1 000 MW超(超)臨界機組五缸六排汽技術分析

魏寶權，李 輝，呂少勝

(1.河北省電力勘測設計研究院，石家莊 050031；2.青島鴻瑞電力工程咨詢有限公司，山東 青島 266100)

2017-02-07

魏寶權(1979-)，男，工程師，主要從事電力監理技術管理工作。

1 000 MW超(超)臨界機組五缸六排汽技術分析

魏寶權1，李 輝2，呂少勝1

(1.河北省電力勘測設計研究院，石家莊 050031；2.青島鴻瑞電力工程咨詢有限公司，山東 青島 266100)

為降低機組背壓，提高循環熱效率，提出了五缸六排汽方案，從五缸六排汽機型技術特點、汽缸結構特點、熱經濟性等方面對該方案進行分析，認為該方案經濟、社會效益明顯，推廣應用前景廣闊。

1 000 MW；超超臨界；五缸六排汽；四缸四排汽

某工程擬建設2臺1 000 MW級超超臨界燃煤發電機組，汽輪機采用超超臨界參數、一次中間再熱、單軸、五缸六排汽、濕冷、凝汽式汽輪機。汽輪機參數為：28.0 MPa/600 ℃/620 ℃，額定功率1 050 MW，主蒸汽流量額定2 804.3 t/h，最大3 042 t/h，設計熱耗(合同保證值)7 146 kJ/kWh，最大出力1 107.412 MW。

1 存在的問題

電力建設中，初始溫度主要受當前材料和工藝影響，新蒸汽參數很難進一步提高。為了提高循環熱效率，勢必追求將“阻塞背壓”做到盡量低。降低“阻塞背壓”的方法有2種：一是提高末級葉片的高度，但由于汽輪機轉速高，末級葉片高度很難進一步提高。二是增加低壓缸的數量，增加凝汽器排汽面積。

2個以上排汽口的大容量機組的凝汽器可以制成多壓式凝汽器，多壓凝汽器包括雙壓式、三壓式、四壓式，在美國最多有六壓式凝汽器。在一定條件下，多壓式凝汽器的平均折合壓力比單壓式的低，之所以有這樣好的效果，是因為排汽對凝汽器的放熱量更為均勻，整個冷卻面積能更充分有效地發揮作用[1]。

本著節能降耗，降低汽輪機發電熱耗的目的，以下提出了1 000 MW級超超臨界一次再熱、五缸六排汽汽輪機方案，在國內同類機組中屬于首次采用，填補了國內大型火電機組的一項設計空白。

2 五缸六排汽機型技術特點分析

2.1 軸系方面

五缸六排汽方案與四缸四排汽方案相比，軸系明顯加長，軸系穩定性如何保證是值得關注的技術難題。采用傳統汽缸和雙支點軸承的汽輪機遭遇了轉子與汽缸間相對膨脹過大和長軸系穩定性的瓶頸，為此，美國在百萬千萬及以上汽輪機試圖采用雙軸結構。

西門子公司針對大型機組特點開發了獨門的推拉缸技術，結合單支點軸承，巧妙的解決了單軸大機組的相對膨脹和軸系穩定性問題。采用單軸五缸六排汽的德國Boxberg電廠910 MW機組和德國Niederaussem電廠1 025 MW機組已于1999年及2002年分別投產。

機組采用1只高壓缸、1只中壓缸和3只低壓缸串聯布置。汽輪機5根轉子分別由6只徑向軸承來支承，除高壓轉子由2個徑向軸承支承外，其余3根轉子，即中壓轉子和3根低壓轉子均只有1只徑向軸承支承。五缸6個軸承的支承方式結構緊湊，可有效減少汽輪機運轉層平臺尺寸，同時可減少基礎變形對軸承荷載和軸系對中的影響。此外，單軸承支撐，軸承比壓大，軸系穩定性好。機組軸系示意如圖1所示。

圖1 機組軸系示意

2.2 熱效率方面

采用五缸六排汽方案，可大大增加排汽面積，顯著降低背壓，提高熱效率。五缸六排汽方案全年背壓均低于四缸四排汽方案，即在熱效率方面前者高于后者。

2.3 極限功率方面

從汽輪機極限功率上講，影響極限功率的主要因素是末級軸向排汽面積，然而末級葉片高度和平均直徑的增大將使動葉離心力增大，受到葉片材料強度的限值。為了增加單機功率，最有效的措施是增加汽輪機的排汽口。當汽輪機最大功率達到1 100 MW時，四缸四排汽方案由于低壓缸末級葉片總容積流量有限而無法滿足。此時，五缸六排汽方案的優勢即脫穎而出。

