超臨界壓力機組低負荷滑壓運行方式試驗研究

鄭 威，郝玉振，王學棟

（山東電力集團公司電力科學研究院，山東 濟南 250002）

0 引言

對于600 MW以上的大容量機組，汽輪機負荷調節方法從配汽方式上分為部分進汽噴嘴調節，全周進汽節流調節和旁通調節，從運行方式上分為定壓運行和滑壓運行。一般機組采用噴嘴調節定—滑—定方式運行，即80%THA負荷以上采用定壓噴嘴調節，30%～80%THA負荷為滑壓運行，30%THA 負荷以下采用定壓運行［1］。

目前由于電網負荷峰谷差越來越大，機組低負荷運行問題突出，為了提高機組低負荷運行的經濟性，滿足電網調峰要求的同時達到節能降耗的目的，現代超臨界和超超臨界機組采用復合滑壓運行方式，即在高負荷時保持額定的蒸汽壓力，在低負荷時保持最低允許的進汽壓力，在中間負荷時采用復合滑壓運行［2-3］。這種復合滑壓運行方式可使機組在最高負荷運行時保持額定壓力，具有最佳的循環熱效率和良好的負荷調節功能；在中間負荷，采用復合滑壓運行，使汽輪機通流部分的容積流量基本不變，保持較高的內效率，并使汽輪機高壓缸的蒸汽溫度保持穩定，因而熱應力較小，具有快速變負荷的能力；在低負荷時定壓運行可防止壓力過低出現流動不穩定問題，因而具有最佳的綜合性能。 總之，采用復合滑壓運行可使機組具有夜間停機、快速啟動以及頻繁啟停和變負荷的能力，并使機組在高負荷及低負荷時均保持高的效率，從而滿足中間負荷和調峰的要求。

1 不同調節閥運行方式試驗

機組運行方式和調節方式，體現在閥門特性上，就是順序閥或單閥運行方式。 某廠超臨界壓力660 MW機組是國產此種容量機組的第一臺，采用噴嘴調節、復合滑壓運行方式，投產后，為了掌握機組低負荷工況下，調門運行特性對機組經濟性的影響，進行了不同調門組合方式和變負荷下的滑壓試驗，以現場給水流量作為計算基準，計算了機組的經濟指標，試驗工況和機組經濟指標如表1所示。

為了消除主汽壓力對機組經濟指標的影響，相同負荷下，主汽壓力基本接近。由表1可以看出，低負荷下，機組采用復合滑壓運行方式，調門運行方式不同，調門節流損失也不同，導致機組經濟指標不同。機組順序閥運行方式下的熱耗率和高壓缸效率優于單閥運行，同時在一定負荷下，由于三閥單閥運行的調門開度大于四閥單閥運行的開度，調門節流損失小，高壓缸效率提高，從而循環熱效率增加，因此機組三閥單閥運行的熱耗率低于四閥單閥運行，尤其是400 MW、500 MW低負荷工況，經濟指標差別較大。400 MW順序閥工況比四閥單閥運行工況，熱耗率低162 kJ/kWh，高壓缸效率高9.125%，三閥單閥工況比四閥單閥運行工況，熱耗率低91.91kJ/kWh，高壓缸效率高3.7%；500 MW順序閥工況比四閥單閥運行工況，熱耗率低93.89 kJ/kWh，高壓缸效率高 5.578%，三閥單閥工況比四閥單閥運行工況，熱耗率低36.37 kJ/kWh，高壓缸效率高3.715%。對于600 MW以上工況，機組三閥單閥運行基本能夠帶滿660 MW負荷，因此順序閥運行時，第三、四調門的節流損失較小，順序閥運行的經濟指標跟三閥單閥運行的指標差別不大，三閥單閥運行的高壓缸效率大于順序閥運行，但順序閥和三閥單閥運行的熱耗率和高壓缸效率都優于四閥單閥運行工況。就400～680 MW范圍內的試驗負荷，順序閥運行方式，機組熱耗率低，考慮機組目前的平均負荷率，白天負荷為500～550 MW，晚上負荷為 350～400 MW，都處于調門單閥與順序閥運行經濟指標差別比較大的區域，機組由單閥運行改為順序閥運行后，節能效果顯著。

