供熱抽汽減溫水對機組熱力性能的影響研究

和學豪，趙梓良，鄭 磊，陸樹銀，余志文，顧煜炯

（1.華北電力大學能源動力與機械工程學院，北京 102206； 2.西安熱工研究院有限公司蘇州分公司，江蘇 蘇州 215153）

受新能源電力消納需求的影響，我國火力發電占比在不斷降低。為了滿足日益增長的供熱需求，一般通過改造現有機組以提高供熱能力[1-4]。供熱改造的方式包括熱泵、高低旁路、高背壓、低壓缸零出力等[5-12]。

供熱改造機組往往存在供熱參數不匹配、換熱溫差過大等問題。可利用吸收式熱泵、膨脹機等設備實現能量的梯級利用[13-18]。但這些設備的系統都比較復雜，所以現實中往往采用減溫減壓器來調整蒸汽參數[19-20]。在減溫減壓器中，高溫高壓的蒸汽經過減壓閥節流減壓后再噴入減溫水，利用減溫水蒸發吸收熱量從而降低溫度[21]。通過減溫減壓器，抽汽參數調整到與所需的供熱參數相匹配，同時也滿足熱網加熱器安全運行需求。目前對減溫減壓器的研究主要包括本體結構以及系統熱經濟性2個方面。在本體結構方面，主要是對閥芯[22-23]、旁路結構[24]等進行優化設計。在系統熱經濟性方面，現有文獻主要是對過熱器噴水減溫和再熱器噴水減溫對機組熱經濟性的影響進行研究[25-26]。針對供熱抽汽減溫水對機組熱力性能影響規律的研究還基本沒有。

本文以某330 MW供熱機組為例，通過設置不同的減溫水取水口，對比分析了供熱抽汽減溫水對機組的影響規律，從而為實際運行過程中減溫水的投入提供一定參考。

1 系統介紹

案例機組為某亞臨界330 MW機組，系統結構如圖1所示，機組額定主蒸汽流量為1054.3 t/h，分別采用第4段抽汽、中壓缸排汽進行工業供汽和居民采暖供熱。運行過程中，工業供汽維持在200 t/h，而居民供熱的負荷為100 MW左右。為了滿足供熱抽汽需求，中、低壓缸連通管上設有調節閥（LV閥），在5號抽汽壓力低于0.1 MPa時，調節閥開始動作，使蒸汽壓力維持在0.1 MPa。

圖1 機組系統示意Fig.1 Schematic diagram of the unit

為了分析減溫水對機組的影響，以采暖抽汽減溫減壓為例，對系統進行分析。該機組采暖供水溫度為75 ℃，回水溫度為50 ℃，熱網加熱器端差為11 ℃，對應的蒸汽側飽和壓力為0.06 MPa。現設定采暖抽汽減溫減壓后蒸汽溫度為100 ℃，壓力為0.06 MPa。設定1號、2號2個減溫水取水口（分別對應方案1、方案2），分別位于凝結水泵出口以及6號和7號低壓加熱器之間。

2 系統建模與分析方法

2.1 模型驗證

采用EBSILON[27-28]軟件對系統進行建模，為了驗證模型的準確性，以VWO（valve wide open，閥全開）為設計工況，分別對100%THA（turbine heat acceptance，汽輪機熱耗驗收）、75%THA、50%THA、40%THA進行計算并與熱力工況設計平衡圖進行比較，其結果見表1。由表1可以看出，模型計算結果和設計值的差異非常小，計算最大誤差為 0.3170%，說明模型準確可靠。

表1 典型工況下模型相對誤差Tab.1 Relative errors of the simulation model under representative conditions

2.2 分析方法

2.2.1 熱量分析

采用熱量分配法對改造前后的熱經濟性進行計算[29]。對于熱電聯產（combined heat and power，CHP）機組，其總熱耗如式(1)所示。

式中：Gls和Grh為主蒸汽和再熱蒸汽的流量，t/h；hls和hfw,為主蒸汽和給水焓，kJ/kg；hrh和hrh,c為再熱前后蒸汽焓，kJ/kg；ηb和ηpp為鍋爐和管道效率，分別取91.1%以及99.09%[30]。

