某F級燃氣輪機發電機組冷端優化策略研究

潘 攀， 曹煉博， 王登銀， 嚴志遠，周 信， 秦亞迪

(1. 中海油珠海天然氣發電有限公司，廣東 珠海 519020； 2. 國能南京電力試驗研究有限公司，南京 210023； 3. 中海石油氣電集團有限責任公司，北京 100028)

在供給側結構性改革及“雙碳”背景下，我國能源結構朝著節能、環保、可持續方向發展，而新形勢下的電力行業也面臨諸多挑戰，如何全面支持國家政策，進一步挖掘機組節能潛力，提高能源利用效率，是一件關乎國家能源形勢、決定電廠前途命運的大事[1]。

在電力節能領域，冷端系統相比其他系統具有更大的節能潛力[2]，效果也最為顯著。以300 MW燃煤機組為例，在所有能量損失環節中，冷端損失占比約為56%，電能損失約為33.2%，而鍋爐、管道、汽輪機損失占比僅為9.3%、0.7%、0.6%[3]。與煤電機組類似，氣電機組冷端系統也有著巨大的節能潛力和需求，但是由于氣電機組發電特性與煤電不同(約1/3的輸出功率來自汽輪機，2/3來自燃氣輪機)，且在冷端設備結構型式、性能參數等方面存在顯著差異(如氣電機組通常采用機力通風塔，而煤電機組則以自然通風冷卻塔為主)，因此氣電機組的最佳經濟運行點與煤電機組不同，基于煤電機組的經驗性結論無法完全適用于氣電機組。

相對而言，燃煤機組冷端系統優化的研究較為深入，內容也較為廣泛。葉云云等[4]采用自主開發的熱力系統優化分析軟件開展了某1 000 MW超超臨界機組的冷端優化研究，分析了循環水泵運行方式與機組節能效果的關系，并指出隨著機組負荷降低，冷端優化收益越顯著。韓濤等[5]分析了某330 MW亞臨界供熱機組冷端運行真空度差的問題，針對循環水泵單轉速改雙轉速、增大凝汽器換熱面積、抽真空系統優化等方案分析了其節能效果。宋天仁[6]對某660 MW機組出力與風機耗功進行了經濟點計算，制定了冷端優化方案，使得機組的發電煤耗和總損都有所降低，經冷端優化后機組發電煤耗可降低0.1 g/(kW·h)至1.0 g/(kW·h)。

對燃氣機組而言，目前的研究主要結合機力通風塔確定優化方案。宋金時等[7]以機組凈出力最大為目標，分析了凝汽器變工況性能，改進了機力通風塔風機和循環水泵相互配合的設備運行方案。黃璟晗[8]基于凝汽器端差、凝汽器循環水溫升、冷卻塔逼近度、凝汽器面積、冷卻塔面積等因素對某F級聯合循環機組冷端系統進行了經濟性分析。

本文以南方沿海地區某F級燃氣-蒸汽聯合循環機組為研究對象，建立模型并對冷端系統進行分析計算，對不同工況下的汽輪機微增出力、循環水泵耗功、機力通風塔風機耗功的變化情況進行規律性研究，總結了機組冷端設備運行優化策略，為燃氣輪機電廠節約燃料成本和用電成本、降低能耗指標、提高設備運行穩定性提供了支持。

1 聯合循環機組冷端設備

該燃氣-蒸汽聯合循環機組是“一拖一”分軸布置，額定功率為460 MW。其中燃氣輪機型號為M701F4，汽輪機型式為三壓、一次中間再熱、雙缸雙排汽、雙抽凝汽式。每套聯合循環系統主要包含以下冷端設備：1臺凝汽器、2臺凝結水泵、2臺循環水泵、6臺冷卻塔風機。

其中，凝汽器為表面換熱式，冷卻介質為海水，有效冷卻面積為12 000 m2，額定循環水流量為25 600 m3/h，性能保證純凝工況下額定背壓(絕壓)值為8.78 kPa；凝結水泵額定流量為480 m3/h，額定轉速為1 305 r/min；循環水泵為雙速泵，高速工況下額定轉速為497 r/min、額定流量為14 688 m3/h、額定功率為929 kW，低速工況下額定轉速為426 r/min、額定流量為10 980 m3/h、額定功率為551 kW；冷卻塔風機設計風量為2.90×105m3/h，冷卻塔風機配套電機額定功率為200 kW，額定轉速為1 481 r/min。

