降低大功率煤電汽輪機寬低負荷調峰運行熱耗的關鍵技術

黃慶華， 嚴衛春， 陽 虹， 彭澤瑛

(1.上海電氣電站設備有限公司汽輪機廠，上海 200240；2.上海電氣集團股份有限公司，上海 200002)

習近平總書記在第75屆聯合國大會上的重要講話指出中國二氧化碳排放力爭于2030年前達到峰值，2060年前實現碳中和。采用并擴大使用新能源是實現“雙碳”目標的有效途徑。新能源具有無污染或低污染的特點，當前發展的核心是最大限度地利用風電、太陽能光伏光熱以及生物發電等可再生新能源。然而，風力和太陽能光伏光熱等新能源發電具有單機容量小、與季節區域相關的特性，這導致可再生能源難以獨立主導電力的供給。提升可再生新能源的電力供給比例，發揮化石能源的基礎與消納供應能力，創建更為友好、協調的新型電力系統是電力發展的方向。歐洲經過數十年發展，創建了較為成熟的新型電力系統[1],該系統主要由燃煤發電、太陽能發電以及風電組成。夏季高溫期間，太陽能、風電的發電能力與電網的負荷需求是同步變化的，火電將主要承擔電網長時間低谷負荷的調峰功能。近幾年我國電力的發展趨勢與歐洲類似，火力發電的運行小時數及負荷逐年降低，新能源電力供給逐年增長，燃煤機組也逐步向調峰電源轉變。為促進我國新型電力系統的建立，匹配電力的隨機需求并高效發揮燃煤與新能源機組的發電能力是重大研究課題。

研究發現，消納新能源過程中，燃煤機組的運行經濟性將不再取決于額定負荷[2-4]。吳瑞康等[5]指出深度調峰期間，機組實際運行工況偏離設計工況較大，當機組調峰至50%負荷以下時，機組經濟性明顯降低。文獻[6]和文獻[7]進行了汽輪機全負荷段性能試驗，表明汽輪機從額定負荷到低負荷變化過程中，汽輪機缸效會逐步降低，熱耗大幅升高。而在變背壓特性性能試驗中，在高背壓工況下，汽輪機熱耗會升高[6]。基于燃煤機組運行特性，一些學者及工程技術人員研究了降低寬低負荷熱耗的技術措施[8-11]，得出采用抽汽及切除低壓缸方法可以使汽輪機在寬低負荷運行時的熱耗下降。文獻[12]～文獻[14]證實,順序閥方式可大幅降低中低負荷下的供電煤耗率。在不同的流量系數區間采用定與滑組合的方式，可使汽輪機在深度調峰運行下具有更好的經濟性[12]。

上述研究缺乏機組熱耗水平改善的量化評估，無法較好地指導燃煤機組優化設計及運行。筆者分析了燃煤發電汽輪機寬低負荷調峰運行特性，從調峰汽輪機通流裕量設計、配汽機構設計及低負荷工況變背壓的凝汽器特性3個方面，研究了降低寬低負荷調峰運行熱耗的技術及效果。為促進燃煤機組在寬低負荷下的高效運行，建議按調峰汽輪機寬低負荷性能最佳的原則，建立并采用科學評價寬低負荷調峰運行的規范。

1 汽輪機寬低負荷調峰運行特性

為了從根本上理解汽輪機在寬低負荷調峰運行時的特性，需要界定新能源及燃煤能源之間的組合關系。圖1展示了2類電力系統在全年不同負荷工況下燃煤發電量的權重[1]，其中新型電力系統中增加了可再生能源發電量。由圖1可以看出，燃煤機組的平均發電負荷率隨著可再生能源發電量的增加而下降。按圖1估算，引入可再生能源的電網，未來只有4%的發電量來自燃煤的高滿負荷工況，全年燃煤負荷率為65%。這說明將來燃煤機組基本不在額定工況下運行，其運行負荷將根據新能源的供給進行動態調整，火力發電主要發揮消納新能源的調峰作用。

圖1 不同負荷工況下燃煤發電量的權重Fig.1 Weight of coal-fired power generation under different load conditions

在消納新能源的過程中，燃煤發電機組工作負荷主要分布在75%～90%(高負荷)和15%～30%(低負荷)2個區間。燃煤發電機組在低負荷運行時，機組和各個輔機的運行工況均大幅度偏離設計工況。圖2給出了按額定工況設計的某燃煤發電汽輪機的負荷率-熱耗比關系曲線。相比于額定工況下的熱耗，燃煤機組寬低負荷工況下的熱耗將大幅度上升，20%～75%負荷工況下機組熱耗上升了1.5%～17.9%。