表1 超臨界660 MW機組不同調節閥運行方式試驗結果

2 機組低負荷下滑壓運行方式試驗

對于機組滑壓運行方式，蒸汽初壓隨著主蒸汽流量的下降而降低，采用變速給水泵可用降低給水泵轉速來降低給水泵的出口壓力，可以節約給水泵耗功。這樣，在負荷較小時新汽壓力變低，給水泵的轉速同時變低，泵的耗功變少，滑壓運行時汽輪機給水泵所消耗的功率，要比定壓運行小得多，且主蒸汽流量越低，兩者的差距越大。因此不同壓力下的滑壓運行方式在各個負荷下的經濟性如何，主要看循環效率降低與給水泵耗功減少誰占優勢。

機組日常運行中，在低負荷情況下，按照制造廠給定的滑壓曲線采用順序閥滑壓運行方式。如表1所示，在600 MW工況下，汽輪機進汽壓力為22 MPa、500 MW和400 MW負荷，主汽壓力更低。為了了解低負荷下機組經濟指標與主汽壓力的關系，得到機組最優的滑壓運行曲線，并與制造廠的滑壓運行曲線進行比較，進行了機組低負荷下變主汽壓力試驗。由表1可知，機組在600 MW工況下，幾個工況的熱耗率差別不大，因此機組低負荷滑壓運行工況試驗由550 MW負荷降低到350 MW，分別為550MW、500MW、450MW、400MW、350MW，試驗的主汽壓力根據設計的定滑壓運行曲線和機組實際運行中閥門的開度情況確定，并以現場給水流量作為計算基準，計算了機組的經濟指標，并與機組大修后500 MW、600 MW、660 MW工況定壓運行的試驗結果進行了比較。表2列出不同低負荷下，機組順序閥滑壓運行方式試驗工況及結果。

表2 超臨界660 MW機組低負荷滑壓運行試驗結果

2.1 低負荷下滑壓運行的經濟性分析

比較表2所示試驗結果，分析機組在不同低負荷下滑壓運行的經濟指標，得到不同試驗負荷下的主汽壓力與熱耗率和高壓缸效率的變化關系。在各負荷下，隨機組主汽壓力降低，調門開大，高壓缸效率增加，汽動給水泵耗功減小，這體現在小機進汽流量的降低上。但各負荷下，存在一個最優運行的主汽壓力，這同制造廠定滑定的運行方式相吻合，但最優主汽壓力并不一定同制造廠設計的定滑壓曲線相吻合。

由表2試驗結果得知，機組在360～550 MW負荷范圍內滑壓運行，在負荷一定的情況下，隨著主汽壓力的降低，這一因素使循環熱效率降低，但由于調門節流損失減小，高壓缸效率提高，從而又使循環熱效率增加；同時在相同負荷下，小機進汽量明顯降低，耗功減小。就本機實際特性而言，在順序閥運行方式下，高壓調門節流損失減少、高壓缸排汽溫度上升和小汽機耗汽量減少對循環熱效率的正面影響和主汽壓力降低對循環熱效率的負面影響差別隨負荷變化有所不同，因此機組存在一個最優運行的主汽壓力。機組在600 MW負荷以上定壓運行，在360～550MW負荷范圍內，對應550MW、500 MW、450 MW、400 MW、360 MW 負荷，由試驗得到的最優運行主汽壓力為24MPa、21MPa、21 MPa、20 MPa、17 MPa。 而根據制造廠設計的定滑壓曲線查得相應負荷下的最優運行主汽壓力為24.2 MPa、24.2 MPa、22.5 MPa、20 MPa、18.5 MPa，圖1顯示試驗定滑壓運行曲線和設計定滑壓運行曲線的區別。

主汽壓力降低時，在鍋爐燃燒狀態不變的情況下，主蒸汽溫度更容易提升，在主汽溫度達到設計值的情況下，這一特性會使過熱減溫水量增加，但本機組過熱減溫水從高加后引出，對機組經濟指標沒有影響，因此試驗時不考慮。另一方面，在主汽壓力降低而主汽溫度不變的情況下，主汽焓上升使得高壓缸排汽溫度相應上升，再熱蒸汽吸熱量減少，有利于提升再熱溫度，正好有利于解決機組低負荷工況下，再熱汽溫低于設計值的問題，從而提高循環熱效率。由表2機組滑壓試驗數據可以看出，主汽溫度接近設計值，再熱溫度仍沒有達到設計值，需要在低負荷滑壓運行時，繼續加強燃燒調整。