2 冷端系統運行優化模型

2.1 凝汽器熱平衡分析

凝汽器中低壓缸排汽和循環水溫度t隨冷卻表面積A分布如圖1所示[9]。

圖1 凝汽器工質溫度隨冷卻表面分布示意圖

圖中蒸汽與水逆流傳熱，Aa是空氣冷卻區表面積，Ac是凝汽器總傳熱表面積，δt為凝汽器端差(即蒸汽凝結溫度與循環水出口水溫之差)，tw1、tw2分別為凝汽器進、出口溫度，Δt為循環水進、出口溫差，ts和ts″分別為凝汽器進、出口蒸汽溫度。

根據凝汽器熱平衡方程[10]：

(1)

式中：tw1為凝汽器進口水溫，K；tw2為凝汽器出口水溫，K；cp為水的定壓比熱容，kJ/(kg·K)；dw為凝汽器循環水流量，kg/s；dc為汽輪機低壓缸排汽量，kg/s；hc為凝汽器入口蒸汽比焓，kJ/kg；hc′為凝結水比焓，kJ/kg；Qc為凝汽器傳熱量，W。

凝汽器傳熱方程為：

Qc=KrAcΔtm

(2)

(3)

式中：Kr為凝汽器實際傳熱系數，W/(m2·K)；Ac為凝汽器總傳熱表面積，m2；Δtm為凝汽器對數平均傳熱溫差，K。

根據公式(1)、(2)、(3)可以得出凝汽器實際傳熱系數Kr計算方法：

(4)

在此，通過別爾曼公式計算凝汽器理想傳熱系數Ki[11]：

Ki=4 070ξcξmΦwΦtΦzΦd

(5)

式中：ξc為冷卻管清潔系數；ξm為冷卻管材料和壁厚修正系數；Фw為循環水流速和管徑修正系數；Фt為循環水進口水溫修正系數；Фz為循環水流程數修正系數；Фd為凝汽器單位面積蒸汽負荷修正系數。

凝汽器清潔系數D滿足以下公式：

(6)

2.2 凝汽器清潔系數分析計算

基于凝汽器清潔系數，可以對凝汽器設備情況進行評估。當D值為1時，說明實際傳熱系數等于理想傳熱系數，此時凝汽器換熱面未發生性能退化；當D值小于1時，說明實際傳熱系數小于理想傳熱系數，且D值越小說明受熱面的性能退化越嚴重。清潔系數下降達到一定程度后，凝汽器需要停機進行清洗。

根據清潔系數計算模型，在VS2015環境中，應用C++編制模型的程序代碼，開發了凝汽器清潔系數離線計算軟件。將采集的歷史數據作為數據源，送入程序進行計算，得到各時間段的凝汽器清潔系數情況。

在現場采集數據時，根據實際運行情況，按時間段采集數據，數據范圍見表1。

表1 凝汽器清潔系數計算數據的時間范圍

為方便觀察，提高對比的可信度，將數據分為100%負荷、75%負荷以及50%負荷三組，分別篩出每段時間中各負荷運行穩定的一段數據繪制成曲線，如圖2、圖3和圖4所示。可以看出，在2021年10月份之前凝汽器清潔系數一直較低，無論在何種季節和何種負荷下，其清潔系數始終在0.45～0.55之間波動。2021年11月凝汽器清洗后，清潔系數有了明顯的提升，數值在0.75～0.85之間波動，清洗后的凝汽器效率提高了30%至40%。

圖3 75%負荷各時間段凝汽器清潔系數

根據凝汽器清洗后不同時間段的清潔系數繪制如圖5所示變化曲線。可以看出，在凝汽器清洗后初期清潔系數下降速率很快，隨著時間推移，由于凝汽器臟污程度接近飽和，其清潔系數變化變慢。凝汽器清洗12個月后清潔系數下降約20%，凝汽器清洗18個月后清潔系數下降約26%。根據采集時間段內的汽輪機運行數據進行分析計算，推薦的凝汽器最佳清洗頻率為10個月。

圖5 凝汽器清潔系數隨時間變化曲線

2.3 建模仿真

開展冷端系統性能仿真計算。首先利用Thermoflex搭建的系統模型，基于熱平衡參數設計燃氣輪機模型各工況下邊界條件，如表2所示。

表2 燃氣輪機模型修正基礎數據

按負荷條件完成模型初始建模后，根據電廠歷史運行數據和性能保證工況數據，再次對聯合循環機組模型進行適當修改，模型數據和參考數據對比情況見表3。

表3 計算邊界條件及聯合循環機組性能參數

3 冷端設備運行優化方案研究

冷端優化有兩個概念：一是在凝汽器熱力設計時，在汽輪機的排汽量、排汽焓即汽輪機的熱力特性確定后，通過技術經濟比較，綜合地確定凝汽器壓力、冷卻面積、循環水流量的最佳值；二是針對某一機組的汽輪機冷端，即在汽輪機冷端設備已經確定的條件下，通過試驗的方法來確定機組在一定負荷和一定凝汽器進口循環水溫度下凝汽器的最佳排汽壓力和最佳循環水流量。前者屬于汽輪機冷端設備優化熱力設計范疇，后者屬于汽輪機冷端設備運行方式的優化范疇。本項目主要開展冷端設備運行方式優化方面的相關研究。

