燃氣聯合循環供熱機組抽汽方案的選擇

李建波

(江蘇大唐國際金壇熱電有限責任公司, 江蘇常州 213200)

燃氣聯合循環供熱機組抽汽方案的選擇

李建波

(江蘇大唐國際金壇熱電有限責任公司, 江蘇常州 213200)

以某電廠400 MW級燃氣熱電聯產工程為例，分析了幾種常見的供熱方案的特點、適用情況及優缺點，最后確定了冷段抽汽供熱為最優方案。

燃氣聯合循環； 抽汽供熱

Abstract： Taking the 400 MW gas-fired heat & power cogeneration project in a power plant as an example, the characteristics, application conditions, advantages and disadvantages of several common heating schemes were analyzed, after which, the cooling section extraction heating scheme was determined to be the optimum.

Keywords： gas-fired combined cycle; extraction heating

目前，國內新建的大型燃氣聯合循環很多用于熱電聯產，其運行方式多數都是以熱定電。隨著經濟的發展，工業需求用汽不斷增加，為了利用熱電聯產的優越性,許多300 MW及600 MW以上的大型凝汽式機組進行了抽汽供熱改造。因此，選擇合理的抽汽供熱方式對機組的安全經濟運行至關重要。

筆者結合某熱電聯產項目實際情況，對幾種供熱方案從安全性和經濟性方面進行分析，針對各方案的工藝及結構特點，得出符合實際工程項目的方案。

1 項目概況

該項目位于江蘇省常州市金壇區經濟開發區。該片區有熱電廠集中供熱和小鍋爐分散供熱兩種方式，以小鍋爐分散供熱為主。

根據金壇市熱電聯產規劃評審意見，該燃煤熱電廠按只維持自己內部所用熱需求考慮，其他所有外供熱負荷、近期新增用熱需求和取代小鍋爐的供熱均由該燃氣熱電項目提供。但在燃氣機組未達到一定規模和供熱未穩定前，燃煤熱電廠仍作為備用熱源，以保證供熱安全。

項目采用兩套9FB一拖一多軸聯合循環機組。燃氣輪機(簡稱燃機)為PG9371FB型和與之配套的QFN-300-2型全氫冷發電機組；汽輪機為A650型三壓、雙缸、中間再熱、低位布置、軸向排汽的抽汽凝汽式汽輪機；汽輪發電機為QFKN-170-2型全空冷發電機；兩套余熱鍋爐為三壓、再熱、無補燃、臥式、自然循環余熱鍋爐，預留脫硝。

項目的設計熱負荷為現有小鍋爐熱負荷、替代現有集中熱負荷、近期新增熱負荷之和。設計熱負荷暫定為420 t/h，汽輪機抽汽口參數為1.2 MPa、300 ℃。

2 供熱方案介紹

2.1 汽輪機中壓缸抽汽方案

汽輪機中壓缸級間打孔抽汽一般較為常用，多用于工業用汽。制造廠家認為，對于較大型汽輪機而言，若抽汽量較小(約小于70 t/h)可采用直接打孔抽汽；若抽汽量較大(約200 t/h)，則多采用在汽輪機的中壓缸內部設置旋轉隔板來實現調整抽汽。中壓缸抽汽方案一般多用于聯合循環多軸布置(燃機、蒸汽輪機分別驅動各自的發電機)，如聯合循環采用單軸布置(燃機、汽輪機、發電機在同一根軸系上)時，因受軸系穩定性、通流效率、葉片及隔板強度等的影響，單軸機組只能抽少部分供熱蒸汽，抽汽量需根據主機廠整體核算后確定。

2.2 汽輪機中低壓連通管抽汽方案

中低壓連通管上加裝液控蝶閥的供熱方式一般用于采暖抽汽或供汽壓力較低的工業抽汽[1]。抽汽量的調整由蝶閥來實現，適用于抽汽量較大(對300 MW煤電機組汽輪機最大抽汽量可達500 t/h)的工業抽汽或采暖抽汽。燃機電廠汽輪機中低壓連通管壓力(低壓蒸汽壓力)一般為0.3～0.5 MPa，通常僅用于采暖。