圖2 汽輪機負荷率-熱耗比曲線Fig.2 Curve of load rate vs.heat rate ratio

基于目前我國電網負荷分配情況，對30%負荷、50%負荷、75%負荷及100%負荷進行發電量權重設定，權重分別定為10%、40%、40%和10%，如表1所示，則燃煤機組的加權熱耗為0.1×1.114+0.4×1.052+0.4×1.015+0.1×1.0=1.038。這表明在目前寬低負荷調峰運行條件下，燃煤機組的加權熱耗比額定工況下的熱耗升高約3.8%。

表1 燃煤機組寬低負荷運行加權熱耗Tab.1 Weighted heat rate of a coal-fired unit under wide and low load operation

由圖2和表1可知，在寬低負荷運行區域，按額定工況設計的燃煤機組呈現出明顯的高發電熱耗的特征。從本質上來看，汽輪機運行熱耗相對較高的原因并不是來源于機組設計，而是以額定工況為設計基準點的汽輪機運行在寬低負荷調峰工況下。為了改善汽輪機在新運行條件下的經濟性，有必要從機組降低熱耗技術和性能考核規范方面進行完善。

2 降低機組寬低負荷工況運行熱耗的關鍵技術

2.1 改變調峰汽輪機通流裕量設計要求

汽輪機通流能力設計的最大流量工況(即閥門全開(VWO)工況)通流裕量越小，寬低負荷調峰工況的經濟性越高。計算表明，VWO工況通流裕量每增加10%，機組的加權熱耗升高約0.55%。文獻[1]提出，在新型電力系統中，承擔低谷調峰的汽輪機可以采取70%負荷點性能最佳的設計原則。圖3給出了不同設計條件下的熱耗-負荷特性曲線[1]，100%設計曲線是按照傳統額定負荷性能最佳的設計原則得到的，通流部分按最大流量設計，即最大負荷時熱耗最低；推薦的83%設計曲線是按照70%負荷點性能最佳、83%負荷點的通流能力最大的設計原則得到的。由圖3可知，低于83%負荷點工況的熱耗逐漸下降，70%負荷點時的熱耗降到最低值。機組負荷繼續降低，熱耗則逐步上升。相比83%負荷點，機組負荷降低到40%時的熱耗升高約3%。汽輪機通流能力在83%負荷點達到最大，更大的負荷依靠開啟補汽閥、減少高壓加熱器或低壓加熱器的回熱抽汽等運行模式實現。采用83%設計曲線，在高滿負荷工況下，機組熱耗明顯升高，最大增幅可達到4.8%，但機組在寬低負荷時的熱耗將明顯降低。由于寬低負荷工況的熱耗下降，即使高滿負荷工況的熱耗大幅度升高，機組運行的加權熱耗仍然有大約1.8%的得益。基于此，采用70%負荷點性能最佳、83%負荷點的通流能力最大的設計原則來設計汽輪機的通流，可有效降低機組的寬低負荷工況熱耗。

圖3 2種不同設計條件下汽輪機的熱耗-負荷特性曲線Fig.3 Characteristic curves of heat rate vs.load under two different designed conditions

2.2 深度調峰汽輪機配汽機構及運行的優化設計

配汽端不同的設計和運行模式對應不同的壓力-流量特性，這是決定機組熱耗高低的關鍵因素之一。隨著進汽量的變化，汽輪機從啟動到滿負荷有不同的配汽控制模式。圖4為帶有4個噴嘴組調節級的某350 MW超臨界機組的配汽特性曲線。隨著進汽量和功率變化，可以組合產生不同的調節運行模式。

