集成BEST的700 ℃一次再熱超超臨界機組回熱系統節能優化

王 婧， 段立強， 楊金福， 楊 名， 荊雨田， 田李果

(1.華北電力大學 能源動力與機械工程學院，北京 102206；2.中國科學院工程熱物理研究所，北京 100190)

高參數超超臨界燃煤發電(ultra-supercritical coal-fired, USC)技術能夠有效提升機組效率，有利于控制溫室氣體排放，是燃煤發電技術的重要發展方向[1-3]。700 ℃與600 ℃機組相比，隨著蒸汽溫度和壓力的提高，回熱系統抽汽過熱度進一步提高，導致換熱損增大，因此有必要深入研究700 ℃一次再熱超超臨界機組回熱系統的高效節能設計方法，為USC機組的優化設計提供參考。

目前，針對如何降低USC機組抽汽過熱度主要有2種思路：一是增加外置式蒸汽冷卻器(outer steam cooler, OSC)，該方法在目前機組中得到普遍應用；二是采用背壓抽汽汽輪機(back pressure extraction steam turbine, BEST)，也稱為回熱式汽輪機，該方法在新建機組中也得到應用。劉穎華等[4-9]針對600 ℃二次再熱超超臨界機組提出降低回熱抽汽過熱度的方法，包括對不同抽汽級采用各種組合的OSC，對不同抽汽級采用BEST替代，然后進行優選。鄧攀等[10]和周云龍等[11]提出對600 ℃和700 ℃二次再熱超超臨界機組采用BEST替代抽汽級的方案來降低回熱抽汽過熱度。稅楊浩等[12]對650 ℃一次再熱超超臨界機組回熱系統進行設計,對主蒸汽和再熱蒸汽壓力進行優化。楊美等[13]針對700 ℃一次再熱超超臨界機組提出采用BEST的熱力系統替代2～6級回熱加熱器，并研究得出最佳一次再熱壓力。Lin 等[14]針對700 ℃一次再熱超超臨界機組抽汽過熱度高以及空氣預熱器換熱溫差大的問題，提出采用機爐耦合方法來減小工質換熱溫差。Yang等[15]針對700 ℃二次再熱超超臨界機組提出采用BEST替代2～7級回熱加熱器的方式來降低回熱抽汽過熱度。目前，針對600 ℃、700 ℃二次再熱超超臨界機組回熱抽汽過熱度利用方案的分析較多，但對不同負荷下700 ℃一次再熱超超臨界機組回熱系統優化的分析還較少。

筆者以某700 ℃一次再熱超超臨界機組為例，提出2種新型系統方案，采用單耗分析方法對不同負荷下不同方案機組的能耗進行對比分析，該研究成果可為設計新型700 ℃一次再熱超超臨界機組提供理論指導。

1 700 ℃一次再熱超超臨界機組性能分析方法

1.1 700 ℃一次再熱超超臨界基準機組概況

目前還沒有已建成的700 ℃一次再熱超超臨界機組，筆者根據文獻資料和設計院熱平衡圖的數據，以某660 MW、700 ℃一次再熱超超臨界機組作為基準機組，設計工況下機組的壓力為35 MPa，溫度為700 ℃/720 ℃，熱力系統如圖1所示，具體參數見表1。汽輪機系統包括高、中、低壓缸，采用一次再熱、10級抽汽回熱。高、中、低壓缸在100%熱耗率驗收負荷(Turbine Heat Acceptance，THA)下的效率分別為91%、93.5%和89.9%,主機發電機效率為99.00%，給水泵效率為85%。

注:H1～H10 為第1級～第10級回熱加熱器; DEA 為除氧器。圖1 700 ℃一次再熱超超臨界基準機組熱力系統Fig.1 The thermal system configuration of 700 ℃ single reheat ultra-supercritical reference unit

表1 700 ℃一次再熱超超臨界基準機組的基本參數Tab.1 Design parameters of 700 ℃ single reheat ultra-supercritical reference unit

表2給出了基準機組在100%THA下各級回熱抽汽過熱度。由表2可以看出，該基準機組由于熱力系統蒸汽初參數高，1～6級回熱抽汽過熱度均超過140 K，第3級回熱抽汽過熱度達到369.6 K，回熱抽汽過熱度比段立強等[6]文獻中600 ℃二次再熱機組高，因此回熱加熱系統存在較大的換熱溫差，會對機組的經濟性造成較大影響。

表2 700 ℃一次再熱超超臨界基準機組回熱抽汽過熱度Tab.2 Steam extraction superheat degree of 700 ℃ single reheat ultra-supercritical reference unit

