馬一博， 劉鑫屏

(華北電力大學 控制與計算機工程學院，河北 保定 071003)

0 引 言

伴隨著我國能源戰(zhàn)略改革，可再生能源迎來了巨大發(fā)展?jié)摿Γ腔鹆Πl(fā)電的地位仍舊無可代替。據(jù)中電聯(lián)2020年年底官網(wǎng)公布的信息[1]顯示，截至到2020年11月底，全國發(fā)電裝機容量為21.2億kW，其中60萬kW及以上電廠裝機容量為20億kW，火電為12.3億kW，占總量比為58.02%?；鹆Πl(fā)電在產(chǎn)出大量電能的同時也會消耗大量的煤炭資源，伴隨著新能源發(fā)電的飛速崛起，推動火電節(jié)能降耗、清潔高效發(fā)展是未來電力行業(yè)發(fā)展道路的重中之重[2]。

汽輪機回熱系統(tǒng)的主要設備包括高壓加熱器、低壓加熱器、除氧器、凝結水泵和給水泵等，是構成火電機組整體熱力系統(tǒng)的重要子系統(tǒng)之一[3]?；責嵯到y(tǒng)的作用是利用汽輪機各級抽汽通過回熱加熱器來加熱凝結水和鍋爐給水，一則可以減少凝汽器側的冷源損失，二則通過提升給水溫度來降低鍋爐傳熱過程中的不可逆損失，最終提高循環(huán)熱效率和機組的熱經(jīng)濟性[4]。但是近二十年來國內(nèi)關停了很多低參數(shù)的小火電機組，新建的都是660 MW和1 000 MW等超臨界、超超臨界的超高參數(shù)機組，再加上中間再熱的使用，使得汽輪機中、低壓缸前幾級回熱抽汽溫度較高，從而提高了抽汽的過熱度。

回熱抽汽和水在加熱器內(nèi)經(jīng)過大量的金屬管道進行傳熱，如果抽汽過熱度過高，引起傳熱溫差變大，由熱力學第二定律可知，必然會損失蒸汽的一部分做功能力[5]。

為了解決汽輪機抽汽過熱度較高的問題，電廠普遍采用了帶有內(nèi)置式蒸汽冷卻器的高壓加熱器[6]。但是由于加熱器自身結構的限制，導致蒸汽冷卻段面積不足，對機組熱經(jīng)濟性的提升也較小。因此對于高參數(shù)的超超臨界機組，擁有較大換熱面積、獨立式的外置式蒸汽冷卻器與高加的內(nèi)置式蒸汽冷卻器相互配合使用，可以顯著提高機組的熱經(jīng)濟性[7]。文獻[8]利用仿真軟件，探討并分析了某660 MW機組增設高加和增設外置蒸汽冷卻器的經(jīng)濟性。結果表明，單獨增設外置蒸汽冷卻器大約降低熱耗12 kJ/kW·h，兩者同時增設的經(jīng)濟性是單獨增設外置蒸汽冷卻器經(jīng)濟性的4倍左右。文獻[9]針對帶外置蒸汽冷卻器的汽輪機回熱系統(tǒng)，通過對具體案例的詳細分析和推算，創(chuàng)建了一種基于熱平衡的矩陣計算方程，經(jīng)過實例驗證該方法準確、便捷。文獻[10]分別對某350 MW機組和某1 000 MW機組的汽輪機回熱系統(tǒng)進行分析和計算，增設外置蒸汽冷卻器可以有效提高機組熱經(jīng)濟性，熱耗分別減少約10 kJ/kW·h和14.5 kJ/kW·h。

以上研究雖然具體分析了外置式蒸汽冷卻器對機組熱經(jīng)濟性的影響及影響程度，但基本都是針對單一工況，對機組不同工況下的研究較少。而且隨著新能源發(fā)電的發(fā)展，火電機組因調(diào)峰常運行在變工況條件下[12]，所以分析變工況下外置蒸汽冷卻器對機組熱經(jīng)濟性的影響更有意義。因此，本文以某電廠660 MW超超臨界機組為實例，分別建立增設外置蒸汽冷卻器前后的汽機回熱系統(tǒng)模型，計算不同負荷下外置蒸汽冷卻器對機組熱經(jīng)濟性的影響大小，并對回熱抽汽過熱度和外置蒸汽冷卻器對機組的影響規(guī)律進行了熱力學變工況分析和研究。

1 外置蒸汽冷卻器系統(tǒng)

