损失不同，这样，这2座低压缸不可能在平均负荷工况下同时达到排汽损失最低，所以，该配置方案优化不够充分，有改进空间。

在能耗特性方面，如果低压缸配置不变，单纯降低额定背压，则50%负荷与100%工况能耗差异变小，即图4(a)、4(c)、4(d)中相对平缓的曲线所代表的设计，某些条件下性价比可能并不好，极端条件下甚至会增加平均能耗。如果使低压缸排汽损失在平均负荷工况达到最低，则需在降低背压的同时搭配较大的排汽面积，这就属于图3所示的第1类宽负荷节能设计。

汽轮机冷端的节能设计，依赖设计院、汽轮机厂家以及电厂、电科院等多方的协作[5]。首先需要针对当地的气象条件，以及循环水系统形式(开式或闭式系统)，确定可能达到的背压范围，而不能人为缩小参数优化范围。另外，厂家的排汽面积设置如果增加一档，则排汽面积增加20%～25%，对于新机组设计与现役机组改造，排汽面积经常需要在2档配置中优选。

4.6 性能考核要求

为了保证排汽面积按腰荷特性的要求进行优化，需要对汽轮机性能考核要求进行修改。理论上，考核试验可以根据式(3)考核平均热耗(各负荷权重由电厂提出)，也可以在平均负荷/额定背压工况下进行。更好的方法是，考核试验在100%负荷进行，而不是在平均负荷下进行。但是，THA(考核)工况下背压需要显著提高，使得该工况的排汽容积流量与平均负荷(比如75%负荷)、额定背压工况相当，以保证低压缸排汽面积按腰荷特性进行优化配置。这是非常简单而有效的宽负荷节能技术手段。

理论上，对于高、中压缸通流效率的考核，可以在平均负荷与规定的调门阀位下进行，目的同样是保证按平均负荷进行优化设计。

5 热力系统的宽负荷节能设计

5.1 提高给水温度

如果给水温度升高而不改变锅炉设计，则锅炉空气预热器进口烟温相应升高，因此汽轮机节能而锅炉效率略微降低，总体节能效果很小。如果仅仅通过增加空预器容量降低排烟温度，则锅炉效率升高。以上两种设计都属于宽负荷节能的第1类情形。

5.2 改变热力系统结构

可以通过改变热力系统来实现宽负荷节能，最典型的设计就是0号高加搭配低温省煤器。0号高加单独使用，节能效果受限，需要搭配锅炉尾部余热利用，才能获得理想的节能效果[7]。相对于仅有低温省煤器的原设计，新设计属于图4(a)所示情形，机组高负荷时无节能效果。

5.3 锅炉余热利用

在冬季低负荷时，由于排烟温度太低，常规的低温省煤器在运行中必须切除。因此，针对机组额定工况计算的节能量缺乏指导意义。目前比较先进的设计，是设置换热器来加热空预器进风，热源是200 ℃左右的低压抽汽或90 ℃左右的凝结水，而且可以调节，使空预器进风温度稳定在55～60 ℃，同时采用0号高加，使空预器进口烟温升高并基本稳定。这样不仅可有效防止空预器堵灰，而且在各种工况下，锅炉余热利用的节能量相对稳定，改变的只是汽轮机侧抽汽或凝结水放热带来的损失。用低能级的抽汽或凝结水置换出高能级的烟气余热并加以合理应用，具有较好的节能效果[8]。同样重要的是，空预器进风和进口烟气温度的提高，不仅能够提高余热利用节能量，而且可以有效防止空预器堵灰，减少尾部烟道压损，降低引风机电耗，因此，这是重要的宽负荷节能技术。除了用抽汽或凝结水加热空预器进风，更简单的方法是用空预器出口的少量热二次风或热一次风加热空预器中进风最低的温度舱室。这些改进设计，属于图4(a)所示情形。

对于复杂余热利用系统的节能效果计算，目前仍缺乏统一认识，其部分负荷的节能评估、技术路线优选，也迫切需要研究。

5.4 抽汽背压汽轮机方案(EC循环、双机回热)