1.2 機組建模與單耗分析理論

1.2.1 機組建模和仿真

運用Ebsilon Professional(EB)軟件對700 ℃一次再熱超超臨界機組熱力系統建模，在不同負荷下對不同方案進行計算。EB可進行燃煤機組的系統性能計算和對熱力系統各種運行負荷進行建模和仿真。EB軟件的合理性已在600 ℃二次再熱實際工程機組中得到驗證，并在針對700 ℃二次再熱超超臨界機組研究的文獻中進行了論證[6,7,11,13,15]。筆者根據文獻資料和設計院熱平衡圖的數據建模，利用某600 ℃一次再熱超超臨界機組實際運行數據對EB進行校核，結果見表3，模擬結果與設計參數誤差在允許范圍內。

表3 600 ℃一次再熱超超臨界機組設計值與模擬值的對比Tab.3 Comparison between design values and simulation results of 600 ℃ single reheat ultra-supercritical unit

1.2.2 單耗分析法和評價模型

(1)

式中：ef為煤的比，kJ/kg；ep為電的比，kJ/(kW·h)；qm,f為煤消耗質量流量，kg/s；P為發電量，kW；k為系統擁有的設備或過程的數量；Ii為第i個設備的耗損，kJ/s。

經變形得到燃煤發電機組的度電燃料單耗b，其表達式為：

(2)

式中：Δbi和bmin分別為第i個設備或過程的附加燃料單耗、理論最低燃料單耗，kg/(kW·h)。

理論最低燃料單耗為：

bmin=ep/ef

(3)

電力生產過程中各設備的附加燃料單耗計算公式為：

(4)

電廠發電效率η為:

η=122.9/b

(5)

2 700 ℃一次再熱超超臨界機組新系統設計與性能分析

2.1 采用BEST的700 ℃一次再熱熱力系統(方案1)

由基準機組的回熱抽汽參數可以看出，1～7級回熱抽汽的過熱度偏高，尤其是3～6級回熱抽汽的平均過熱度達到281 K，因此為了降低3～6級回熱抽汽的過熱度，提出采用BEST的700 ℃一次再熱熱力系統(方案1)，見圖2。高壓缸的部分排汽進入BEST做功并驅動給水泵，多余的排汽通過發電機發電。利用BEST的抽汽及排汽替代原基準機組3～6級回熱抽汽，根據鄧攀等[10]和陽虹等[17]的實際運行數據，BEST汽輪機缸效率可達90%，本方案BEST在100%THA負荷下的效率取90%。圖3為基準機組與方案1抽汽過熱度的對比，可以看出增加BEST后，抽汽過熱度明顯下降。方案1機組的發電煤耗為233.66 g/(kW·h) (100%THA下)，比基準機組發電煤耗降低3.28 g/(kW·h)，更能有效利用抽汽過熱度熱量，減少了不可逆損失，降低了煤耗。

圖2 方案1的熱力系統圖Fig.2 The thermal system configuration of scheme 1

圖3 700 ℃一次再熱超超臨界基準機組與方案1抽汽過熱度的對比Fig.3 Comparison of extraction steam superheat degree between reference system and scheme 1 of 700 ℃ single reheat ultra-supercritical unit

2.2 采用BEST+OSC的700 ℃一次再熱熱力系統(方案2)

由圖3可知，采用BEST后3～6級回熱加熱器的回熱抽汽過熱度明顯下降，但1級、2級和7級回熱加熱器的回熱抽汽過熱度依然較高，為進一步降低抽汽過熱度，在方案1的基礎上提出采用BEST+OSC的700 ℃一次再熱熱力系統方案。對1級、2級和7級如何布置OSC，采取7種組合方式進行比較，分別為1級回熱抽汽加裝OSC，2級回熱抽汽加裝OSC，7級回熱抽汽加裝OSC，1級+7級回熱抽汽加裝OSC，2級+7級回熱抽汽加裝OSC，1級+2級+7級回熱抽汽加裝OSC，1級+2級回熱抽汽加裝OSC。不同方案的熱力性能指標對比見表4。由表4可知：在相同出力660 MW的前提下，7種組合方式中，發電煤耗最低的是1級+2級+7級回熱抽汽加裝OSC的方案，發電煤耗僅為232.01 g/(kW·h)，但考慮技術經濟性后，筆者選擇集成BEST和1級+2級回熱抽汽加裝OSC的方案為優選的方案2，其發電煤耗為232.03 g/(kW·h)，比基準機組發電煤耗降低4.91 g/(kW·h)，比方案1發電煤耗降低1.63 g/(kW·h)。

