F级联合循环机组余热锅炉双热源梯级加热天然气方案研究

夏 林，周 刚，吴昌兵，向 东，张学华，刘 印，赵思勇，葛晓明，肖俊峰，胡孟起，连小龙，王一丰

（1.西安热工研究院有限公司，陕西 西安 710054；2.华能重庆两江燃机发电有限责任公司，重庆 400000）

以天然气为燃料的燃气-蒸汽联合循环发电机组（联合循环机组）因相对传统的燃煤机组具有更加高效、低碳、灵活等优势，将在构建以新能源为主体的新型电力系统过程中成为支撑新能源快速发展的重要伙伴[1-3]。

在联合循环机组中，余热锅炉作为连接联合循环系统燃气侧和蒸汽侧的重要设备，其运行性能将对机组高效运行产生重大影响[4]。因此，国内外学者针对余热锅炉的性能分析、优化等问题开展了大量研究工作。李闯等[5]通过建模优化双压再热余热锅炉与汽轮机蒸汽参数匹配问题。王利宏等[6]对比分析了相同抽汽条件下，余热锅炉效率随供热抽汽流量（抽汽量）的变化规律。此外，也有许多国内学者针对余热锅炉给水系统[7-8]、蒸汽参数[9-11]等优化问题开展了相关研究。Sharma等人[12]分析了不同几何尺寸参数下双压余热锅炉的㶲损失和㶲效率变化情况。Manassaldi等人[13]则为“二拖一”联合循环机组配套的双压余热锅炉开发设计优化模型。此外也有许多国外学者关注余热锅炉性能优化[14-20]问题。

目前，联合循环机组普遍采用单热源加热天然气方案（单热源加热方案）。为提升联合循环机组运行性能，本文提出一种双热源梯级加热天然气方案（双热源梯级加热方案），以某F级联合循环机组为研究对象，详细分析双热源梯级加热方案对联合循环机组运行性能的提升机理，以及双热源梯级加热方案对变工况下机组运行性能的影响，并最终分析双热源梯级加热方案的经济性。

1 联合循环机组底层蒸汽循环热力计算模型及模型校验

目前，大型F级联合循环机组普遍配备三压再热型余热锅炉。图1为典型的底层蒸汽循环热力系统。

图1 F级联合循环机组底层蒸汽循环热力系统Fig.1 The thermodynamic system of F class CCPP’s bottom steam cycle

对于余热锅炉的省煤器、蒸发器和过热器，其水侧或蒸汽侧与烟气侧的热量平衡公式[21]为：

式中：mw为水侧或蒸汽侧流量，t/h；hw2为水侧或蒸汽侧出口焓值，kJ/kg；hw1为水侧或蒸汽侧进口焓值，kJ/kg；mg为烟气侧流量，t/h；hg1为烟气侧进口焓值，kJ/kg；hg2为烟气侧出口焓值，kJ/kg；ε为烟气侧散热损失。

余热锅炉省煤器、蒸发器和过热器的水侧或蒸汽侧换热量还需满足以下传热公式[21]：

式中：U为传热系数，W/(m2·℃)；A为换热面积，m2；ΔT为对数平均温差，℃。

U的值取决于各换热器的几何参数、水侧或蒸汽侧以及烟气侧温度、流量等参数，其计算式[22]为：

式中：ho为烟气侧对流换热系数，W/(m2·℃)；ro为换热管外径，m；ri为换热管内径，m；k为换热管的热导率，W/(m·℃)；hi为换热管内水侧或蒸汽侧的对流换热系数，W/(m·℃)。

对数平均温差则可由换热器的进出口水侧、蒸汽侧以及烟气侧温度、流量等参数直接计算得到。

汽轮机功率的计算过程中则需考虑汽轮机的蒸汽流量、比焓降、相对内效率、机械效率以及发电机效率等参数，其计算公式为：

式中：Pt为汽轮机功率，kW；ms为汽轮机蒸汽流量，kg/s；Δhi为汽轮机理想比焓降，kJ/kg；ηri为汽轮机相对内效率；ηm为汽轮机机械效率；ηel为汽轮机发电机效率。

