1000MW超超临界汽轮机参数优化[1].doc

1、1000MW超超临界汽轮机蒸汽参数优化1000MW超超临界汽轮机蒸汽参数优化及讨论冯伟忠（上海外高桥第三发电有限责任公司， 上海 邮编200137）【摘要】：外高桥三期2×1000MW超超临界汽轮机为上汽（SIEMENS）机型，采用补汽阀调频及过负荷调节。通过优化，以压力条件作为划分定压和滑压的判据，最高冷却水温条件下功率1000MW时不开补汽阀，且其他水温下能在功率>1000MW且P<27MPa的情况下尽可能进行滑压运行，提高了运行的经济性。采用3D弯管等，降低造价，降低再热系统压降，提高运行经济性和安全性。通过降低冷却水设计温度，单独设汽动给水泵汽轮机的凝汽器，降低进

2、入主凝汽器的蒸汽流量及热负荷，降低了机组平均背压和端差，提高了机组热经济性。【关键词】：超超临界；汽轮机；补汽阀； 滑压运行；参数优化【中图分类号】：1、引言外高桥三期工程，建设两台1000MW国产引进型超超临界汽轮发电机组， 2006年开工，计划2009年全部建成投产。在此之前，国内已有玉环、邹县、泰州开建百万级超超临界机组项目，且采用技术及机型各有不同。在这前三个项目中，玉环的汽轮机采用德国SIEMENS技术，而另两个项目采用的是日本日立及东芝技术。鉴于目前在百万级的单轴汽轮机领域，唯德国SIEMENS有着较多的业绩，且其综合技术优势明显，再加上外高桥二期2×900MW项目的SI

3、EMENS汽轮机优异的性能表现，故三期的汽轮机最终亦选择了上海电站集团引进的该机型。2、基本参数的选择鉴于在外高桥三期之前的玉环工程，已就1000MW机组的选型及参数选择做了大量工作，且本工程工期较为紧迫，为尽可能减少不必要的投入，在对该机的基本情况作了了解后，决定基本沿用该机的设计参数。该机型及设计参数如下：型式：单轴，反动式，一次再热，四缸四排汽（备选五缸六排汽），无调节级，单支点轴系，双背压。末级叶片1046mm（备选方案末级叶片977mm）。额定功率： 1000MW主蒸汽流量（额定/最大） 2733T/H /2955T/H主汽/再热蒸汽压力： 26.25MPa/6.4MPa主汽/再热蒸

4、汽温度： 600/600排汽压力： 4.19kPa/5.26kPa设计热耗： 7312 kJ/kWh过负荷调节方式： 补汽阀最大出力： 1060MW（补汽阀全开）为留有在技术上作进一步优化的余地，招标书规定经技术论证后，最终主蒸汽压力在27MPa内，投标方不得加价。在外高桥三期的主设备招标时，上汽（SIEMENS）的投标基本方案为玉环机型（以下简称投标机型）。在对该机型的性能参数及运行方式作了较深入的研究，并比较外高桥二期900MW机组的设计特点后，我们认为该机型的蒸汽参数及运行方式还可作进一步的优化，以期获得更优的技术经济性能。3、主汽参数及运行方式的优化3.1 无调节级设计及滑压运行理论和

5、实践均已证明，大容量超临界机组，采用无调节级并滑压运行，在全负荷范围内的经济性均优于带调节级的机组，且取消调节级后，可获得一系列的附加技术优势，故SIEMENS的大型超临界汽轮机，均采用了无调节级设计，滑压运行方式。不过，纯滑压运行的机组，虽无节流损失，经济性最优，但调频响应最差。为兼顾一次调频与经济性，根据用户需求的不同，可采用不同的滑压及调频运行方式。3.2 外高桥900MW机型的调频方式图1 外高桥900MW机型的滑压运行图外高桥二期SIEMENS 900MW超临界汽轮机，采用的是不带补汽阀的所谓改进型滑压运行方式。这种机组在稳态工况时，主汽调节门保持5%主汽压力的节流压降，当需变动负荷

6、时，先由调门通过改变节流压降进行调节，以满足快速响应的要求。然后再由机组的协调控制系统调节锅炉的热负荷及汽压，直至调节门压降恢复正常值。在负荷升至汽轮机TMCR到VWO工况区域内时，调门则逐步减少预留节流压降值直至全部开启，在此过程中，流量增加，主汽压力不变。见图1。由图可见，这种调节方式，除了VWO点，在任何稳态负荷，调门均存在着节流损失。而在TMCR后，节流压降逐步减少直至VWO工况时压降为零。机组及系统，包括锅炉的设计压力基准为TMCRVWO的运行压力。在调频幅度不大，调门的5%节流预留量能应付的情况下，由于调频所需的加、减负荷的对称性，调门的节流平均值不变。故该机型并不因为参与调频而增