圖4為方案2的熱力系統圖。圖5和圖6給出了100%THA下方案1、方案2與基準機組的回熱加熱器以及主要單元附加燃料單耗的對比。圖7為不同負荷下3種方案鍋爐給水溫度的對比。從圖4～圖7可以看出：方案2在方案1的基礎上顯著降低了1級、2級回熱加熱器的附加燃料單耗；方案2與方案1和基準機組相比，鍋爐、汽輪機、回熱加熱器的附加燃料單耗均有所下降，方案2采用1級+2級OSC后提高了鍋爐的給水溫度，減小了鍋爐受熱面的換熱溫差，提高了機組效率。

表4 不同方案熱力性能的對比Tab.4 Comparison of thermal performance among different schemes

圖4 采用BEST+OSC的700 ℃一次再熱超超臨界機組熱力系統圖(方案2)Fig.4 The thermal system configuration of 700 ℃ single reheat ultra-supercritical unit integrated with OSC and BEST (scheme 2)

圖5 3種方案回熱加熱器附加燃料單耗對比Fig.5 Additional coal consumption of regenerative heaters in three schemes

圖6 3種方案主要單元附加燃料單耗對比Fig.6 Additional coal consumption of main units in three schemes

圖7 不同負荷下3種方案鍋爐給水溫度的對比Fig.7 The boiler feed water temperature of three schemes under different loads

3 不同方案機組不同負荷下回熱抽汽過熱度的對比

在實際運行中，機組大多處于滑壓不同負荷運行，機組不同負荷下的熱力性能研究對指導機組設計和運行意義重大。筆者使用EB軟件對各方案進行不同負荷計算，不同負荷時遵循弗留格爾公式，見式(6)。方案1和方案2在不同負荷下抽汽過熱度的變化趨勢分別見圖8和圖9。

圖8 不同負荷下方案1各級抽汽的過熱度Fig.8 Steam extraction superheat degree of scheme 1 under different loads

圖9 不同負荷下方案2各級抽汽的過熱度Fig.9 Steam extraction superheat degree of scheme 2 under different loads

弗留格爾公式[18]如下：

(6)

式中：qm、T0、p0、p2分別為變負荷前通過汽輪機級組的蒸汽質量流量、溫度、級前和級后壓力，單位分別為t/h、℃、MPa、MPa；qm1、T01、p01、p21分別為變負荷后通過汽輪機級組的蒸汽質量流量、溫度、級前和級后壓力，單位分別為t/h、℃、MPa、MPa。

從圖8和圖9可以看出，方案2與方案1相比降低了1級和2級回熱抽汽的過熱度；1～6級回熱抽汽過熱度隨著機組負荷的下降明顯升高，而7～10級回熱抽汽過熱度隨著機組負荷的變化較小。這是因為機組在不同負荷下，隨著負荷的降低，蒸汽壓力降低，而溫度變化較小，造成各級抽汽的過熱度隨著負荷的降低而升高，低負荷下機組的損耗更大[5,16]。但方案1和方案2的抽汽過熱度與基準機組相比均大幅降低。

圖10為不同負荷下不同方案的平均抽汽過熱度。由圖10可以看出，方案2各級抽汽的平均過熱度低于基準機組和方案1，如100%THA下，方案1的平均抽汽過熱度比基準機組降低92 K，方案2的平均抽汽過熱度比基準機組降低121 K；在40%THA下，方案1的平均抽汽過熱度比基準機組降低63 K，方案2的平均抽汽過熱度比基準機組降低101 K。

圖10 不同負荷下不同方案的平均抽汽過熱度Fig.10 Average steam extraction superheat degree of three schemes under different loads

4 不同負荷下700 ℃一次再熱超超臨界機組熱力系統的附加單耗分析

4.1 鍋爐的附加單耗分析

表5給出了不同負荷下700 ℃一次再熱超超臨界機組方案1、方案2與基準機組鍋爐的附加單耗對比。由表5可以看出：不同方案鍋爐的附加單耗均隨著機組負荷的降低而增大，但方案1、方案 2與基準機組相比，在60%THA以上時，鍋爐的附加單耗低于基準機組，但在60%THA及以下時，鍋爐的附加單耗高于基準機組；方案2的鍋爐附加單耗始終低于方案1。這是因為基準機組與方案1、方案2進入鍋爐的一次再熱蒸汽質量流量不同，鍋爐出口排煙溫度也有差異。

表5 不同負荷下3種方案鍋爐的附加單耗Tab.5 Additional coal consumption of boilers under different loads for three schemes g/(kW·h)