1.1 機理分析

對于典型機組，回熱系統(tǒng)抽汽的溫度和壓力并不匹配，或多或少都存在過熱度，一般情況下高、中壓缸抽汽的過熱度較高[13]。另外，高壓缸排汽經(jīng)鍋爐再熱以后會使得中壓缸抽汽過熱度劇增，特別是中壓缸的第一級抽汽，其溫度最高，壓力相對較低，是汽輪機回熱抽汽中過熱度最大的，導致給水和第3級抽汽在三號高加內(nèi)熱傳遞的溫差過大，損失了蒸汽的一部分做功能力[14]。

圖1表示的是回熱加熱器中汽水傳遞熱量的過程[15]，其中過程線a-b的給水平均吸熱溫度為Tw，1-2是飽和蒸汽放出熱量的過程，其平均放熱溫度為Ts，二者的溫差為ΔTs，換熱所引起的不可逆損失為6-7-8-9-6的面積。當使用過熱蒸汽進行熱傳遞時，如過程線3-4-2，平均放熱溫度升高至To，傳熱溫差變?yōu)棣o，不可逆損失為5-7-8-10-5的面積。由上述可知，過熱度的存在會使得蒸汽的平均傳熱溫度更大，不可逆損失增加了TenΔS，即5-6-9-10-5的面積，且過熱度越高損失越大，從而導致機組熱經(jīng)濟性下降。

圖1 抽汽過熱度對換熱的影響Fig. 1 Effect of extraction steam superheat on heat transfer

因此，相較于內(nèi)置式蒸汽冷卻器，在第3級抽汽管道處設置外置蒸汽冷卻器，可以降低第3級抽汽在三號高加內(nèi)的平均放熱溫度，減少換熱溫差，提高機組的熱經(jīng)濟性。

1.2 外置蒸汽冷卻器連接方式

根據(jù)外置蒸汽冷卻器在回熱系統(tǒng)的位置和給水的分流形式，主要有并聯(lián)和串聯(lián)兩種連接方式。

如圖2所示，并聯(lián)方式是指主給水分流后的一部分流經(jīng)外置蒸汽冷卻器吸熱升溫，而另一部分經(jīng)過一號高加，最后兩者混合后送往鍋爐省煤器[16]。并聯(lián)方式下外置蒸汽冷卻器進口水溫相對較低，與第3級抽汽的傳熱溫差較大，而且分流后流經(jīng)一號高加的給水流量減少，根據(jù)回熱加熱器能量平衡原理可知，會導致第1級抽汽流量大幅減少，增加了冷源損失，熱經(jīng)濟性相對較低，但是給水壓力損失較小。

圖2 并聯(lián)方式示意圖Fig. 2 Schematic diagram of parallel connection

串聯(lián)方式是指最高一級高加出口的全部主給水都流經(jīng)外置蒸汽冷卻器，與抽汽進行換熱后送往鍋爐省煤器。因為一號高加的出口給水直接流入外置蒸汽冷卻器，給水溫度較高，所以傳熱溫差相對較小，熱經(jīng)濟性高，而且第3級抽汽流量增加，減少了冷源損失，但是給水壓力損失過大[17]。因此，現(xiàn)在機組的外置蒸汽冷卻器大多設計為部分串聯(lián)式。如圖3所示，一號高加出口給水分流后部分流經(jīng)外置蒸汽冷卻器來降低3抽蒸汽過熱度，另一部分流經(jīng)節(jié)流孔板。部分串聯(lián)方式既保留了串聯(lián)方式的優(yōu)點，同時又減少了給水的壓力損失，降低了給水泵的能耗。

圖3 部分串聯(lián)方式示意圖Fig. 3 Schematic diagram of partial series connection

2 實例分析

本文以某電廠660 MW超超臨界機組為研究對象，汽輪機型號是CJK660-28/600/620，為一次中間再熱，三缸兩排汽，間接空冷式汽輪機，共有9級回熱抽汽，其中80%THA工況為高壓缸第1級抽汽開啟點，機組負荷高于80%THA時1級抽汽氣動門關閉，抽汽流量為0，一號高加停止工作，負荷低于80%THA時氣動門開啟，一號高加正常使用。如圖4所示，該回熱系統(tǒng)包括四個高壓加熱器、四個低壓加熱器和一個除氧器，增設的外置蒸汽冷卻器采用部分串聯(lián)連接方式。其中，第4級抽汽是高壓缸排汽經(jīng)再熱器再熱后的第一級抽汽，具有很高的溫度和較低的壓力，使其過熱度遠大于其它級抽汽的過熱度，增加了機組的不可逆損失。因此，第4級抽汽從汽輪機抽出后先經(jīng)過外置蒸汽冷卻器，充分利用其過熱度加熱部分給水，然后仍具有一定過熱度的4級抽汽再進入四號高加，加熱流經(jīng)四號高加的主給水。這樣即保證了四號高加出口給水溫度，增加了第4級抽汽流量，減少了冷源損失，又提高了最終給水的溫度。