某F级联合循环机组在设计工况下余热锅炉进口烟气温度为603.7 ℃、烟气流量为2 384 t/h，设计高压、中压、低压节点温差分别为6.9、13.2、8.5 ℃，设计高压、中压、低压接近点温差为3 ℃；汽轮机设计出力为145.1 MW。基于电厂热平衡计算软件Thermoflow以及机组制造商提供的设计工况下的热力性能数据，建立联合循环机组底层蒸汽循环热力计算模型，计算得到100%、75%、50%负荷下的汽轮机功率，并与机组制造商提供的汽轮机功率数据进行对比，结果如图2所示。由图2可知，100%、75%和50%负荷下，Thermoflow软件计算的汽轮机功率与制造商提供的汽轮机功率数据的偏差在0.6%以内。可见，基于Thermoflow软件建立的联合循环机组底层蒸汽循环热力计算模型准确性较高。

图2 模型计算的汽轮机功率与制造商汽轮机功率数据对比Fig.2 Comparison between the model-calculated steam turbine power and the manufacturer’s steam turbine power

2 双热源梯级加热方案对机组性能的提升机理

某F级联合循环机组如采用单热源加热方案（图3），在夏季平均气温（28.3 ℃）100%机组负荷下，需从中压省煤器出口抽出32.8 t/h的高温热水，将天然气从15 ℃加热至185 ℃；如采用双热源梯级加热方案（图4），则首先从低压省煤器出口处抽出约47.2 t/h的低温热水（约158 ℃），将天然气从15 ℃加热至150 ℃，再从余热锅炉中压省煤器出口引出约14.5 t/h的高温热水将天然气继续加热至185 ℃。单热源加热方案中，从余热锅炉中压省煤器处带走的高温热水的换热量约为6 285 kW；双热源梯级加热方案中，从余热锅炉带走的总换热量也为6 285 kW，其中从中压省煤器处带走的高温热水换热量约为1 450 kW，从低压省煤器出带走的换热量约为4 835 kW。

图3 联合循环机组单热源加热方案Fig.3 The CCPP’s SHSHP

图4 联合循环机组双热源梯级加热方案Fig.4 The CCPP’s DHSHP

与单热源加热方案相比，采用双热源梯级加热方案后，从中压省煤器处带走的换热量减少，这将使中压省煤器出口烟气温度（即低压蒸发器入口烟气温度）从207.2 ℃升高至209 ℃；低压蒸发器入口烟气温度的升高，将使低压蒸汽流量从49.6 t/h增加至50.5 t/h；同时，由于从中压省煤器处抽出热水流量的减少，将使进入中压蒸发器的热水流量增加，进而使再热蒸汽流量从352.0 t/h增加至352.5 t/h。由于再热蒸汽流量和低压蒸汽流量的增加，将使联合循环机组出力提升约317 kW。从低压省煤器处带走4 835 kW换热量，则实现了余热锅炉尾部低品位废热的充分利用，使烟气温度余热锅炉排烟温度下降约1.5 ℃。2种方案的详细参数对比见表1。

表1 单热源加热方案与双热源梯级加热方案的性能对比Tab.1 Performance comparison between the SHSHP and the DHSHP

总体而言，双热源梯级方案将大部分单热源加热方案中加热天然气的热量，采用余热锅炉尾部的低品位废热来代替，使中压省煤器处高品位的烟气热能用于产生更多的蒸汽，这在提升机组出力的同时实现了废热利用。

3 变工况下双热源梯级加热方案对机组性能的提升分析

考虑到联合循环机组的变工况运行性能受机组负荷、环境温度条件变化的影响较为明显，因此本文主要分析当机组负荷、环境温度条件变化时，双热源梯级加热方案对机组性能的提升效果。

3.1 机组负荷的影响

不同机组负荷下双热源梯级加热方案的总换热量如图5所示。由图5可见，在夏季平均气温（28.3 ℃）下运行时，随着机组负荷从100%下降至50%，燃气轮机进口的天然气流量将从55.7 t/h显著下降至30.9 t/h，天然气加热器换热量也将从约6 300 kW减小至约3 400 kW。天然气加热器换热量的下降将使加热天然气的热水的需求量减少。

