SGT-800 和6F.01 联合循环机组热力性能分析

王 晓

（山东电力工程咨询院有限公司，山东 济南 250013）

0 引言

《能源发展“十三五”规划（2016—2020 年）》指出：“加快建设天然气分布式能源项目和天然气调峰电站，2020 年气电装机规模达到110 GW”。截至2018 年底我国气电总装机容量83.3 GW，占电源总装机容量4.4%，年气电发电量2 236 亿kWh，占总发电量的3.2%［1］。

现阶段，大量工业园区的工业热负荷由分散的工业燃煤和燃气小锅炉提供。小容量F 级燃气蒸汽联合循环机组具有对气源供应要求较低、调峰能力强、清洁高效等优势，随着企业对电价和汽价承受能力日益提高，有广阔的应用空间。其中50 MW 级燃气轮机典型代表有GE 公司的6F.01 型燃气轮机和SIEMENS 公司的SGT-800 型燃气轮机。

在工程应用中，小容量F 级燃气蒸汽联合循环机组容量小，朗肯循环效率较低且不被重视，在性能提升上还有潜力可挖。结合某工业园区燃气蒸汽联合循环工程实践，对SGT-800 和6F.01 机组联合循环热力性能进行简单比较，并对朗肯循环效率提升进行相关计算分析。

1 联合循环热力性能

1.1 ISO 纯凝工况热力性能

ISO 工况由国际标准化委员会规定，其环境条件：温度15 ℃，压力101 325 Pa，相对湿度60%。ISO纯凝工况下两型机组一拖一联合循环热力性能见表1。

表1 SGT-800 和6F.01 一拖一联合循环热力性能

1.2 ISO 工况发电效率

SGT-800 和6F.01 两型燃气轮机发电效率分别为39.73%和38.41%，SGT-800 燃气轮机发电效率高，差值为1.32 个百分点。

SGT-800 机组朗肯循环效率为32.27%，6F.01机组朗肯循环效率为32.358%，差值为0.088 个百分点。

SGT-800 机组联合循环发电效率为56.36%，较6F.01 机组的56.23%高0.13 个百分点。

1.3 ISO 工况燃气轮机排烟

SGT-800 燃气轮机天然气消耗量为14 776 m3／h，6F.01 燃气轮机天然气消耗量为14 892 m3／h，SGT-800 燃气轮机燃料消耗量略低。

SGT-800 燃气轮机过量空气系数为2.669，6F.01燃气轮机过量空气系数为2.492，SGT-800 燃气轮机过量空气系数更大。

SGT-800 燃气轮机排烟温度为570 ℃，6F.01 燃气轮机排烟温度为620.6 ℃。

SGT-800 燃气轮机排烟质量流量为135.0 kg／s，6F.01 燃气轮机排烟质量流量为125.97 kg／s，SGT-800 燃气轮机排烟质量流量更大。

ISO 工况SGT-800 燃气轮机较6F.01 燃气轮机燃料消耗量低、过量空气系数高、排烟温度低、排烟质量流量高。6F.01 燃气轮机排烟携带热量更多，热能品位高于SGT-800 燃气轮机排烟。理论上6F.01 机组朗肯循环主蒸汽参数上限高于SGT-800 机组。

1.4 ISO 纯凝工况朗肯循环热力性能

某工程应用中6F.01 机组主蒸汽压力 （汽轮机入口）为8.086 MPa，温度565.4 ℃；SGT-800 机组主蒸汽压力（汽轮机入口）为7.80 MPa，温度539.2 ℃。6F.01 机组主蒸汽参数值更高，但差别不大。

某工程应用中SGT-800 配套汽轮机额定转速3 000 r／min，加权平均效率为86.6%；6F.01 配套汽轮机额定转速5 000 r／min，加权平均效率为87.5%。6F.01 机组配套汽轮机效率略高，但由于该机组汽轮机与发电机通过减速箱连接，传动损失较SGT-800配套汽轮机大。

两机组ISO 纯凝工况朗肯循环主要参数见表2。

表2 ISO 纯凝工况朗肯循环主要参数

2 SGT-800 朗肯循环性能提升潜力

SGT-800 配套汽轮发电机组单机容量小，不宜设置再热系统，朗肯循环效率提升潜力主要考虑提升主蒸汽压力和温度。

2.1 计算边界条件及相关假定

汽轮机效率86.6%不变；低压缸排汽温度34.9 ℃；计算工况的实际排汽焓由汽轮机效率和理想焓降反推；主蒸汽质量流量不变；计算工况不考虑低压蒸汽；给水泵泵效率71%；给水泵电机效率90%。

2.2 主蒸汽温度

不补燃的联合循环中，余热锅炉高压蒸汽温度受到燃气轮机排烟温度限制。考虑到变工况下汽轮机运行的安全性，主蒸汽温度与燃气轮机排烟温度的温差一般不小于30 ℃，通过优化进行选取［2］。

ISO 工况SGT-800 机组的主蒸汽与燃气轮机排烟温差为28.6℃，该换热温差既能充分利用燃气轮机排烟热能品位，又便于配套成熟的蒸汽轮机。温差设置合理，进一步提升主蒸汽温度空间非常有限［3］。