2.4 設計周期方面

四缸四排汽轉型到五缸六排汽后，針對汽機廠模塊化設計理念，高、中壓缸模塊不變化，對于低壓缸模塊來說，并不是簡單由原來的2個1 000 MW等級低壓缸模塊改為3個600 MW等級低壓缸模塊，汽機廠將通過優化末級葉片高度、提高低壓缸通流效率、確定軸系穩定性計算等，確定是采用1 000 MW等級低壓缸模塊還是600 MW等級低壓缸模塊。設計周期保守估計，五缸六排汽方案比四缸四排汽方案會增加5～6個月。

3 五缸六排汽方案汽缸結構特點分析

五缸六排汽汽輪機總體型式為單軸五缸六排汽，由5個模塊組合：1個單流圓筒型高壓缸，1個雙流中壓缸，3個雙流低壓缸。圓筒型高壓缸能夠承受更高壓力的要求，該工程初壓選擇為28 MPa；采用先進高溫材料的應用使得中壓進汽溫度能夠達到620 ℃；根據排汽容積流量的大小(背壓及功率)選配3個雙流低壓缸。超低背壓汽輪機結構外型如圖2所示。

圖2 超低背壓汽輪機結構外型

每個低壓缸采用2個雙流設計。低壓外缸與排汽裝置剛性連接與軸承座分離，不參與機組的滑銷系統，減小了機組的軸向推力，而且低壓外缸的變形不影響機組的軸系和動靜間隙，抽真空時不會影響機組的動靜間隙。低壓內缸通過其前后各2個貓爪，搭在前后2個軸承座上支撐整個內缸、持環及靜葉的重量。并以推拉裝置與中壓外缸相連，以保證動靜間隙。五缸六排汽汽輪機低壓缸結構如圖3所示。

圖3 五缸六排汽汽輪機低壓缸結構

4 五缸六排汽與四缸四排汽熱經濟性分析

由于五缸六排汽方案采用低壓末級葉片能夠承擔較大通流面積，故選用較低的額定背壓3.3 kPa，而四缸四排汽方案選用4.2 kPa。經過冷端優化，汽輪機2種方案主要參數為：方案一，28 MPa/600 ℃/620 ℃汽輪機五缸六排汽方案，設計背壓是3.3 kPa；方案二，28 MPa/600 ℃/620 ℃汽輪機四缸四排汽方案，設計背壓是4.2 kPa。2種方案的主要技術參數對比見表1。

表1 汽輪機主要技術參數對比

項目五缸六排汽方案四缸四排汽方案型式超超臨界,一次中間再熱,五缸六排汽、凝汽式超超臨界,一次中間再熱,四缸四排汽、凝汽式額定出力/MW10501050主蒸汽壓力/MPa2828主蒸汽溫度/℃600600主蒸汽流量/(t·h-1)2804.32841.5再熱壓力/MPa5.5205.586再熱溫度/℃620620回熱系統三高六低一除氧,十級回熱三高五低一除氧,九級回熱給水溫度/℃298.4299.2平均背壓/kPa3.34.2給水泵驅動方式汽動汽動機組熱耗/(kJ·kWh-1)71467227

為了更準確、更合理、更貼近實際的對比2種方案的經濟性，以下根據2種機型冷端優化的背壓，繪制了五缸六排汽方案與四缸四排汽方案1—12月份背壓曲線，如圖4所示。

圖4 五缸六排汽方案與四缸四排汽方案1—12月份背壓曲線

針對不同月份下不同水溫對應的背壓值，按背壓熱耗修正曲線計算不同背壓對應熱耗值，繪制了五缸六排汽方案與四缸四排汽方案1—12月份熱耗曲線，如圖5所示。

根據圖4可知，全年1～12月中，五缸六排汽方案的平均背壓均低于四缸四排汽的平均背壓，但是7～8月期間，2種方案背壓值最接近。根據圖5可知，當6～8月正值全年用電高峰期間，五缸六排汽方案的發電熱耗水平反而比四缸四排汽方案的發電熱耗水平高，出現倒掛現象，是因為五缸六排汽的額定背壓過低，導致夏季工況下熱耗急劇惡化，比四缸四排汽方案熱耗值要高。

圖5 五缸六排汽方案與四缸四排汽方案1—12月份熱耗曲線

2種方案不同月份背壓對應熱耗值對比表見表2。

表2 2種方案不同月份背壓對應熱耗值對比表

月份五缸六排汽背壓/kPa修正后熱耗/(kJ·kWh-1)循泵電費/萬元四缸四排汽背壓/kPa修正后熱耗/(kJ·kWh-1)循泵電費/萬元熱耗差值修正后熱耗/(kJ·kWh-1)12.297124.5629.083.397208.2118.9983.6522.297124.5626.343.397208.2117.2083.6532.697131.7029.083.397208.2118.9076.5043.087138.8528.703.397208.2127.2569.3653.747167.4351.873.937219.7751.0852.3465.177254.6149.745.407279.0348.9824.4276.427351.8051.176.707335.4050.38-16.3986.917443.9851.097.207361.4250.30-82.5795.877284.6349.596.137312.2748.8327.65104.357203.8851.664.567241.4550.8737.57113.537156.7227.663.737218.3228.1161.60122.787131.7129.083.397208.9318.8977.22