發電熱耗量Qg計算式為

式中，Qh為供熱熱耗量，MW。

則對應的發電熱效率和發電標準煤耗率可表示為：

式中：wg為發電功率，MW；bg為發電標準煤耗率，g/(kW·h)。

式中：ms為工質質量流量，kg/s；hs和hs,0分別為工質在計算所處狀態和環境狀態下的焓值，kJ/kg；ss和ss,0分別為工質計算所處狀態和環境狀態下的熵，kJ/K；T0為環境溫度，K。

式中：ΔEexh為抽汽凈輸入，kJ；ΔEh為熱網供回水差，kJ。

3 結果分析

3.1 額定供熱負荷下結果分析

仿真時，保持工業抽汽量200 t不變，以100 MW的采暖負荷為額定供熱負荷。在此工況下，當主蒸汽流量發生變化時，2個減溫水的溫度變化如圖2所示。由于1號減溫水口位于凝結水泵出口，隨著主蒸汽流量的提高，其溫度保持在34 ℃左右，低于熱網回水溫度。2號減溫水則受回熱抽汽的影響，故其溫度隨著主蒸汽流量的提高而增大，并且高于熱網回水溫度。

圖2 額定供熱負荷下，減溫水溫度隨主蒸汽流量的變化Fig.2 The variation of desuperheating water temperature with main steam flow rate at rated heating load

以不投入減溫減壓器的原系統為對照，則在額定供熱負荷下，2個噴水減溫方案的抽汽量與原系統抽汽量之差如圖3所示。

由圖3可見，方案1的抽汽量比原系統高，而方案2的抽汽量比原系統低。結合圖1可知，這是由于方案1減溫水溫度低于熱網回水溫度，從整個抽汽換熱過程看，相當于減溫水從回水中吸收熱量，故所需的抽汽量會增加；而方案2減溫水溫度高于熱網回水溫度，故這部分減溫水能夠用來加熱回水，對應的抽汽量就會減小。

圖3 額定供熱負荷下，2個方案與原系統的抽汽量差Fig.3 The difference of extraction flow rate between the two schemes and the original system at rated heating load

圖4為額定供熱負荷下，2個減溫水方案的抽汽量差和減溫水量差。由圖4可見：由于方案2減溫水溫度比方案1高，故所需的減溫水量多；并且由于抽汽溫度和方案2減溫水的溫度都隨主蒸汽流量增大，2個系統的減溫水量差隨主蒸汽流量增大；而由于2個方案減溫減壓后的蒸汽參數以及供熱負荷都相同，故減溫減壓后的混合蒸汽流量相同，所以抽汽流量差和減溫水量差剛好呈相反趨勢。

圖4 額定供熱負荷下，2個方案的抽汽量及減溫水量差Fig.4 The difference of extraction steam flow rate and desuperheating water flow rate between the two schemes at rated heating load

圖5 額定供熱負荷下，2個方案與原系統的效率差Fig.5 The exergy efficiency difference between the two schemes and the original system at rated heating load

圖6、圖7分別為額定供熱負荷下，2個減溫水方案與原系統的發電標準煤耗率（以下簡稱煤耗）差、各級抽汽量差。

圖6 額定供熱負荷下，2個方案與原系統的煤耗差Fig.6 The coal consumption difference between the two schemes and the original system at rated heating load

圖7 額定供熱負荷下，2個方案與原系統各級抽汽量差Fig.7 The extraction steam flow rate difference of each stage between the two schemes and the original system at rated heating load