7、加节流损失3.3 投标1000MW机型的调频方式上汽的投标机型与外高桥900MW机型略有不同，其四缸方案的低压缸与后者几乎一样，中压缸也基本相同。区别较大的是高压缸，除多了一个高加抽汽口外，还增加了一个第五级动叶后的中间进（补）汽口。在主汽阀前与该进汽口之间连有一个补汽调节阀。在设计工况（循环水温20）额定出力（1000MW）及以下的稳定负荷，该补汽阀处于关闭状态，过了1000MW设计功率点，补汽阀逐步开启直至最大出力，即相当于VWO工况。在补汽阀开启后直至VWO工况的加负荷，流量增加但主汽压力不变（稳态），反之亦然。与此相对应，稳态工况下，主汽调节阀在最低定压运行点Pmin以上的所有负荷，均

8、处于全开图2 投标机型的滑压运行图状态。因此，在Pmin以上直至设计额定功率（稳态），机组均为纯滑压运行，而超过设计额定功率后则为定压运行。如图2。与外高桥900MW机型的调频方式不同，该机主调门及补汽阀均参与调频。任何时候在加负荷时，先开补汽阀作为快速响应，尔后再由机组的协调控制系统增加锅炉热负荷直至补汽阀全关。在减负荷时，先关小主调门，尔后锅炉降低热负荷直至主调门全开。不管是开启补汽阀或关小主调门均会增加节流损失，这就意味着该机型在参与一次调频及快速二次调频时将增加节流损失，即相当于用效率换调频。3.4 两种机型的调频特点对比正常运行区域(稳态)额定TMCRTMCRVWO调频附加节流损失外

9、高桥900MW机型5%节流5%节流逐步减少节流至0(节流损失逐步降至0)无上汽投标1000MW机型无节流（无此区间）开补汽阀直至最大(节流损失从0逐步增至最大)有由对比表可以看出，总体而言，投标机型调频方式的合理性应优于外高桥900MW机型。这是因为通常情况下，机组的运行范围应在40100%额定负荷之间。对于外高桥900MW机型，始终存在着5%的节流损失。而投标机型，在稳态工况下则无调门节流损失。加上参与调频的附加节流，其损失也应明显小于前者，且电网的周波越稳，该项损失就越小。虽然在过负荷区间，外高桥900MW机型的节流损失逐步减少，投标机型则反之，但该区域的运行概率远低于40100%额定负荷

10、。不过，从SIEMENS给出的热平衡计算图可以看出，当补汽阀开启后，汽轮机的效率会明显下降。从上述分析中可以看出，上汽的投标机型亦可随时转成外高桥900MW机型的预节流调频方式运行。这只要关闭补汽阀，主调门改为5%主汽压力节流就可。只是这会降低正常运行工况下的经济性。3.5 投标机型的欠缺及对策3.5.1 补汽阀对效率的影响分析从图1及图2可以看到，两种机型在最高负荷附近都存在一个压力不随负荷变化的平台。特别是后者，随着功率的增加，补汽阀开大，节流损失也将相应增大。根据SIEMENS提供的热平衡图，VWO工况的出力为1060MW，比额定工况高6%，但蒸汽流量却上升了8%。其过负荷增量部分的热效

11、率很低。按理，补汽阀将27MPa/600的蒸汽节流至约16MPa再进入高压缸第5级后继续发电，其效率应相当于亚临界水平，而实际的情况是效率下降得更多，这就需对其做进一步分析。当增量蒸汽从补汽口汽进入汽缸后，第六级前的压力相应增加，制造厂提供的数据为：VWO16.84MPa520TRL15.71MPa512而此时主蒸汽压力则不再上升，这样一来，15级的压力差相应下降，根据弗留格尔公式，对于纯压力级或级组有（主汽温度不变）： (1)式中：G蒸汽流量；Pin汽缸进汽压力；Pout汽缸排汽压力；下标0初始状态；下标1变化后状态。将数据代入式1可求得此工况下15级的流量下降为： (2)这相当于有3.89

12、%的流量从15级这主回路中“挤出”而流入补汽阀。因此，实际进入补汽阀节流的流量已达11.89%而非8%。这导致了效率的加剧下降。这说明补汽阀方式的过负荷运行经济性很差。3.5.2 补汽阀开启点优化若取消运行曲线的顶部压力平台（取消补汽阀）而将滑压曲线向上延伸至VWO点，这在技术上是可行的，运行效率必然更高。但如此一来，主蒸汽管道，给水泵及锅炉的设计压力都将随之增加。以该机型为例，若仍采用滑压，VWO工况的压力将上升8%。这就意味着给水管道，主蒸汽管道及锅炉省煤器、水冷壁及过热器的壁厚全部需增加8%。这将显著增加机组投资。因此权衡利弊，在最高负荷区采用适当牺牲效率的方法限制设计压力，不失为一种可