圖4 汽輪機主蒸汽壓力與功率特性曲線Fig.4 Characteristic curves of main steam pressure vs.power

在啟動階段，由鍋爐側決定的進汽壓力為8 MPa，汽輪機按最小允許的部分進汽度進行2閥節流調節，逐步開啟調節汽門。在2閥達到全開狀況、壓力8 MPa條件下，汽輪機功率達到額定功率的27%。該階段的壓力和2閥全開對應的流量和負荷均取決于鍋爐側的參數。機組進入2閥全開的滑壓運行階段,進汽壓力隨流量增加而升高。機組滑壓的壓力達到額定壓力(24.2 MPa)時，2閥全開對應的功率達到額定負荷的84.5%。在2閥全開滑壓的27%～84.5%運行負荷區段，分別采用2閥點滑壓和定壓順序噴嘴調節時，機組的熱耗有明顯的差異[13]。繼續增加負荷，機組轉為3閥全開的滑壓運行模式，或者采用定壓24.2 MPa，1閥、2閥全開，僅第3個閥門節流的定壓順序閥噴嘴調節模式。第3閥全開，壓力為24.2 MPa時，流量和負荷達到3閥全開的最大值，負荷繼續增加,則轉入4閥滑壓，或者定壓，1閥、2閥、3閥全開，僅第4閥節流的定壓順序閥噴嘴調節模式。計算分析表明，在額定負荷點附近，3閥滑壓或者定壓順序閥等各種模式之間的熱耗差異很小，均小于0.1%。然而在寬低負荷運行階段，采用滑壓模式的熱耗優勢表現較為突出。表2給出了寬低負荷(30%～75%)滑壓與定壓順序閥模式的熱耗差異。滑壓的熱耗明顯低于定壓順序閥，負荷越低，熱耗差異越大。在50%負荷點工況，滑壓與定壓順序閥模式的熱耗相對差異為1.70%，而在30%負荷點工況，這2種配汽模式的相對熱耗差異可達到3.30%。

表2 滑壓相比定壓順序閥模式的熱耗差異Tab.2 Heat rate differences between sliding pressure mode and constant pressure sequence valve mode 單位：%

表3給出了不同進汽度滑壓熱耗差異的對比。在30%負荷點，2閥全開滑壓的熱耗比3閥全開低0.76%，比4閥全開低1.23%，滑壓的進汽度越小，熱耗越低。

表3 不同進汽度的熱耗差異對比Tab.3 Comparison of heat rate differences among different steam intake conditions

上述計算分析表明，配汽機構運行模式的優化對機組寬低負荷工況運行性能的影響較大。因此，為提升調峰機組的運行性能，其配汽性能優化設計和運行的基本原則應為“最小部分進汽度的滑壓運行模式”。這從另一個方面表明，相比節流配汽，調節級滑壓運行熱耗更小，調節級全開滑壓配汽更適合寬低負荷調峰運行工況。

2.3 低負荷工況變背壓的凝汽器特性

汽輪機冷端排汽壓力直接決定了汽輪機排汽端流場的氣動特性。汽輪機排汽壓力的優化設計與凝汽器面積、蒸汽凝結水溫度與冷段循環水出口溫度之差(即端差)、冷卻水量、冷卻水溫、冷卻水流速和汽輪機排汽量相關。在凝汽器面積一定以及冷卻水溫給定的條件下，寬低負荷運行的調峰汽輪機有定背壓和變背壓2種不同的運行模式[2]。

(1) 定背壓模式：在寬低負荷工況下，排汽量減少的同時，同步減少冷卻水量，則廠用電率降低，排汽背壓保持在額定值不變，汽輪機的熱耗將大幅度升高。該模式的排汽體積流量下降幅度大，低壓缸排汽流場畸變，不僅會增加排汽損失，而且還會增加末級葉片的汽流激振力和回流沖蝕力度，不利于末級葉片的安全運行。

(2) 變背壓模式：在寬低負荷工況下，排汽量減少的同時，冷卻水量維持不變，則廠用電率增加，排汽背壓隨著排汽量的減少而降低，汽輪機的熱耗相比定背壓大幅度降低。該模式的排汽體積流量變化小，低壓缸排汽流場特性基本不變，不僅排汽損失小，而且對末級葉片的汽流激振力和回流沖蝕影響也小，汽輪機末端葉片可以長期安全可靠運行。

由于變背壓模式的熱耗得益遠大于廠用電率增加的損失，且二者不在一個數量級，因此變背壓模式在經濟性和安全可靠性方面具有明顯的優勢。深度調峰汽輪機寬低負荷運行的背壓不應保持不變，而應按凝汽器壓力特性，在冷卻水流量不變的條件下由排汽體積流量來確定。這樣不僅可以提高低負荷工況的排汽體積流量，降低排汽損失，增加低壓缸焓降，大幅度降低熱耗，而且安全可靠性高。圖5給出了某超超臨界汽輪機在定背壓和變背壓模式下的熱耗對比。由圖5可以看出，在低于100%負荷時，汽輪機變背壓運行時的熱耗明顯低于定背壓(11.5 kPa)時的熱耗。在20%負荷(背壓為7.0 kPa)時，定背壓相對額定負荷(100%)時的熱耗比為1.18,而此時變背壓相對額定負荷時的熱耗比為1.14。此時定背壓相對變背壓的熱耗比為1.035 1。也就是說，在20%負荷階段，機組采用變背壓模式的熱耗得益為3.51%。