圖1 試驗定滑壓運行曲線和設計定滑壓運行曲線圖

2.2 低負荷下滑壓運行對機組經濟指標的影響

正是由于滑壓運行時，高壓缸效率和再熱溫度的提高對機組經濟指標的有利影響，使得機組低負荷運行時，雖然存在一個最優運行主汽壓力，但在一定負荷下，不同主汽壓力下運行的經濟指標差別不大。550 MW工況下，主汽壓力從22 MPa變到24 MPa，機組熱耗率降低不到4 kJ/kWh；500 MW工況下，機組在19 MPa和20 MPa下運行的熱耗率相差不到4 kJ/kWh；450 MW工況下，機組在18MPa和19 MPa下運行的熱耗率相差不到10 kJ/kWh；400 MW工況下，主汽壓力從17 MPa變到19 MPa，機組熱耗率降低不到10 kJ/kWh。 由于這種低負荷下的滑壓運行特性，機組在相應工況下運行時，可以稍微偏離最佳滑壓運行曲線，維持較高的主汽壓力運行，增大調節汽門的節流。當負荷緩慢變化時，維持調節汽門開度不變，通過增加主汽壓力來增加負荷；而負荷突然升高時，可立即全開調節汽門，利用鍋爐內的蒸汽蓄熱，快速增加負荷，增強機組的變負荷響應特性和調峰能力。

2.3 低負荷下滑壓運行方式對機組安全性的影響

當溫度變化時，汽輪機各零部件內溫度分布不均勻或汽輪機各零部件變形受到約束，就會在汽輪機各零部件中產生熱應力。熱應力的大小與零件溫度變化值成正比。可見溫度變化幅度越大，產生的熱應力就越大，因此可用溫度變化值來表征熱應力的大小。定壓運行隨著負荷的降低調節級后溫度急劇降低，溫度變化幅度大，轉子熱應力較大，對于機組的安全性有較大的影響，因此，在機組的運行過程中限制變負荷的速度，以避免負荷變化過大導致較大的熱應力和熱變形。由表2試驗結果可以看出，機組低負荷下，采用滑壓運行方式，在降低主汽壓力運行時，因高壓缸排汽溫度相對提高，使得高壓缸通流部件沿蒸汽流動方向熱應力有所減少。對應500 MW工況，最高運行壓力23 MPa下的高壓缸排汽溫度比最低運行壓力19 MPa下的高壓缸排汽溫度低22.82℃；在負荷變化過程中，機組按照所得到的最佳滑壓曲線運行，從360 MW負荷到550 MW負荷，高壓缸排汽溫度從295.24℃增加到308.773℃，溫度變化的幅度小，轉子熱應力較小，因此變負荷速率可以較大，大大的提高了機組參與電網一次調頻的能力。因此低負荷下，采取滑壓運行方式，對機組調峰運行安全性將產生有利影響。

3 結語

針對國產首臺超臨界660 MW機組，通過機組不同調節閥運行方式試驗，得到機組各試驗負荷下三閥單閥、四閥單閥和順發閥運行的熱耗率和高壓缸效率，機組順序閥運行方式下的熱耗率和高壓缸效率優于單閥運行，同時在一定負荷下，由于三閥單閥運行的調門開度大于四閥單閥運行的調門開度，調門的節流損失小，高壓缸效率提高，從使循環熱效率增加，因此機組三閥單閥運行的熱耗率低于四閥單閥運行，尤其是400MW、500MW低負荷工況，經濟指標差別較大。600 MW以上工況，順序閥運行的熱耗率和高壓缸效率跟三閥單閥運行差別不大，三閥單閥運行的高壓缸效率大于順序閥運行，但順序閥和三閥單閥運行的熱耗率和高壓缸效率都優于四閥單閥工況。

機組在360～550 MW負荷范圍內滑壓運行，在各負荷下，隨機組主汽壓力降低，調門開大，高壓缸效率增加，汽動給水泵耗功減小，小機進汽流量降低。 對應550MW、500MW、450MW、400 MW、360MW負荷的最優運行主汽壓力為24MPa、21MPa、21 MPa、20 MPa、17 MPa，試驗得到的最佳定滑壓運行曲線與設計定滑壓運行曲線不同。根據試驗得到的滑壓運行曲線和機組滑壓運行特性，在相應工況下運行時，可以在接近滑壓曲線的工況維持較高的主汽壓力運行，增大調節汽門的節流，可以快速增加負荷，增強機組的變負荷響應特性和調峰能力。 同時機組滑壓運行，高壓缸溫度變化的幅度小，轉子熱應力較小，因此變負荷速率可以較大，大大的提高了機組參與電網一次調頻的能力。