2.3 主蒸汽压力

保持SGT-800 机组朗肯循环其他参数不变，仅提升汽轮机入口处主蒸汽压力，选取5 个工况点进行相应计算［4］。

工况Ⅰ：主蒸汽压力10.0 MPa。汽轮机出力增加0.306 MW，给水泵电机功率增加0.092 MW，机组净出力增加0.214 MW，朗肯循环效率32.574%，提升0.304 个百分点。

工况Ⅱ：主蒸汽压力11.5 MPa。汽轮机出力增加0.445 MW，给水泵电机功率增加0.138 MW，机组净出力增加0.307 MW，朗肯循环效率32.706%，提升0.436 个百分点。

工况Ⅲ：主蒸汽压力13.2 MPa。汽轮机出力增加0.552 MW，给水泵电机功率增加0.193 MW，机组净出力增加0.359 MW，朗肯循环效率32.779%，提升0.509 个百分点。

工况Ⅳ：主蒸汽压力14.5 MPa。汽轮机出力增加0.604 MW，给水泵电机功率增加0.23 MW，机组净出力增加0.374 MW，朗肯循环效率32.801%，提升0.531 个百分点。

工况Ⅴ：主蒸汽压力16.2 MPa。汽轮机出力增加0.643 MW，给水泵电机功率增加0.285 MW，机组净出力增加0.358 MW，朗肯循环效率32.778%，提升0.508 个百分点。

以上工况点计算数据汇总见表3。

根据表3 数据绘制主蒸汽压力提升值与朗肯循环效率增加值关系见图1。

表3 主蒸汽压力与朗肯循环效率（主蒸汽539.2 ℃）

图1 主蒸汽压力提升值与朗肯循环效率增加值（主蒸汽539.2 ℃）

2.4 主蒸汽压力与朗肯循环效率关系

主蒸汽温度539.2 ℃时，提高主蒸汽压力可以提高朗肯循环效率。在5 种计算工况中，主蒸汽压力14.5 MPa 时，朗肯循环效率提升幅度最大，达到0.531 个百分点。

主蒸汽压力由7.8 MPa 提升至14.5 MPa 阶段，相邻工况点间的线段斜率逐段降低，表明随主蒸汽压力升高，相同压力提升值对应的朗肯循环效率增加值呈下降趋势。

主蒸汽压力14.5 MPa 提升至16.2 MPa 阶段，朗肯循环效率降低0.023 个百分点。压力提升后汽轮机出力增加0.039 MW，给水泵电机功率增加0.052 MW，机组净出力减少0.013 MW。

SGT-800 机组主蒸汽温度为539.2 ℃时，存在最佳主蒸汽压力点，对应的朗肯循环效率最高。最佳主蒸汽压力值与主蒸汽温度、汽轮机内效率、电动给水泵效率等参数相关。在本文假设边界条件下，最佳主蒸汽压力值约为14.5 MPa。

3 6F.01 朗肯循环性能提升潜力

ISO 工况6F.01 燃气轮机排烟温度620.6 ℃较SGT-800 机组高50.6 ℃，燃气轮机排烟热能品位较高，可以通过提升主蒸汽压力和温度提升朗肯循环效率，朗肯循环性能提升潜力更大。

3.1 计算边界条件及相关假定

汽轮机效率87.5%不变；低压缸排汽温度35.54 ℃；计算工况的实际排汽焓由汽轮机效率和理想焓降反推［4］；主蒸汽质量流量不变；计算工况不考虑低压蒸汽；给水泵泵效率71%；给水泵电机效率90%。

3.2 典型工况朗肯循环效率

保持朗肯循环其他参数不变，通过提升汽轮机入口处主蒸汽压力和温度，选取5 个工况点进行计算分析，典型工况见表4。

表4 主蒸汽参数提升典型工况6F.01 机组朗肯循环效率

ISO 纯凝工况6F.01 机组，通过提升主蒸汽压力至16.2 MPa，朗肯循环效率提升0.592 个百分点；通过提升主蒸汽温度至585 ℃，朗肯循环效率提升0.719 个百分点；同时提升主蒸汽温度和压力至16.2 MPa／585 ℃，朗肯循环效率提升1.387 个百分点［5］。

4 结语

针对小容量F 级联合循环机组朗肯循环效率较低问题，通过对SGT-800 和6F.01 机组联合循环热力性能进行比较分析，尤其是对SGT-800 机组朗肯循环效率提升潜力进行相关计算分析，形成结论为：ISO 工况SGT-800 燃气轮机较6F.01 过量空气系数高、排烟温度低、排烟热能品位较低；SGT-800机组朗肯循环在亚临界参数以下存在最佳主蒸汽压力点对应的朗肯循环效率最高；6F.01 机组朗肯循环效率提升潜力大于SGT-800 机组。

在工程实践中，须结合机组运行边界条件（机组年利用小时数、天然气价格和上网电价等），对朗肯循环效率提升带来的发电端正收益和设备系统造价提高带来的投资端负收益进行综合计算，寻求兼顾机组效率和经济性的最优蒸汽参数设置。