表4給出了20%、30%、50%、75%和100%負荷時的相對熱耗比。由表4可以看出，在30%～50%負荷階段，變背壓的熱耗得益為1.78%～3.06%。

以某超超臨界機組為研究對象，在采取以70%負荷點熱耗為最佳的設計原則、進行配汽機構及運行模式優化、采用凝汽器特性變背壓控制方式3項關鍵技術后，深度調峰汽輪機30%～50%工況的熱耗下降幅度可達到5.28%～8.16%。以額定工況熱耗7 041 kJ/(kW·h)為基準來進行計算，可以看出，在30%～50%工況下，熱耗下降值可達到372～574 kJ/(kW·h)，機組的寬低負荷性能改善顯著。

圖5 定背壓和變背壓模式下的負荷率-熱耗比曲線Fig.5 Curves of load rate vs.heat rate ratio under constant back pressure and variable back pressures

表4 不同負荷下定背壓相對變背壓的熱耗比Tab.4 Heat rate ratio of constant back pressure to variable back pressure under different loads 單位：%

3 寬低負荷運行性能評價規范的調整

汽輪機性能評價是機組設計的風向標，決定著機組的性能水準。目前中國電力工業采取3種不同的汽輪機規范,即國標GB/T 5578—2007 《固定式發電用汽輪機規范》、國際規范IEC-60045-1—2020 《蒸汽輪機》和原電力部標準DL/T 892—2021 《電站汽輪機技術條件》。這些標準和規范均以額定負荷點為基準，設定了燃煤汽輪機的2類熱力性能保證要求：一是額定工況(THA)的熱耗保證，以及相應的熱耗試驗驗收規范，即ASME PTC 6—2004 《汽輪機性能試驗規程》和IEC 953—1991 《汽輪機熱力驗收試驗規程》；另一個是夏季工況的流量保證及銘牌功率保證，要求汽輪機通流部分設計的VWO流量必須大于夏季工況的流量，但沒有明確裕量的大小，我國VWO設定的通流流量通常有2%～5%的裕量。運行實踐證實，上述3種以額定工況最優化為原則的標準和規范，所定義的性能保證要求和通流設計裕度的規定不適合長期在寬低負荷工況運行的深度調峰汽輪機。

為提升煤電機組高效調峰運行，促進降低寬低負荷熱耗技術的具體應用，需要適時調整機組性能評價規范。只有按寬低負荷工況調峰性能最優化的目標進行評價，機組的設計才能更加切合新形勢下的需求。在調整并制定寬低負荷調峰汽輪機標準時，建議標準歸口部門重點考慮以下方面的內容：

(1) 額定工況的熱耗保證轉變為對應低負荷工況的熱耗保證，或者加權熱耗保證。

(2) 熱耗的最佳負荷點由額定工況轉變為低負荷工況。

(3) 調整通流部分VWO工況的流量定義，減少VWO工況通流部分的設計流量。

(4) 調整高滿負荷的運行規范，允許機組在高滿負荷階段呈現一定的非經濟性。

(5) 調整汽輪機熱力性能考核的試驗規程。

4 結 論

(1) 改變調峰汽輪機通流裕量設計要求，可以降低燃煤機組寬低負荷的熱耗。基于70%負荷點性能最佳、83%負荷點通流能力最大的設計原則來設計汽輪機的通流裕量，燃煤機組運行的加權熱耗約有1.8%的得益。

(2) 調峰汽輪機配汽端采取“最小部分進汽度滑壓運行模式”的設計，可獲取更高的能效得益。滑壓模式的熱耗明顯低于定壓順序閥模式，在30%負荷點，滑壓模式可使熱耗降低3.3%。此時2閥全開滑壓的熱耗比3閥全開低0.76%，比4閥全開低1.23%。

(3) 寬低負荷工況下，汽輪機宜采用經濟性和安全可靠性具有明顯優勢的變背壓模式。采取較低的背壓，可增加汽輪機排汽體積流量，降低排汽損失，增加低壓缸焓降，大幅度降低熱耗。在20%～50%負荷階段，變背壓的計算熱耗得益為1.78%～3.51%。

(4) 某超超臨界機組在采取以70%負荷熱耗為最佳的設計原則、進行配汽機構及運行模式優化、采用凝汽器變背壓控制方式3項技術措施后，汽輪機在30%～50%工況的熱耗下降幅度達5.28%～8.16%。

(5) 建議改變機組性能評價方式，按調峰汽輪機寬低負荷性能最佳的原則，建立并采用科學評價寬低負荷調峰運行的新規范，降低機組寬低負荷調峰運行熱耗，提升燃煤機組發電的經濟性。