2.3 冷段抽汽減壓方案

冷段蒸汽為進入再熱器之前的高壓缸排汽，屬于乏汽，具有高壓、低溫、低焓值的特點，對于供汽壓力相對較高而溫度居中的項目來說，采用冷段抽汽方案可以很好地解決傳統中壓缸抽汽焓值過高、能源浪費的問題[2]。同時傳統中壓缸抽汽方案由于設置旋轉隔板來實現調整抽汽，會出現節流損失，并且隨著抽汽量的增加導致內效率的損失增大。另外設置旋轉隔板，往往需要增加汽輪機高壓段的根徑來提高轉子剛度，從而導致高壓段葉片變短，通流內效率降低。通過與主機廠的溝通，設置旋轉隔板和不設置旋轉隔板的機型在純凝式工況下對聯合循環效率的影響約為0.2%～0.3%。

2.4 背壓供熱方案

在汽輪機中低壓缸間設置能在運行時自動離合的SSS離合器(Synchro-Self-Shifting)，通過SSS離合器，使低壓缸與高中壓缸解列，汽輪機可以實現高中壓缸背壓運行[3]。此種配置沒有低壓缸最小冷卻蒸汽流量的要求，可使汽輪機供汽量達到最大化。此方案適用于以采暖為主的燃機機組供熱，單機供汽量可達350 t/h以上。供熱工況時，汽輪機可采用抽凝方式運行，也可采用低壓缸解列，高中壓缸背壓運行，低壓主汽全部用于加熱熱網加熱器。非供熱工況時，高中低壓缸通過離合器連成一體，汽輪機純凝運行。

由于中壓缸排汽壓力(低壓蒸汽壓力)一般在0.3～0.5 MPa，此供熱方案一般只能供采暖用汽。

2.5 壓力匹配器供熱方案

采用壓力匹配器(又稱引射器)能夠提供與汽輪機抽汽口壓力參數不匹配的供熱蒸汽，與采用高壓蒸汽節流相比，避免了大量的能量損失，經濟效益較好。

壓力匹配器是利用高壓蒸汽的能量來提高低壓蒸汽壓力的設備：利用高壓(驅動)蒸汽通過噴嘴超音速噴射，在喉部形成低壓，將低壓蒸汽吸入，再經混合擴壓，將低壓蒸汽升壓達到要求的供汽壓力，其結構和原理見圖1。壓力匹配器出口可設減溫器，使蒸汽溫度達到要求。壓力匹配器出口流量的調節范圍為10%～100%。高壓蒸汽一般為熱段或冷段蒸汽，低壓蒸汽為中壓缸排汽。考慮供熱的可靠性，匹配器入口高壓蒸汽和低壓蒸汽多采用母管制。

圖1 壓力匹配器的基本構造及原理圖

目前江蘇省內有部分項目安裝了壓力匹配器，根據業主的應用反饋，由于匹配器特性的限制，制約了匹配器低壓抽汽的流量，使高壓抽汽量比例偏高。變工況運行時，汽輪機允許的抽汽量下降較為明顯，這樣大大降低了機組調峰的適應性；而且實際運行時噪聲很大，即使在有降噪措施的情況下也難以接受，因此已有部分用戶逐步拆除了壓力匹配器，重新使用高壓蒸汽減壓對外供熱。

3 供熱方案選擇

該項目設計熱負荷為1.2 MPa、300 ℃、420 t/h，其中現有熱負荷為143.7 t/h，新增熱負荷為275.1 t/h，且絕大多數供熱壓力為0.8 MPa及以上。為滿足所有熱用戶的需求，該項目的供熱壓力按1.2 MPa選取。針對該項目熱負荷特點，結合以上論述的中壓缸抽汽、中低壓連通管抽汽、壓力匹配器、冷段抽汽減壓供熱等方案，分析比較并最終確定最適合的供熱方案。