圖4 660 MW機組回熱系統(tǒng)示意圖Fig. 4 Schematic diagram of regenerative system of 660 MW unit

表1中分別選取了機組4種不同設計工況下的各級抽汽壓力，單位為MPa。由表可知，機組在降負荷時為滑壓運行，汽輪機各級抽汽壓力隨著機組出力的減少而降低。

表1 不同工況下各級抽汽壓力Tab.1 Pressure of extracted steam from each stage at different working conditions (MPa)

表2列出了對應4種工況下的各級抽汽溫度，單位為 ℃，其中第4級抽汽的溫度最高，都已超過了500 ℃，各工況下過熱蒸汽溫度及再熱蒸汽溫度分別為600 ℃和620 ℃。隨著機組出力的減小，各級抽汽溫度變化幅度并不大，其中第1級、第2級和第9級抽汽溫度先降低然后增加，第3～8級抽汽溫度緩慢增加。

表2 不同工況下各級抽汽溫度Tab.2 Temperature of extracted steam from each stage at different working conditions (℃)

圖5表示了1～9級抽汽對應機組4種典型工況下的過熱度對比。如圖可知，不同工況下汽輪機高壓缸和中壓缸的抽汽都有著較高的過熱度，其中第4級抽汽的過熱度最高，第9級抽汽在機組高負荷工況時是濕飽和蒸汽，低負荷工況時為過熱蒸汽，因此高負荷工況時其過熱度為0 ℃。另外，各級抽汽過熱度隨著機組出力的減少而增加，因為機組在滑壓運行降負荷時，各工況下主蒸汽溫度設計值為600 ℃，再熱蒸汽設計值為620 ℃，且各級抽汽溫度變化較小，而過熱蒸汽壓力和各級抽汽壓力下降幅度較大，導致各級抽汽壓力對應的飽和溫度也較大幅度減小，所以各級抽汽過熱度在低負荷工況時變得更大。例如第4級抽汽，各工況下過熱度大約在250～350 ℃之間，其過熱度在機組30%THA工況時甚至達到了336.3 ℃，如此高的過熱度勢必會嚴重影響機組的熱經(jīng)濟性。

圖5 不同工況下各級抽汽過熱度Fig. 5 Superheat of extracted steam from each stage at different working conditions

3 變工況熱力學分析

圖4給出了增設外置蒸汽冷卻器后的汽輪機回熱系統(tǒng)示意圖，本文分別對增設外置蒸汽冷卻器前后的回熱系統(tǒng)建立了模型，計算了增設外置蒸汽冷卻器前后機組的經(jīng)濟型指標，并對該系統(tǒng)進行熱力學變工況分析。圖6表示了在不同機組負荷下，汽輪機回熱系統(tǒng)前后的第4級抽汽過熱度的對比示意圖，其中數(shù)據(jù)分別來自于機組設計工況的參數(shù)和電廠實際工況測點的數(shù)值。

圖6 變工況下第4級抽汽過熱度Fig. 6 Superheat of the 4th stage extracted steam at different working conditions

由圖6可知，對于設計工況和實際工況，增設外置蒸汽冷卻器后的第4級抽汽過熱度都是隨著機組負荷的提升而有所增加，且二者的數(shù)值相差很小。相反，對于無外置蒸汽冷卻器的回熱系統(tǒng)，設計工況下第4級抽汽過熱度隨機組負荷的提升而減小，實際工況下第4級抽汽過熱度的趨勢與設計工況大致相同，兩者的數(shù)值同樣很接近。圖中無論是設計工況還是實際工況，機組增設外置蒸汽冷卻器之后，第4級抽汽的過熱度由平均300 ℃左右降到80 ℃左右，說明在第4級抽汽管道處增設外置蒸汽冷卻器是可行的，不論機組是升負荷還是降負荷，都能大幅度減少該級抽汽過熱度。而且由上述規(guī)律可知，相較于高負荷工況，機組在低負荷工況時外置蒸汽冷卻器更能充分、有效的降低4級抽汽的過熱度，即機組負荷越低，外置蒸汽冷卻器所帶來的作用就越顯著。