圖11給出了不同負荷下3種方案鍋爐的排煙溫度。由圖11可以看出，方案1、方案2的鍋爐排煙溫度高于基準機組，在低負荷下更加明顯。圖12給出了3種方案下一次再熱蒸汽質量流量占主蒸汽質量流量的比值。由圖12可以看出，基準機組一次再熱蒸汽質量流量占主蒸汽質量流量的比值大于方案1和方案2，100%THA下基準機組、方案1、方案2一次再熱蒸汽質量流量占主蒸汽質量流量的比值分別為86%、 69%和 66%?；鶞蕶C組進入再熱器的蒸汽質量流量(1 324.38 t/h)比方案1多234.6 t/h，比方案2多245.0 t/h，方案2與方案1在鍋爐內的吸熱量低于基準機組。

圖11 不同負荷下3種方案的鍋爐排煙溫度Fig.11 Boiler exhaust gas temperature of three schemes under different loads

圖12 3種方案一次再熱蒸汽質量流量占主蒸汽質量流量的比值Fig.12 The ratio of the first reheat steam flow rate to the main steam flow rate for three schemes

4.2 汽輪機的附加單耗分析

表6為不同負荷下700 ℃一次再熱超超臨界機組3種方案汽輪機系統(高壓缸、中壓缸、低壓缸、小汽輪機及BEST)的附加單耗。由表6可以看出，在50%THA以上時，方案1和方案2汽輪機總的附加單耗低于基準機組，50%THA負荷及以下時，方案1和方案2汽輪機總的附加單耗高于基準機組。主要原因為：(1) 方案1、方案2采用BEST后，將本來進入中壓缸的一部分蒸汽送入BEST做功，而BEST的效率低于中壓缸效率，在低負荷下與中壓缸相比BEST的效率進一步降低，因為采用BEST降低了汽輪機側的做功能力，在低負荷下BEST引起的削弱作用越明顯。(2) 方案1、方案2與基準機組相比引起汽輪機各級抽汽量發生變化。圖13和圖14給出了方案1、方案2與基準機組相比在不同負荷下汽輪機的抽汽變化量。由圖13和圖14可以看出，隨著負荷的降低，方案1高壓缸的抽汽量比基準機組減少，低壓缸的抽汽量也比基準機組減少，并隨負荷變化不明顯，而中壓缸的抽汽量比基準機組逐漸增大。在100%THA負荷下,方案1的中壓缸抽汽量比基準機組少23 t/h,但在75%THA負荷及以下方案1的中壓缸抽汽量均大于基準機組，如50%THA負荷下方案1的中壓缸抽汽量比基準機組多28 t/h。方案2高壓缸的抽汽量比基準機組和方案1明顯增加，但隨著負荷的降低抽汽量增加值逐漸減少，50%THA負荷以下時低于基準機組，方案2低壓缸抽汽量低于基準機組，中壓缸抽汽量隨著負荷的降低逐漸高于基準機組。上述兩方面因素的結果造成在50%負荷以下時，方案1和方案2汽輪機的總附加單耗均高于基準機組。

表6 不同負荷下3種方案汽輪機系統的附加單耗Tab.6 Additional coal consumption of steam turbine under different loads for three schemes g/(kW·h)

圖13 不同負荷下方案1與基準機組相比汽輪機的抽汽變化量Fig.13 Reduced mass flow rates of cylinders extraction steam of scheme 1 compared with the reference unit under different loads

圖14 不同負荷下方案2與基準機組相比汽輪機抽汽的變化量Fig.14 Reduced mass flow rates of cylinders extraction steam of scheme 2 compared with the reference unit under different loads

4.3 回熱加熱器的附加單耗分析

表7給出了不同負荷下3種方案回熱加熱器的附加單耗。由表7可以看出，方案1、方案2的回熱加熱器附加單耗在不同負荷下始終低于基準機組，這是因為方案1、方案2降低了抽汽過熱度，回收利用了過熱抽汽的熱量；基準機組回熱加熱器的附加單耗隨著負荷的降低而降低，方案1、方案2回熱加熱器的附加單耗隨負荷的降低先下降后略有升高；不同負荷下(除100%THA下)，方案2回熱加熱器的附加單耗略大于方案1。

表7 不同負荷下回熱加熱器的附加單耗Tab.7 Additional coal consumption of regenerative heater under different loads g/(kW·h)