3.1 中壓缸抽汽方案

為滿足外部熱負荷的要求，若采用中壓缸抽汽方案，需在中壓缸內部設置旋轉隔板來實現調整抽汽。旋轉隔板抽汽的原理是通過調整旋轉隔板窗口面積來實現調整抽汽的壓力和流量，抽汽量的增加是通過減少旋轉隔板的通流面積來實現的。

設置旋轉隔板將出現缸內節流損失，并且隨著抽汽量的增加導致內效率損失加大。實際上，設置旋轉隔板對汽輪機內效率的影響還不僅僅表現在節流損失上面，以高中壓合缸的汽輪機為例，由于設置旋轉隔板，導致汽輪機高中壓模塊跨距增加，而受限于轉子的剛度要求(臨界轉速要避開機組額定轉速的±10%)，往往在設計時需增加汽輪機高壓段通流部分的根徑來提高轉子的剛度，這樣導致了高壓葉片變短(在相同的進汽量下，根徑高必然導致葉片變短)，導致葉頂的漏汽損失相對增加，從而導致通流的內效率降低。

該項目額定供熱壓力為1.2 MPa，對應的中壓缸抽汽口蒸汽溫度高達400 ℃左右，而熱網端需求的溫度僅為300 ℃，存在著100 K的溫差，因此，就不可避免地發生了高品質能源的浪費問題，故不推薦此方案。

3.2 中低壓連通管抽汽方案

無論是中低壓連通管抽汽方案，還是中低壓缸之間設置SSS離合器脫開低壓缸的最大化供熱方案，本質上來說都是中壓缸的排汽供熱，其特點是供汽壓力較低，一般僅為0.3～0.5 MPa，只能作為采暖供熱。

當需對外供較高壓力的工業熱負荷時，主機廠只能將中、低壓缸分缸壓力提高，犧牲部分中壓缸的效率來提高對外供汽能力。

該項目的供熱壓力較高為1.2 MPa，將中、低壓缸分缸壓力提高至1.2 MPa在技術上是可行的，但不可避免地帶來中壓缸效率大幅度下降，且目前還沒有哪個項目的分缸壓力做到如此之高，故不推薦此方案。

3.3 壓力匹配器方案

目前國內已有項目采用壓力匹配器的運行業績，但從運行效果來看并不理想，甚至已有配置壓力匹配器后拆除的實例。另外壓力匹配器運行噪聲較大，必須有可靠的降噪措施，加之考慮供熱的可靠性，匹配器入口高壓蒸汽和低壓蒸汽多采用母管制，系統和控制難度都將加大，故不推薦。

3.4 冷段抽汽方案

在汽輪機中壓缸處抽汽，再熱蒸汽未能充分膨脹做功，從機組的熱平衡圖上可見，其缸口參數為1.5 MPa時對應的蒸汽溫度高達429 ℃，而該項目熱網端需求的溫度僅為300 ℃，存在著超過100 K的溫差，存在高品質能源的浪費。

在高壓排汽管道處實現調整抽汽，該處的蒸汽參數為2.5～3.4 MPa、360 ℃，抽汽范圍的適應性更廣、更強，完全可以滿足目前的供熱需求。而且該項目外部熱負荷還存在一定的不確定性，選用此處蒸汽作為供熱蒸汽，可在1.2～2.5 MPa便捷調整。

3.4.2 抽汽方式與汽輪機結構的關系

冷段抽汽方案可適應用戶大流量的供熱要求，但需要有相關的外部技術條件。建議汽輪機采用高壓缸單獨分缸，中低壓合缸，順流布置的結構，高壓缸和中低壓缸采用分缸推力自平衡結構設計。在大流量抽汽的條件下，這種分缸結構能夠適應中低壓缸進汽偏少的要求。冷段抽汽對汽輪機而言，中低壓缸的進汽情況相當于汽輪機中低壓缸做部分負荷下的調峰運行。

