300 MW供熱機組配汽方式優(yōu)化研究

楊 洋， 許紅勝， 郭一鑫

(1. 東南大學(xué) 能源與環(huán)境學(xué)院， 南京 210096； 2. 東南大學(xué) 電力設(shè)計院， 南京 210096)

近年來，300 MW機組在節(jié)能中的劣勢日益凸顯，熱電聯(lián)產(chǎn)成為技術(shù)改造的突破口，但考慮電網(wǎng)調(diào)峰調(diào)頻現(xiàn)狀，供熱機組也要參與調(diào)峰[1-3]。因此，為保證機組供熱改造后運行經(jīng)濟性，對供熱機組配汽方式進行研究十分重要。

目前，關(guān)于機組配汽方式的優(yōu)化多數(shù)圍繞純凝機組，針對供熱機組的研究相對較少，并基本都采用熱力試驗方法，缺乏詳細理論分析[4-7]。筆者以某N300-16.7/537/537機組為研究對象，以供熱機組熱耗率為評價指標(biāo)，采用熱平衡方法建立變工況計算模型，對機組供熱改造后不同配汽方式對應(yīng)的性能參數(shù)變化及其原理進行分析，探討可行的機組最優(yōu)運行方式。

1 評價指標(biāo)

熱耗率是反映機組運行狀況的一項重要指標(biāo)。供熱機組熱耗率的表達式為：

(1)

式中：G0為主蒸汽質(zhì)量流量，kg/h；h0為主蒸汽焓，kJ/kg；Gfw為給水質(zhì)量流量，kg/h；hfw為給水焓，kJ/kg；GR為高壓缸排汽質(zhì)量流量，kg/h；hR為再熱蒸汽焓，kJ/kg；h2為高壓缸排汽焓，kJ/kg；GJ為再熱減溫水質(zhì)量流量，kg/h；hJ為減溫水焓，kJ/kg；Ggr為工業(yè)抽汽質(zhì)量流量，kg/h；hgr為工業(yè)抽汽焓，kJ/kg；Gb為補水質(zhì)量流量，kg/h；hb為補水焓，kJ/kg；Nt為發(fā)電功率，kW。

2 變工況計算

為精確描述熱力循環(huán)內(nèi)部工質(zhì)的流量分布，以及和做功過程之間的關(guān)系，采用熱平衡法作為變工況分析計算方法[8]。為簡化熱力計算，作出假設(shè)：(1)忽略系統(tǒng)散熱損失；(2)各加熱器端差取設(shè)計值；(3)機組末級排汽壓力取設(shè)計值。

2.1 級組變工況計算

級組特性主要與級組進出口壓力、級組流量和級組內(nèi)效率有關(guān)，級組的壓力和流量滿足弗留格爾公式[9]：

(2)

式中：G為級組質(zhì)量流量，kg/h；p1和p2分別為機組進出口壓力，MPa；v1為級組進口蒸汽比體積，m3/kg；下標(biāo)d表示額定工況。

級組內(nèi)效率通過已知工況數(shù)據(jù)擬合獲得。在確定各壓力級內(nèi)效率基礎(chǔ)上，可得各級抽汽焓值h2為：

h2=h1-Δhsηi

(3)

式中：h1為級組進口蒸汽焓，kJ/kg；Δhs為級組等熵焓降，kJ/kg；ηi為級組相對內(nèi)效率。

2.2 調(diào)節(jié)級特性計算

進行調(diào)節(jié)級特性研究時，需要將調(diào)節(jié)級分兩部分考慮：一部分是全開調(diào)節(jié)閥特性；另一部分是部分開啟調(diào)節(jié)閥特性[10]。

通過全開調(diào)節(jié)閥的流量Gn′為：

(4)

式中：p0為調(diào)節(jié)閥前壓力，MPa；v0為調(diào)節(jié)閥前比體積，m3/kg；p0′為全開閥后壓力，MPa；An′為全開閥噴嘴組面積，m2；βn′為全開閥噴嘴流量比，εnc為噴嘴組臨界壓比，過熱蒸汽的εnc取0.546；εn1為噴嘴組壓比;p21為調(diào)節(jié)級后壓力，MPa。

通過部分開啟調(diào)節(jié)閥的流量Gn″為：

Gn″=G0-Gn′

(5)

(6)

式中：p0″為部分開啟閥門后壓力，MPa；An″為部分開啟閥門噴嘴組面積，m2；βn″為部分開啟閥門噴嘴流量比；εn2為部分開啟閥門噴嘴組壓比。

根據(jù)前面級組變工況計算，得到p21；結(jié)合調(diào)節(jié)級幾何尺寸和熱力參數(shù)，參考文獻[11]提出的調(diào)節(jié)級新的計算模型，計算得出Gn′和全開調(diào)節(jié)閥后蒸汽焓ht′，Gn″和部分開啟調(diào)節(jié)閥后蒸汽焓ht″；最后利用下式得到調(diào)節(jié)級后蒸汽焓ht為：