由圖6可見：2個方案的煤耗都比原系統高；并且隨著主蒸汽流量的升高，由于抽汽溫度提高，所需的減溫水也增加，2個方案與原系統的煤耗差增大。說明不論減溫水溫度的高低（一定低于所設定的蒸汽溫度），只要投入減溫水，系統煤耗就會增加。此外，對比2個減溫水方案可知，采用較高溫度減溫水的系統增加的煤耗相對較小。

在額定供熱負荷下，2種方案與原系統的相關參數對比見表2。

表2 額定供熱工況下，2種方案與原系統的熱力性能參數Tab.2 Overall performances of the original system and different desuperheating schemes under rated conditions

方案1的發電量比原系統降低了0.055 MW，而方案2只降低了0.017 MW，差值相對減小了69.1%。相比方案1，方案2的煤耗增加值相對降低了52.1%。此外，與原系統相比，方案2供熱過程的效率提高，而方案1則降低。

3.2 變熱負荷下結果分析

在上述額定供熱負荷分析的基礎上，通過改變供熱負荷探究變工況下減溫水對系統的影響規律。圖8為減溫水的流量隨供熱負荷的變化情況。

圖8 減溫水量隨供熱負荷的變化Fig.8 Relationship between the desuperheating water flow rate and heating load

由圖8可見，在一定的主蒸汽流量下，隨著供熱負荷的增加，由于抽汽流量提高，對應的減溫水量也會升高，但并不是一直升高，而是呈現先增大后減小的趨勢。這是由于雖然抽汽量提高，但對應的抽汽溫度降低，兩者共同影響減溫水量，當供熱負荷增大到一定值時，減溫水量會因為抽汽溫度的降低而減小。在主蒸汽流量較低，供熱負荷較高的工況下（圖8左上角），由于抽汽壓力過低，此時中、低壓缸連通管上的調節閥將抽汽壓力維持在 0.1 MPa，故減溫水量會增大。本文后面的圖中此區域的變化原因與之類似，不再贅述。

變工況下2種方案與原系統的煤耗差如圖9所示。由圖9可見：煤耗差變化規律與減溫水量類似。在一定主蒸汽流量下，煤耗差也呈現先增大后減小的趨勢；采用不同的減溫水時，煤耗差最大值出現的區域也不同。

圖9 煤耗差隨供熱負荷的變化Fig.9 Relationship between the desuperheating water flow rate and heating load

方案1在主蒸汽流量為1054.3 t/h、供熱負荷為100 MW時煤耗差達到最大值0.071 g/(kW·h)，而方案2則在主蒸汽流量為1054.3 t/h、供熱負荷為150 MW時達到最大值0.038 g/(kW·h)。故在投入減溫水時，應該進行系統分析，通過合理選取減溫水使機組日常運行負荷有效避開煤耗差最大的區域。

4 結論

采用減溫水取水口分別位于凝結水泵出口以及6號和7號低壓加熱器之間的2種減溫方案，與原系統進行變工況下的對比，得出以下結論：

1）減溫水溫度會影響供熱抽汽量。同樣供熱負荷下，當減溫水溫度低于熱網回水溫度時，抽汽量會增大；而當減溫水溫度高于熱網回水溫度時，抽汽量會減小。

3）只要抽汽供熱過程投入減溫水，系統的標準發電煤耗率就會增大。并且隨著主蒸汽流量的增長，煤耗率的增量會升高。采用溫度較高的減溫水能夠降低煤耗率的增長量，額定工況下，方案2的煤耗率增長值相對方案1降低了52.1%。

4）在一定的主蒸汽流量下，隨著供熱負荷的增加，減溫水量和煤耗差都呈現先增大后減小的趨勢。且采用不同的減溫水時，煤耗差最大值出現的區域也不同。在投入減溫水時，應該進行系統分析，通過合理選取減溫水使機組日常運行負荷有效避開煤耗差最大的區域。

本文將減溫減壓后蒸汽的參數設為定值進行分析，下一步可針對不同的減溫減壓器設定參數，考慮不同參數下加熱器換熱面積的變化規律，結合發電煤耗率的變化進行綜合成本分析。