5.5 宽负荷节能和整体优化设计

对于火电机组，宽负荷节能设计与机组整体优化设计密不可分。绝大多数宽负荷节能问题都是机组整体优化设计问题，反之亦然，如提高给水温度需搭配锅炉余热利用技术，将低压缸排汽面积优选纳入汽轮机冷端优化设计流程等。这样的改进，属于宽负荷节能设计的范围，同时，涵盖不同的热力系统，也属于整体优化设计的范畴。

5.6 火电机组容量

国内火电机组缺乏800 MW容量。采用这个容量，锅炉、发电机与主要辅机的设计制造并不增加困难，但汽轮机低压缸配置优势明显。基于国内厂家900～1 220 mm的钢制末级叶片库，800 MW容量适用于广泛的环境条件，可以用4排汽很好地应对3.5～6 kPa的平均背压，方便实现宽负荷节能设计。

对于低背压(4 kPa及以内)1 000 MW汽轮机，需要用4排汽搭配昂贵的1 400 mm级别钛合金叶片，或者复杂的6排汽设计。对于高背压(6 kPa左右)660 MW汽轮机，需要采用技术陈旧、性能较弱的短叶片，或采用2排汽设计，但为布置凝汽器，厂房体积增加，建设费用相应增加，且无法采用双背压。这些情况下，800 MW容量优势明显。

对于二次再热机组，660 MW容量偏小，性价比偏低；而1 000 MW容量下，汽轮机中压缸尺寸受限[11]，二次再热蒸汽压力相应升高，热耗增加约10 kJ/(kW·h)，且给水温度显著升高，锅炉效率受影响。相比之下，800 MW汽轮机比较均衡，在31 MPa的主汽压力条件下，二次再热汽压接近最优值，热耗几乎没有损失，而且高压缸可以采用单流设计，通流效率更高。因此，初、终参数相同的条件下，800 MW汽轮机热耗可以到达或优于1 000 MW汽轮机的水平。

因此，无论一、二次再热机组，在800 MW容量下都便于实施高性价比的宽负荷节能设计，适合大量建设。应当尽快在相关技术规范中增加这一容量。

6 应用

中原地区超(超)临界660 MW双背压汽轮机，采用循环供水系统，考虑其冷端配置，针对平均负荷率75%进行优化设计。各种设计方案的效果分析如下：

1)传统设计下，额定背压为4.9 kPa，实际平均背压更高，环境气象条件利用不充分。如果汽轮机采用900 mm叶片，似乎符合宽负荷节能原则，但膨胀极限背压较高，冬季运行时，无法在凝汽器管束内保持一定水速，同时背压高于汽轮机膨胀极限。如果采用1 000 mm级别叶片，则形成基荷机组设计，在带腰荷的条件下，会增加实际平均能耗。目前的现役机组均采用这2种设计，都有明显不足。

2)如果采用很大的冷端设备容量，平均背压选择4 kPa，搭配1 000 mm级别叶片，则气象条件利用充分，也符合宽负荷节能要求，节能量较大。但此时冷却塔与凝汽器的投入增加太多，投资回收期过长。而且，2座低压缸平均背压有差异，而排汽面积相同，优化不充分，节能效果略有降低。

3)在额定背压4.9 kPa的原设计基础上，为给水泵小汽轮机设置独立的凝汽器，同时适当增加主凝汽器与冷却塔容量，使平均背压降低到4.5 kPa。这意味着，2座低压缸平均背压分别为4 kPa与5 kPa，可以分别配置1 000 mm与900 mm级别末级叶片。这样，在75%负荷工况下，2座低压缸排汽损失可以同时达到或接近最低。计算结果显示，这是性能优越的宽负荷节能设计，优化充分，与传统的额定背压4.9 kPa、900 mm或1 000 mm叶片方案相比，机组实际平均能耗降低3 g/(kW·h)左右，而且投资增加不多，性价比很高。