凝汽器的壓力主要取決于汽輪機排汽量、循環水流量和凝汽器進口循環水溫度的變化，即：

pc=f(dc,tw1,dw)

(7)

式中：pc為凝汽器壓力，kPa。

通常利用曲線來表示凝汽器變工況特性，凝汽器壓力可用下列公式進行計算：

(8)

式中：ts為凝汽器進口蒸汽溫度(即凝汽器進汽壓力對應的飽和溫度)，K。

同時，ts又滿足以下關系：

ts=tw1+Δt+δt

(9)

(10)

(11)

式中：A為凝汽器的平均傳熱面積，m2；Kr為凝汽器的實際傳熱系數，W/(m2·K)；m為進入凝汽器的蒸汽量與循環水流量的比值。

根據運行情況，對汽輪機凝汽器運行特性進行分析計算，獲得標準工況(凝汽器進口水溫32.1 ℃)下汽輪機凝汽器清洗前、清洗后及設計值的凝汽器特性曲線，如圖6所示。

圖6 汽輪機凝汽器特性曲線

根據圖6曲線可以判斷，該凝汽器性能出現了明顯偏離設計指標的情況。在100%熱負荷率下，凝汽器清洗前壓力已到達12.3 kPa，清洗后壓力10.06 kPa，均高于當前進口水溫對應的凝汽器設計壓力指標9.1 kPa。在電廠常規運行的供熱工況，凝汽器熱負荷率約64.3%工況下，汽輪機凝汽器清洗前的壓力為10.28 kPa，清洗后壓力為8.53 kPa，均高于此溫度下設計的壓力指標7.3 kPa。

3.1 不同循環水泵運行組合方案的微增功率

循環水泵最佳優化運行組合是以機組功率、凝汽器進口循環水溫度和循環水流量為變量的目標函數，在量值上為機組功率的增量與循環水泵耗功量之差的最大值。

在確定的凝汽器熱力參數的條件下，凝汽器的壓力由機組的負荷、凝汽器進口循環水溫度、循環水流量等因素共同決定。在機組負荷、凝汽器進口循環水溫度一定的情況下，循環水流量增大，凝汽器壓力減小，機組出力增加，循環水泵功耗増大；循環水流量減少，凝汽器壓力增加，機組出力減小，循環水泵功耗減小。

循環水泵功耗和循環水流量的關系為：

Pb=f(dw)

(12)

式中：Pb為循環水泵功耗，kW。

在某一確定的機組負荷和凝汽器進口循環水溫度下，機組出力的凈收益滿足以下關系式：

ΔP=ΔPt-ΔPb

(13)

式中：ΔP為聯合循環機組凈功率增加值，kW；ΔPt為汽輪機凈功率增加值，kW；ΔPb為循環水泵凈功率增加值，kW。

在進行機組冷端系統運行優化時，通過改變循環水泵運行組合方式使機組在某一確定的負荷和凝汽器進口循環水溫度下ΔP達到最大，此時的凝汽器的壓力為該工況下的最佳真空。

根據上述的循環水泵運行優化的計算模型，將機組Thermoflex軟件模型的熱力參數代入模型，考慮機組所在地的氣候條件，選取的凝汽器進口循環水溫度變化范圍為5～25 ℃，以10 ℃為步長進行機組純凝模式變負荷工況性能計算，計算結果如表4～表6所示。

表4 凝汽器進口循環水溫度5 ℃時的計算結果

表5 凝汽器進口循環水溫度15 ℃時的計算結果

表6 凝汽器進口循環水溫度25 ℃時的計算結果

根據上述計算結果，可以看出：當凝汽器進口循環水溫度為5 ℃時，在100%、75%、50%三種負荷下，均是一高一低的運行模式效益最高；當凝汽器進口循環水溫度為15 ℃、25 ℃時，在100%、75%、50%三種負荷下，均是兩高的運行模式效益最高。

總體而言，由于燃氣-蒸汽聯合循環機組汽輪機不設置回熱系統等原因，循環水泵功率的增加對汽輪機的輸出功率的影響程度遠高于傳統燃煤機組汽輪機，在凝汽器進口循環水溫度高于5 ℃后的大多數工況下開啟兩臺高速循環水泵能夠取得最佳效益。