由表2可知，年均發電熱耗方面：2種方案按1～12月不同背壓對應熱耗差值總和求平均值，五缸六排汽方案年均發電熱耗為7 209.54 kJ/kWh，四缸四排汽方案年均發電熱耗為7 250.79 kJ/kWh，兩者相差41.25 kJ/kWh，相當于五缸六排汽方案比四缸四排汽方案年均節約發電煤耗1.5 g/kWh。

年均循環水泵電耗方面：五缸六排汽方案每臺機組年均電耗按成本電價折算合計是430萬元，四缸四排汽方案每臺機組年均電耗按成本電價折算合計是475萬元。五缸六排汽方案比四缸四排汽方案節省年均運行費用45萬元。

5 五缸六排汽與四缸四排汽綜合經濟比較

5.1 2種方案單臺機組總初投資

2種方案單臺機組總初投資差別見表3。

表3 2種方案總初投資差別(單臺機組) 萬元

汽輪機結構型式汽輪機低壓缸凝汽器及循環水系統主廠房土建總計四缸四排汽方案0000五缸六排汽方案+2500+840+150+3490

5.2 機組煤耗及燃料費用

在邊界條件及熱力系統不變的前提下，按照年發電利用小時數5 000 h，單臺機組年發電量為50億kWh，計算2種方案下單臺機組的年均發電熱耗值、發電標煤耗、年標煤用量差值，以及年運行費用差值，具體數據見表4。

表4 兩種方案單臺機組熱耗、煤耗、年運行費用

汽輪機結構型式年均發電熱耗值/(kJ·kWh-1)發電標煤耗/(g·kWh-1)發電標煤耗差值/(g·kWh-1)年標煤用量差值/萬t年運行費用差值/萬t五缸六排汽方案7209.54262.94基準00四缸四排汽方案7250.79264.44+1.5+0.75+412.5

考慮到五缸六排汽方案比四缸四排汽方案年均節電費用45萬元，兩種方案單臺機組年運行費用差值為457.5萬元。

5.3 年費用比較

采用最小年費用比較法，計算公式如下：

NF=i(1+i)n×K/((1+i)n-1)+C

(1)

式中：NF為年費用，萬元；K為投資的現值，萬元；n為設備經濟運行年限，取25年；C為折算的年運行費用(包括運行電費、維修費和管理費等，假設經濟運行期內每年的運行費是等額的)，萬元；i為折現率。

2種方案單臺機組的年費用對比見表5。

表5 2種方案單臺機組年費用對比

方案燃料成本/萬元初投資/萬元設備運行費用/萬元年費用/萬元五缸六排汽方案-412.5+3490-45-130.56四缸四排汽方案基準基準基準基準

由表5可知，五缸六排汽方案比四缸四排汽方案年費用降低約130萬元。

5.4 五缸六排汽方案的擬定

從環保、節能降耗上講，五缸六排汽方案也優于四缸四排汽方案。該工程五缸六排汽方案2臺機組年節約標煤1.5萬t，相當于減排煙塵5 050 t/a、減排SO2308 t/a、減排NOx量65 t/a及減排溫室氣體CO241 550 t/a。該工程五缸六排汽方案，改善了環境空氣質量，減少了溫室氣體CO2，從而降低溫室效應，具有可觀的環境效益。

6 結束語

五缸六排汽方案比四缸四排汽方案年均節約發電煤耗1.5 g/kWh，具有良好的社會效益。五缸六排汽汽輪機在1 000 MW超超臨界機組中的成功應用，開拓了火電設計行業的新領域，帶來了主機配置的革命性突破。在北方地區環境溫度較低的地方或南方地區采用一次循環直流冷卻，能夠使得汽輪機背壓降低到超低背壓，推廣應用前景廣闊。

[1] 譚欣星，周文濤.多壓凝汽器供熱的研究[J].長沙理工大學學報:自然科學版,2008,5(4)：48-52.

Technology Analysis on Five Cylinder Six Exhaust Steam of 1 000 MW Ultra-supercritical Steam Turbines

Wei Baoquan1，Li Hui2，Lv Shaosheng1

(1.Hebei Electric Power Design&Research Institute，Shijiazhuang 050031，China；2.Qingdao Hongrui Electric Power Engineering Consulting Co.,Ltd.，Qingdao 266100，China)

In order to further reduce the back pressure of turbine and improve thermal efficiency of cycle,the paper put forward the scheme of five cylinder six exhaust steam.According to the analysis of machine technical characteristics、cylinder structure features and heat economy,the result shows that the scheme of five cylinder six exhaust steam is desirable in economic and social benefits and application of it prospects well.

1 000 MW；ultra-supercritical；five cylinder six exhaust steam；four cylinder four exhaust steam

TK223.26

B

1001-9898(2017)05-0051-04

本文責任編輯：王麗斌