3.4.3 余熱鍋爐的適應性

采用冷段抽汽方案時，由于余熱鍋爐再熱器內的工質流量大幅度減少，將對鍋爐的運行帶來一定程度上的不利影響，主要包括：

(1) 再熱器內的工質流量減少，將使再熱汽溫升高，為了控制再熱蒸汽溫度不超過材料的允許值，再熱系統減溫器的減溫水量將增加[4]。

(2) 抽汽量變化時可能導致中壓蒸發系統的壓力波動，進而影響中壓汽包的水位穩定。

(3) 由于機組通常是滑壓運行，隨著抽汽量的增加，中壓系統的壓力會逐漸降低，壓力降過低可能會導致鍋爐中壓蒸發系統產生流體加速腐蝕(FAC)現象。

針對上述可能存在的問題，采用以下解決措施：

(1) 限定冷段抽汽量的最大值，優化噴水減溫系統以及兩級再熱器的換熱量分配，使得在額定210 t/h 的冷段抽汽量下，余熱鍋爐的再熱系統噴水量在合理的范圍內，保證再熱器的運行安全性。

(2) 在中壓過熱器之后設置保壓閥來減緩抽汽量大幅度變化對中壓汽包壓力、水位的影響，該調節閥由DCS 控制。

(3)在采用冷段抽汽方案的機組上，冷段蒸汽壓力將隨著抽汽量的增加而降低，純凝時約3.2 MPa，抽汽時最低可降至1.6 MPa左右。純凝時鍋爐的中壓蒸汽與冷段壓力基本相同；抽汽時鍋爐中壓蒸汽系統仍維持較高壓力(2.5 MPa左右)，中壓過熱器出口的蒸汽通過減壓后再并入冷段蒸汽，這樣使鍋爐的中壓蒸發系統仍然遠離FAC現象產生的區間，保證了鍋爐的安全、穩定、高效運行。

冷段抽汽量較大時，再熱器內的介質會減少，相應的再熱系統的換熱量也同樣減少，但這部分煙氣的熱量絕大部分都會被后面的汽水系統吸收，并不會導致鍋爐效率下降。另外，由于汽輪機滑壓運行，抽汽導致相應的壓力變化，如低壓蒸汽壓力會隨抽汽量增大而減小，因此在抽汽時，鍋爐的排煙溫度會有所降低，鍋爐的效率反而是升高的。

4 結語

筆者對幾種常見的供熱方案，包括中壓缸抽汽供熱、中低壓連通管供熱、冷段抽汽供熱、背壓供熱、壓力匹配器供熱等的特點、適用情況及優缺點進行了分析。從提高機組熱效率和供熱安全性、可靠性考慮，結合該工程的設計熱負荷參數和聯合循環布置方式，通過分析比較，最終確定采用冷段抽汽供熱方案。

[1] 胡萬利. 300 MW凝汽式汽輪機供熱改造[J]. 機械工程師,2010(6):175-176.

[2] 黃宏星,陳慶華. 660 MW純凝機組抽汽供熱改造方案的研究分析[J]. 華東電力,2014,42(10):2215-2218.

[3] 李磊,司派友,趙紹宏,等. SSS離合器在聯合循環汽輪機上的應用[J]. 華北電力技術,2013(7):46-48,53.

[4] 陳小慶,孫永平. 600 MW機組抽汽供熱的影響評估與方案選取[J]. 浙江電力,2009,28(4):1-3,21.

SelectionofPumpingSchemesforaGas-firedCombinedCycleHeatingUnit

Li Jianbo

(Jiangsu Datang International Jintan Thermal Power Co., Ltd., Changzhou 213200,Jiangsu Province, China)

2016-09-05；

2016-11-28

李建波(1981—)，男，工程師，主要從事發電運行管理工作。

E-mail: lijianbo0302@sina.com

TK478

A

1671-086X(2017)05-0379-04