3.2 凝汽器背壓的敏感度分析

根據凝汽器性能曲線，在基準工況點，循環水溫增加1 ℃，背壓增加約0.543 kPa；循環水溫減少1 ℃，背壓降低約0.367 kPa。循環水流量增加10%，凝汽器背壓下降約0.28 kPa；循環水流量降低10%，凝汽器背壓上升約0.4 kPa。

由于機力通風塔出口水溫對應凝汽器進口水溫，因此也可認為凝汽器進口水溫下降量即機力通風塔效率升高值，機力通風塔效率滿足以下關系[12]：

(14)

式中：Δtt為實測機力通風塔進、出口循環水溫差，K；Δtd為計算機力通風塔進、出口循環水溫差，K。

對標準工況凝汽器進水溫度31.315 ℃、凝汽器設計背壓8.78 kPa條件下循環水流量和機力通風塔效率之間的關系進行敏感度分析(如表7所示)。從表中可以看出，凝汽器背壓對于凝汽器進口水溫(主要受機力通風塔效率影響)的敏感度遠高于循環水流量，在敏感因素正向變化時，凝汽器背壓對于凝汽器進口水溫的敏感度是循環水流量敏感度的6倍；在敏感因素負向變化過程中，背壓對于凝汽器進口水溫的敏感度是循環水流量敏感度的3.5倍。機力通風塔效率與機力通風塔運行數量相關，即在凝汽器真空接近極限真空前，通過增加機力通風塔風機運行數量可以帶來顯著的機組凈功率增長。

表7 標準工況凝汽器背壓的敏感度分析

3.3 輔機功率對機組運行狀態的影響

結合循環水流量與循環水泵開啟數量(循環水泵總功率)的關系，及凝汽器進口水溫與機力通風塔風機開啟數量(機力通風塔風機總功率)的關系，分析凝汽器背壓對兩種輔機輸出功率的敏感程度，結果如表8和表9所示。

表8 標準工況下關閉一臺機力通風塔風機對凝汽器背壓的影響

表9 標準工況下一臺循環水泵由高速變低速對凝汽器背壓的影響

在標準工況(兩臺循環水泵高速運行，6臺機力通風塔風機額定功率運行)下，關閉一臺機力通風塔風機，減少功率輸出200 kW，機力通風塔效率下降5.7%，背壓增加0.707 kPa，達到9.49 kPa；將一臺循環水泵由高速變為低速，減少功率輸出410 kW，背壓增加0.467 kPa，達到9.25 kPa。由于所考慮情況下功率變化較低，可以按照線性關系處理。根據功率微增原理，在標準工況下，可近似認為每減少機力通風塔風機功率100 kW，凝汽器背壓上升0.35 kPa；每減少循環水泵功率100 kW，凝汽器背壓上升0.112 kPa。因此，從運行經濟性方面考慮，在凝汽器背壓下降時，應優先考慮通過增加機力通風塔風機輸出功率、降低凝汽器入口水溫的方式進行調節。

4 總結

(1) 燃氣-蒸汽聯合循環冷端設備整體性能集中反應于汽輪機凝汽器，可通過清潔系數、凝汽器背壓、凝汽器端差等指標進行分析。考慮到凝汽器清洗前后電廠凝汽器性能變化較為明顯，因此建議電廠適當加大凝汽器的清洗頻率。經計算，該機組目前運行模式下凝汽器最佳清洗頻率約為10個月。

(2) 燃氣機組循環水泵耗功對汽輪機背壓及汽輪機微增功率的影響程度遠高于傳統燃煤機組，在凝汽器進口循環水溫度高于5 ℃后的大多數工況下均是開啟兩臺高速循環水泵能夠取得最佳效益。

(3) 在凝汽器真空接近極限真空前，增加機力通風塔風機運行數量會帶來顯著的凈功率增長。在實際生產中，燃氣電廠機力塔風機運行調整策略即是：無論大氣條件如何、機組負荷多少，只需考慮通過調整機力塔風機運行配置使凝汽器真空接近極限真空即可。

按照微增功率原理，在標準工況下，可近似認為，每減少機力塔風機功率100 kW，凝汽器背壓上升0.35 kPa；每減少循環水泵功率100 kW，凝汽器背壓上升0.112 kPa。因此，從運行經濟性方面考慮，在凝汽器背壓下降時，應優先考慮通過增加機力塔風機輸出功率、降低凝汽器入口水溫的方式進行調節。