图5 不同机组负荷下双热源梯级加热方案的总换热量Fig.5 The DHSHP’s total heat exchange quantity at different unit loads

不同机组负荷下2种方案的热水流量变化如图6所示。由图6可见：对于单热源加热方案，随着联合循环机组负荷从100%下降至50%，从中压省煤器出口处抽出的高温热水量将从32.8 t/h减少至20.7 t/h；对于双热源梯级加热方案，从中压省煤器出口处抽出的高温热水量将从14.5 t/h减少至12.8 t/h，从低压省煤器出口抽出的低温热水量将从47.2 t/h减少至28.8 t/h。天然气加热器换热量的下降，也将减弱双热源梯级加热方案中低温热水换热量占总换热量的比例。随着联合循环机组负荷从100%下降至50%，低温热水的换热量占总换热量的比例将从77%减小至69%（图5）。

图6 不同机组负荷下2种方案的热水流量Fig.6 The hot water flow of the SHSHP and DHSHP at different unit loads

随着联合循环机组负荷的降低，双热源梯级加热方案中低温热水换热量占总换热量的比例的降低将减弱双热源梯级加热方案对机组底层蒸汽循环性能的提升效果。不同机组负荷下双热源梯级加热方案对机组性能的提升效果如图7所示。由图7可见：在夏季平均气温（28.3 ℃）条件、100%负荷下，与单热源加热方案相比，双热源梯级加热方案将使汽轮机出力增加约317 kW、余热锅炉排烟温度下降约1.5 ℃；随着联合循环机组负荷下降至75%，双热源梯级加热方案将仅使汽轮机出力增加约195 kW、余热锅炉排烟温度下降约1.2 ℃；随着联合循环机组负荷进一步下降至50%，双热源梯级加热方案将仅使汽轮机出力增加提升约117 kW、余热锅炉排烟温度下降约1 ℃。因此，与调峰运行的联合循环机组相比，双热源梯级加热方案可为常年带基本负荷运行的联合循环机组带来更好的性能提升效果及经济收益。

图7 不同负荷下双热源梯级加热方案对机组性能提升效果Fig.7 The effect of DHSHP on the CCPP’s performance improvement at different unit loads

3.2 环境温度的影响

随着环境温度的降低，燃气轮机进口的天然气流量以及联合循环机组出力均将增大。不同环境温度下双热源梯级加热方案的总换热量如图8所示。由图8可见，当环境温度从夏季平均气温（28.3 ℃）降低至冬季平均气温（13.6 ℃），燃气轮机进口的天然气流量将从55.7 t/h上升至60.6 t/h，天然气加热器换热量也将从约6 300 kW增大至约6 800 kW。天然气加热器换热量的增大将使加热天然气的热水量增加。不同环境温度下2种方案的热水流量变化如图9所示。由图9可见：对于单热源加热方案，当环境温度从夏季平均气温（28.3 ℃）降低至冬季平均气温（13.6 ℃），从中压省煤器出口处抽出的高温热水量将从32.81 t/h增大至35.03 t/h；对于双热源梯级加热方案，从低压省煤器出口抽出的低温热水量将从47.23 t/h增大至50.52 t/h，但是中压省煤器出口抽出的高温热水量将从14.46 t/h略微减小至14.3 t/h。随着环境温度从夏季平均气温（28.3 ℃）降低至冬季平均气温（13.6 ℃），低温热水的换热量占总换热量的比例也将从77%略升至79%。对于双热源梯级加热方案，随着环境温度的降低，尽管中压省煤器出口抽出的高温热水量将略微减小，但是高温热水温度也将升高，因此高温热水的换热量将几乎保持不变，天然气加热器总换热量的增加量主要来自于低温热水换热量的增加（图8）。

图8 不同环境温度下双热源梯级加热方案的总换热量Fig.8 The DHSHP’s total heat exchange quantity at different ambient temperatures

图9 不同环境温度下2种方案的热水流量Fig.9 The hot water flow of SHSHP and DHSHP at different ambient temperatures