外置蒸汽冷卻器的另一大特點就是變工況條件下，能在降低抽汽過熱度的同時，提高機組高加出口(三通后)主給水管道的給水溫度。圖7給出了機組變工況下，增設外置蒸汽冷卻器前后鍋爐最終給水溫度的變化趨勢，其中包括了機組設計工況和實際工況。由圖可知，設計工況和實際工況下的鍋爐最終給水溫度都隨著機組負荷的增加而提高，且同一機組負荷下，實際工況下的鍋爐最終給水溫度明顯低于設計工況的最終給水溫度。另外，由數(shù)據(jù)可得，設計工況和實際工況的最終給水溫度都得到了小幅度的提高，設計工況下大約提高了4.2 ℃，而電廠實際工況下大約可以提高3.7 ℃，二者存在略微的差別，但都可以顯著提升機組的熱經(jīng)濟性。

圖7 變工況下鍋爐最終給水溫度Fig. 7 Feedwater temperature of boiler at different working conditions

通過對建立的汽輪機回熱系統(tǒng)熱力模型進行熱力學變工況分析，計算出了各個負荷下機組的熱耗、熱耗降低值和發(fā)電標準煤耗。如圖8所示，圖中給出了在機組變工況條件下，系統(tǒng)增設外置蒸汽冷卻器前后的機組熱耗及熱耗降低值，機組熱耗隨著負荷的增加而降低，而熱耗降低值隨著負荷的增加呈“V”型變化。熱耗降低值隨著機組負荷的增加先減少后增加，是因為80%THA工況為機組的第1級抽汽開啟點，即當機組處于30%～80%THA工況時，一號高加正常工作，此時外置蒸汽冷卻器帶來的收益與機組負荷成負相關，80%THA工況以上時第1級抽汽的氣動門關閉，第1級抽汽流量變?yōu)?，一號高加停止使用，其出口給水溫度等于二號高加的出口給水溫度，此時外置蒸汽冷卻器的作用變大，降耗能力不降反升。

圖8 變工況下機組熱耗Fig. 8 Heat consumption of unit at different working conditions

由圖中熱耗降低值曲線可知，機組在各工況下平均可減少熱耗19 kJ/kW·h左右。例如無外置蒸汽冷卻器的情況下，30%THA和100%THA工況的熱耗分別為8 463.5 kJ/kW·h 和7 562.9 kJ/kW·h，兩種工況下熱耗分別下降了20.5 kJ/kW·h和19.3 kJ/kW·h。

表3 變工況下發(fā)電標準煤耗Tab.3 Standard coal consumption for power generation at different working conditions

表3給出了機組在變工況條件下，系統(tǒng)增設外置蒸汽冷卻器前后的發(fā)電標準煤耗對比。由表可知，機組發(fā)電標準煤耗隨著負荷的增加而減小，另外30%THA工況時節(jié)約標煤最多，為0.753 g/kW·h，75%THA工況時最少，為0.657 g/kW·h。取鍋爐效率94%，管道效率99%，增設外置蒸汽冷卻器后機組各工況下平均節(jié)約標準煤約0.698 g/kW·h，汽輪機效率提高約0.11%。假設此臺機組年滿負荷運行7 000 h，每度電少用0.709 g煤，則每年可減少損耗2 978 t 標煤，增加了企業(yè)的效益。

4 結 論

(1)對某660 MW超超臨界機組增設外置蒸汽冷卻器前后的回熱系統(tǒng)進行了熱力學變工況分析，并計算了機組的經(jīng)濟性指標。在機組第4級抽汽處增設外置蒸汽冷卻器，可以顯著降低該級抽汽的過熱度，并提高了鍋爐的最終給水溫度，提升了機組的熱經(jīng)濟性，降耗節(jié)煤。

(2)鍋爐最終給水溫度在機組設計工況下增加了4.2 ℃左右，實際工況下增加了3.7 ℃左右。各工況下熱耗平均降低約19 kJ/kW·h，發(fā)電標準煤耗降低約0.698 g/kW·h，汽輪機效率提高約0.11%。

(3)增設外置蒸汽冷卻器的節(jié)能效果隨著機組負荷的增加呈“V”型變化，機組負荷越低，外置蒸汽冷卻器所帶來的收益就越明顯。