(7)

2.3 給水泵汽輪機變工況計算

在給定負荷下，改變閥門開度，調(diào)節(jié)級通流面積發(fā)生變化，主蒸汽壓力和流量隨之改變，此時給水泵汽輪機的出力也發(fā)生變化。

結(jié)合管路特性和損失系數(shù)計算方法，可得給水泵出口壓力pp2為[12]：

(8)

式中：ρ為給水密度，kg /m3。

根據(jù)能量守恒定律，得給水泵汽輪機抽汽量DFPT為：

(9)

式中：pp1為給水泵進口壓力，MPa；v為給水泵平均比體積，m3/kg；h4為進入給水泵汽輪機的抽汽焓，kJ/kg；hpc為給水泵汽輪機排汽焓，kJ/kg；ηp為給水泵效率；ηj為給水泵汽輪機機械效率。

2.4 供熱機組變工況計算步驟

供熱機組變工況計算步驟為：

(1) 給定電負荷N和供熱量Q。

(2) 確定可行壓力區(qū)間[p0min，p0d]，下限為所有閥門全開對應(yīng)的主蒸汽壓力，上限為額定主蒸汽壓力。

(3) 在可行壓力區(qū)間內(nèi)取定初壓p0。

(4) 假定G0，初設(shè)G0=G0· (N/Nd)。

(5) 假設(shè)變工況前后各加熱器抽汽系數(shù)不變，可得各加熱器抽汽量初始迭代值GE，同時假設(shè)初始迭代時各抽汽溫度不變。

(6) 結(jié)合之前的主要模塊變工況計算模型，根據(jù)質(zhì)量守恒和能量守恒定律，對回?zé)嵯到y(tǒng)和減溫減壓器進行熱平衡計算，得到各加熱器抽汽量GE1。

(7) 當(dāng)|GE1-GE|/GE<ε1(ε1取0.1%)滿足誤差需要時，則根據(jù)假設(shè)得到的抽汽量正確，否則轉(zhuǎn)到步驟(6)。

(8) 計算得到供熱機組電負荷N1，如果|N1-N|/N<ε2(ε2取0.1%),則假設(shè)的G0正確，否則G0=G0· (N1/Nd)轉(zhuǎn)到步驟(5)。

(9) 迭代結(jié)束后，各參數(shù)均已求出，利用式(1)進行供熱機組熱耗計算，并記錄采用的配汽方式。

3 計算實例及分析

該機組配有6個高調(diào)門噴嘴組，通常處于部分負荷運行狀態(tài)。為了提高效益，廠家結(jié)合當(dāng)?shù)毓I(yè)區(qū)需求，提出對機組實施供熱改造的要求。通過對當(dāng)?shù)仄髽I(yè)熱用狀況的調(diào)研，考慮熱網(wǎng)損失的影響，確定汽輪機側(cè)熱源壓力為2.2 MPa、溫度為252 ℃，單臺機組供熱蒸汽的質(zhì)量流量為60 t/h。機組采用再熱冷端抽汽供熱方式，供熱蒸汽經(jīng)過減溫減壓器達到參數(shù)要求。

3.1 計算準(zhǔn)確性驗證

末級蒸汽質(zhì)量流量和相對內(nèi)效率的關(guān)系曲線見圖1。

圖1 末級蒸汽質(zhì)量流量和相對內(nèi)效率的關(guān)系曲線

機組變工況計算以額定工況為基準(zhǔn)。變工況計算前先根據(jù)已知工況參數(shù)，對各級組流量-相對內(nèi)效率曲線進行計算。結(jié)果發(fā)現(xiàn)：除調(diào)節(jié)級和末級外，其他中間級相對內(nèi)效率基本不變，這與文獻[13]結(jié)論一致。由于調(diào)節(jié)級的熱力參數(shù)是通過具體模型進行計算所得，因此只需擬合末級質(zhì)量流量和相對內(nèi)效率的曲線，中間級相對內(nèi)效率取基準(zhǔn)工況值。

為驗證變工況計算的準(zhǔn)確性，需要將已知工況熱力參數(shù)與計算得到的結(jié)果進行對比，但是研究對象是供熱改造機組，缺少相關(guān)供熱工況設(shè)計參數(shù)?？紤]到廠用抽汽工況與供熱抽汽工況的計算過程類似，因此可以將廠用抽汽工況(四段抽汽質(zhì)量流量為40 t/h)類比供熱工況進行驗證，具體計算結(jié)果見表1(N0為設(shè)計電負荷；HR0為設(shè)計熱耗率；εN為電負荷的誤差；εHR為熱耗率的誤差)。