随着环境温度降低，双热源梯级加热方案中低温热水换热量占总换热量的比例的增加也将增大双热源梯级加热方案对机组性能的提升效果。图10为不同环境温度下双热源梯级加热方案对机组性能的提升效果。由图10可见：在夏季平均气温28.3 ℃条件、100%负荷下运行时，与单热源加热方案相比，双热源梯级加热方案将使汽轮机出力增加约317 kW、余热锅炉排烟温度下降约1.5 ℃；随着环境温度下降，当联合循环机组在年平均气温21.7 ℃、100%负荷下运行时，双热源梯级加热方案将使汽轮机出力增加约327 kW、余热锅炉排烟温度下降约1.6 ℃；随着环境温度进一步下降，当联合循环机组在冬季平均气温13.6 ℃、100%负荷下运行时，双热源梯级加热方案将使汽轮机出力增加提升约366 kW、余热锅炉排烟温度下降约1.7 ℃。本文研究对象某F级联合循环机组位于我国华南地区，其运行所处的环境温度较高，冬季平均气温依然达到13.6 ℃，因此对于我国中部、或者北方的联合循环机组，其运行环境温度将显著降低，双热源梯级加热方案将可为联合循环机组带来更好的性能提升效果及经济收益。

图10 不同环境温度下双热源梯级加热方案对机组性能的提升效果Fig.10 The effect of DHSHP on the CCPP’s performance improvement at different ambient temperatures

4 双热源梯级加热方案的经济性分析

基于Thermoflow软件对天然气加热器进行建模计算得到：如采用单热源加热方案，设计工况下天然气加热器1、2的设计对数平均温差分别达到约46.9、54.9 ℃，换热面积分别为174、55 m2；如采用双热源梯级加热方案，天然气加热器1、2的设计对数平均温差将减小至约21.4、18.5 ℃，换热面积将增大至432、133 m2。因此，将天然气加热方案由单热源加热方案调整为双热源梯级加热方案，天然气加热器面积将增加147%。根据Thermoflow软件估算，天然气加热器面积的增加将使天然气加热器的成本增加约73%。F级联合联合循环机组的天然气加热器的成本约为450万元[22]，因此如采用双热源梯级加热方案，将使天然气加热器的成本增加约329万元（与加热器成本相比，管路、保温等成本的增加较小，可忽略不计，因此本文仅考虑加热器成本的增加情况）。

基于双热源梯级加热方案的投资成本，计算得到不同年利用小时数、运行气象条件和电价下，采用双热源梯级加热方案可为联合循环机组带来的年收益以及投资回收期，具体结果如图11、图12所示。

图11 不同年利用小时数、运行气象条件下经济性分析Fig.11 Economic analysis under different annual utilization hours and weather conditions

图12 不同年利用小时数、电价下经济性分析Fig.12 Economic analysis under different annual utilization hours and electricity prices

由图11、图12可见：如F级联合联合循环机组的年利用小时数为3 000 h、运行的环境平均气温为21.7 ℃、电价为0.6元/(kW·h)，则采用双热源梯级加热方案的年收益将达到约60万元，投资回收期为约5.5年；如机组年利用小时数增加、机组运行于环境温度较低的地区或是电价上升，双热源梯级加热方案的投资回收期将显著下降。由此可见，双热源梯级加热方案可为联合循环机组带来较好的经济收益。

5 结 论

1）双热源梯级加热方案可减少单热源加热方案中余热锅炉中压省煤器出口抽出的用于加热天然气的热水流量，提高联合循环机组再热蒸汽流量和低压蒸汽流量，达到提升联合循环机组出力、降低余热锅炉排烟温度的目的。

2）随着机组负荷的下降，天然气加热器换热量、双热源梯级加热方案中低温热水的换热量占总换热量的比例均将下降，双热源梯级加热方案对机组性能的提升效果也将减弱；随着环境温度的降低，天然气加热器换热量、双热源梯级加热方案中低温热水换热量占总换热量的比例均将增加，双热源梯级加热方案对机组性能的提升效果也将增强。

3）与单热源加热方案相比，双热源梯级加热方案将使天然气加热器面积增加、成本增加。如F级联合联合循环机组的年利用小时数为3 000 h、运行的环境平均气温为21.7 ℃，则采用双热源梯级加热方案的年收益将达到约60万元，投资回收期为约5.5年，双热源梯级加热方案可为联合循环机组带来较好的经济收益。