4.4 凝汽器的附加單耗分析

表8給出了不同負荷下3種方案凝汽器的附加單耗。由表8可以看出，基準機組和方案1、方案2的凝汽器附加單耗均隨著負荷的降低而逐漸降低，但是50%THA及以下時，方案1凝汽器的附加單耗高于基準機組，60%THA及以下時，方案2凝汽器的附加單耗高于基準機組。這是因為隨著負荷的降低，方案1、方案2進入凝汽器的蒸汽質量流量逐漸大于基準機組。表9給出了不同負荷下3種方案進入凝汽器的蒸汽質量流量。由表9可以看出，方案1和方案2從50%THA以后進入凝汽器的蒸汽質量流量大于基準機組，增加了冷端損失。

表8 不同負荷下凝汽器的附加單耗Tab.8 Additional coal consumption of condenser under different loads g/(kW·h)

表9 不同負荷下3種方案進入凝汽器的蒸汽質量流量Tab.9 The mass flow rate of steam entering condenser of three schemes under different loads t/h

4.5 機組整體性能對比分析

表10給出了不同負荷下3種方案機組的發電煤耗對比。圖15為方案1與方案2相對于基準機組的度電節煤量?？梢钥闯?，隨著負荷的降低，不同方案機組發電煤耗均逐漸增大，方案2的發電煤耗始終低于方案1，但隨著負荷的降低，方案1、方案2與基準機組相比節煤效果逐漸減弱，并在低負荷時降至負值；在50%THA以上時，方案1的發電煤耗低于基準機組，但是在50%THA及以下時方案1的發電煤耗高于基準機組；與基準機組相比，40%THA以上時，方案2的發電煤耗低于基準機組，但是40%THA及以下時，方案2的發電煤耗高于基準機組。說明集成BEST的方案在較高負荷時具有節能優勢，但在低負荷時不帶BEST的基準機組更有節能優勢。

表10 不同負荷下3種方案機組的發電煤耗Tab.10 The power generation coal consumption of three schemes under different loads g/(kW·h)

圖15 不同負荷下方案1和方案2相對基準機組的度電節煤量Fig.15 The coal saving amount per kW·h of schemes 1 and schemes 2 compared with the reference unit under different loads

由以上分析可見，增加BEST的方案對700 ℃一次再熱超超臨界機組不只是起到正向作用，在低負荷時采用BEST方案的機組煤耗會高于基準機組，起到負面作用。這是因為：(1) 方案1和方案2利用了回熱加熱器的抽汽過熱度熱量，從回熱加熱器端節約了能量，回熱加熱器單耗低于基準機組。(2) BEST方案降低了中壓缸的做功能力，表11為不同方案機組性能參數對比，可以看出采用BEST后將本來進入中壓缸做功的一部分蒸汽送入BEST做功(如方案1在100%THA時送入BEST的蒸汽質量流量為283.9 t/h)，BEST的效率沒有中壓缸效率高，低負荷下效率比中壓缸進一步降低，因此降低了汽輪機的做功能力；同時低負荷下方案1和方案2鍋爐的附加單耗高于基準機組，低負荷下方案1、方案2凝汽器的附加單耗也增加。各個設備單元綜合效果是方案1和方案2在高負荷下具有較好的節能效果，但在低負荷下不具有節能效果。因此，對700 ℃一次再熱超超臨界機組而言，BEST方案適合較高負荷運行的機組，設計時要考慮機組負荷率情況，再決定是否采用BEST方案。

表11 3種方案機組性能參數對比Tab.11 Comparison of thermal performance among three schemes

5 結 論

(1) 與基準機組相比，方案1采用BEST替代3～6級回熱加熱器，降低了抽汽的過熱度，方案2在方案1的基礎上對1級、2級回熱抽汽加裝2級OSC，進一步降低了1級、2級回熱抽汽的過熱度，提高了鍋爐給水溫度。

(2) 100%THA下，方案1的發電煤耗為233.66 g/(kW·h)，比基準機組降低3.28 g/(kW·h)，方案2的發電煤耗為232.03 g/(kW·h)，比基準機組降低4.91 g/(kW·h)，比方案1的發電煤耗降低1.63 g/(kW·h)。

(3) 不同負荷下，隨著機組負荷的降低，方案1與方案2相對基準機組的節煤效果逐漸減小，在低負荷時達到負值，方案1的發電煤耗在50%THA以上時低于基準機組，但在50%THA及以下時高于基準機組，方案2的發電煤耗在40%THA以上時低于基準機組，但在40%THA及以下時高于基準機組。說明集成BEST的方案在較高負荷時具有節能優勢，但在低負荷時基準機組更具節能優勢。

(4) 對于700 ℃一次再熱超超臨界機組，采用BEST后，降低了回熱加熱器的抽汽過熱度，從回熱加熱器端節約了能量，但降低了中壓缸的做功能力。BEST方案適合較高負荷運行的機組，設計時要充分考慮機組負荷率情況。