表1 機組功率與熱耗的計算值與設(shè)計值對比

從表1中可以發(fā)現(xiàn)：機組電負荷和熱耗率的計算值與設(shè)計值誤差較小，計算準(zhǔn)確性較高，滿足工程需要。

3.2 配汽方式優(yōu)化理論分析

配汽優(yōu)化思路為：在電負荷和供熱量一定的情況下，改變調(diào)節(jié)閥開啟方式(順序閥配汽)，對機組進行熱力計算，尋找熱耗率最低時的配汽方式；然后在不同電負荷和供熱量下重復(fù)上述過程，即可得到供熱機組在滿足參數(shù)要求的負荷范圍內(nèi)的理論最優(yōu)運行方式。供熱機組最優(yōu)初壓與負荷之間的變化關(guān)系見圖2。

圖2 不同供熱抽汽量下最優(yōu)初壓隨機組負荷變化趨勢

從圖2中可以看出：當(dāng)供熱量一定時，最優(yōu)初壓先隨電負荷提高呈遞增趨勢，當(dāng)達到可行主汽壓力區(qū)間上限(額定壓力)時，會在一段電負荷區(qū)間內(nèi)維持不變，直到電負荷繼續(xù)提高到一定程度時突然降低，然后重復(fù)上述過程；當(dāng)電負荷一定時，機組最優(yōu)初壓隨供熱量的變化趨勢與之類似，不過變化稍緩。將最優(yōu)初壓和變工況計算記錄的配汽方式進行對照，發(fā)現(xiàn)最優(yōu)初壓隨負荷上升時對應(yīng)的配汽方式基本為4閥全開或5閥全開，而維持額定壓力不變時則基本處于4閥全開1閥節(jié)流狀態(tài)。為了分析該現(xiàn)象形成原理，筆者選取供熱抽汽質(zhì)量流量為60 t/h和機組電負荷為240 MW時的兩種案例進行理論探討。

(1) 供熱抽汽質(zhì)量流量為60 t/h時，選取幾種典型電負荷工況對熱耗率和主蒸汽壓力關(guān)系進行分析，結(jié)果見圖3。

圖3 供熱抽汽質(zhì)量流量為60 t/h時熱耗率和主蒸汽壓力的曲線

分析圖3機組熱耗率和主蒸汽壓力的曲線，當(dāng)機組調(diào)節(jié)閥開度由6閥點逐漸減小時，主蒸汽壓力提高，機組循環(huán)熱效率上升，但調(diào)節(jié)閥開度減小初段，部分開啟閥流量較大，節(jié)流損失較大，同時主蒸汽壓力提高也帶來給水泵功耗增加，這種相反影響導(dǎo)致機組熱耗率隨調(diào)節(jié)閥開度減小反而略微上升。隨著調(diào)節(jié)閥開度繼續(xù)減小，節(jié)流壓降盡管在持續(xù)上升，但是通過部分開啟閥門流量占總流量比例逐漸降低，整體節(jié)流損失影響越來越小，并且機組循環(huán)熱效率隨主蒸汽參數(shù)的提高持續(xù)上升，最終使得機組熱耗隨調(diào)節(jié)閥開度減小又逐漸下降到5閥點為止。由于主蒸汽壓力提高帶來的循環(huán)熱效率上升的影響，5閥全開機組熱耗明顯低于6閥全開，甚至在一定范圍內(nèi)5閥1節(jié)流熱經(jīng)濟性都會優(yōu)于6閥全開。

同理，5閥點向4閥點過渡，4閥點向3閥點過渡，熱耗率隨壓力的變化曲線均呈先增后減的拋物線趨勢，并且調(diào)節(jié)閥全開數(shù)量越低，機組熱耗率越小；但是，由于機組主蒸汽壓力存在上限，即額定壓力，并不是所有閥點間都能完整過渡。對于一定負荷，當(dāng)調(diào)節(jié)閥開度減小到額定壓力時就停止。根據(jù)前面分析，此時的順序閥節(jié)流配汽方式不一定比部分閥全開差，這就解釋了圖2最優(yōu)初壓會出現(xiàn)一定負荷區(qū)間內(nèi)維持額定壓力不變的現(xiàn)象。在電負荷263 MW處，主蒸汽壓力從額定壓力16.67 MPa驟降到15.00 MPa(見表2)，這與機組安全運行要求不符，需進一步分析。

表2 60 t/h供熱工況下機組配汽優(yōu)化結(jié)果

(2) 當(dāng)電負荷為240 MW時，選取幾種典型供熱量對應(yīng)的熱耗率和主蒸汽壓力曲線進行分析，結(jié)果見圖4。

圖4 電負荷為240 MW時不同供熱量下熱耗率和主蒸汽壓力曲線

在圖4中，當(dāng)電負荷為240 MW時，機組在熱耗不同閥點間隨主蒸汽壓力的曲線同樣呈先增后減的拋物線形式，具體原因可參考前面分析。不過與圖3不同的是，圖4中代表著最優(yōu)方式的虛線隨主蒸汽壓力變化幅度相對較小，如電負荷為240 MW時，機組最優(yōu)配汽方式保持為4閥全開。這是因為電負荷一定時，在給定配汽方式條件下，供熱量變化較小時，主蒸汽抽汽量變化較小，主蒸汽壓力變化不大，最優(yōu)初壓在閥點和額定壓力之間轉(zhuǎn)換頻率不高，所以當(dāng)電負荷一定時，最優(yōu)配汽方式隨供熱量變化相對比較穩(wěn)定。

綜上所述，將案例分析結(jié)果延伸到整個負荷范圍，即可得到供熱機組的最優(yōu)配汽方式為部分閥全開或者額定壓力下的順序閥節(jié)流，機組理論最優(yōu)運行方式在閥點滑壓和定壓運行之間切換，與圖2最優(yōu)初壓隨負荷之間的變化規(guī)律一致；但是為了保證機組經(jīng)濟性，在定壓轉(zhuǎn)換閥點滑壓時會出現(xiàn)壓力驟降現(xiàn)象，對應(yīng)了圖2中的斷層曲面，此時與實際運行安全要求不符，需要進一步進行分析。

3.3 實際配汽及運行方式分析

有部分研究提供了改進方案[14-15]，但由于對象機組噴嘴組較多，且需同時考慮電負荷和供熱量影響，實際應(yīng)用較為復(fù)雜。

對于該機組而言，理論配汽優(yōu)化得到的結(jié)果基本處于5閥點和4閥點之間，其他配汽方式如3閥1節(jié)流等出現(xiàn)較少，因此可以將問題簡化為尋找5閥點和4閥點之間的合理過渡方式；而機組為5閥點滑壓時基本在85%THA工況之上，處于高負荷段，節(jié)流損失相對較小，定壓與滑壓引起的熱耗相差不大，但定壓運行具有對負荷響應(yīng)快的優(yōu)勢，所以可以嘗試高負荷段用順序閥定壓配汽替代5閥全開，使主汽壓力平穩(wěn)過渡，而與現(xiàn)代機組通常采用的定-滑-定復(fù)合滑壓運行方式一致。

圖5顯示了該方式對應(yīng)的機組熱耗與理論分析得到的配汽方式對應(yīng)的最低熱耗率之間的對比，可以發(fā)現(xiàn)兩個熱耗率和負荷的關(guān)系曲面基本重合，熱耗率在負荷范圍內(nèi)最大相差不超過20 kJ/(kW·h)，證明該運行方式較為合理，可實際利用。機組在不同電負荷下，隨著供熱量增加，熱耗率不斷下降，表明供熱彌補了一部分由發(fā)電降低引起的不利影響，提高了機組熱經(jīng)濟性，供熱改造具有現(xiàn)實意義。

圖5 理論和實際操作最低熱耗隨負荷變化關(guān)系對比

因此，確定將機組在負荷范圍內(nèi)實際采用的配汽方式為4閥全開和順序閥配汽相結(jié)合的方式，對應(yīng)運行方式為定-滑方式，即低負荷段4閥點滑壓，高負荷定壓。

圖6為結(jié)合實際運行要求優(yōu)化后的配汽方式對應(yīng)的主蒸汽壓力與負荷之間的關(guān)系。

圖6 定-滑方式主汽壓力隨負荷變化關(guān)系

4 結(jié)語

(1) 給出了供熱機組變工況計算程序，通過誤差分析，驗證了計算的準(zhǔn)確性，為供熱改造機組性能分析提供理論方法。

(2) 利用變工況計算程序，對配汽方式優(yōu)化進行理論分析，得到理論最優(yōu)結(jié)果為部分閥全開配汽和維持額定壓力的順序閥配汽相結(jié)合的方式，但是不同配汽方式轉(zhuǎn)換過程中存在最優(yōu)初壓驟降情況。

(3) 考慮實際運行控制要求，確定機組運行方式采用定-滑運行，為機組今后運行提供指導(dǎo)。