13、行的折中方案。不过，究竟在何负荷点开始开启补汽阀限制压力的升高，亦需要加以技术经济比较。基于开启补汽阀后，机组效率迅速下降的现实，应在正常运行时避免开启补汽阀。进一步的分析可以看出，在设计工况的1000MW额定功率（THA），蒸汽流量2732T/h以上即开启补汽阀不尽合理。事实上，设计工况是按全年的平均冷却水温为基准的，也就是全年约有50%时间的水温超过平均值（见图3）。相应的，汽轮机在该时段内的热耗及汽耗将高于设计值，1000MW时的主蒸汽流量将高于2732T/h，若仍为滑压运行，主汽压力将按比列增加。在此情况下，若要限制主汽压力不超过设计值以确保安全，唯一的途径就是开启补汽阀以弥补不足。应

14、指出的是，从理论上讲，在正常情况下，机组在额定功率点的运行概率图3 长江口全年水温变化较高，并且全年中夏季的满负荷运行概率更高。按投标机型的运行方式，必然出现在全年中，有超过一半时间的1000MW运行在补汽阀开启方式下，这必然导致机组的运行经济性明显下降。从3.4节的对照表可以看到，投标机型的功率定义中没有通常意义的“额定功率TMCR”的区间。实际上，TMCR的功率所对应的蒸汽流量，恰是在夏季最高冷却水温时可发额定功率。由此可以看出，较合理的补汽阀开启点应确定为TMCR，即在夏季最高循环水温时对应的额定功率，这可确保在全年的1000MW及以下工况不开补汽阀。不过，若仍采用原设计压力26.25M

15、Pa作为此工况下的补汽阀开启值，又导致在其他工况下由于冷却水温的降低，汽耗的下降，额定功率对应的汽轮机运行初压力均会低于设计值（在20冷却水温时约降低4%，约25.25MPa），这就又要降低机组的热力循环效率。由此看来，这似乎是一个怪圈。好在我们在招标时已有余地（27MPa），最终的优化结果是“用足政策”： 27MPa定为主蒸汽设计压力，并将此压力作为补汽阀的开启点。 27MPa作为夏季最高冷却水温时1000MW的滑压运行压力，在>1000MW后补汽阀开启并转为27MPa定压运行方式。相应的，平均冷却水温时的1000MW运行压力下滑为25.81MPa。 滑压与定压（开补汽阀）的分界不按功

16、率分，采用压力准则。汽机主汽门前压力27MPa采用纯滑压运行，与负荷及冷却水温无关。按此准则，平均冷却水温时的最高滑压功率达1043MW。且冷却水温低于平均值时，最高滑压运行功率更高。4、再热蒸汽系统压降优化目前我国的设计规范，再热系统的压降按高压缸排汽压力P2的10%控制，通常是锅炉再热器及冷、热再热管道各占一半。这一压降的取值，是技术经济比较的产物。因为该压降吞噬了一部分再热蒸汽的做功能力，增加了汽轮机的热耗。但减少这一压降需增加管道（含再热器）的投资。随着燃料价格的不断上涨及超临界机组的再热压力比亚临界机组有较大的提高，美、欧的设计规范早已将此压降定在P2的8%及以下。1996年外高桥二

17、期900MW机组的招标书，根据咨询方美国Sarginlandy的意见，按P2的8%作要求。最终的招标结果是德国ALSTOM中标，再热系统压降为P2的6.67%。现具体分析一下再热系统压降减少后对系统经济性的影响。若蒸汽流量不变，按式1，中压缸的进汽压力不变。相应的，再热系统压降的减少即为高压缸排汽压力P2的下降，即由P2变为P2a（见图3）。再者，通常P2约为高压缸进汽压力的1/4。由式1即可推得，P2的变化对高压缸进汽压力的影响极小。图中：122a为高压缸绝热做功过程线，3a33b为再热器等压吸热过程线。23及2a3a为虚拟的再热系统等焓节流过程线。P2及P2a均为等压线。图3 再热系统压降

18、变化影响图从图3可见，当排汽压力由P2变为P2a后，高压缸蒸汽的单位有效焓降增加了hA= h2-h2a。当然，进入再热器的蒸汽焓亦同样下降，与原先相比，需增加一单位吸热量hR= h3-h3a= h2-h2a=hA。不过，由于回热抽汽，进入中压缸的蒸汽量只有主蒸汽流量的83%，或高压缸排汽流量的87%。因此，再热器内的总吸热量的增量小于高压缸总做功能力的增量。这相当于在原有的热力循环上增加了一个效率高于100%的小循环，其结果必然使机组的效率提高，热耗下降。根据计算，再热系统的压降从10%P2减为9%P2，汽轮机热耗约下降0.072%，以此类推。应该说，这一数值是较可观的。根据这一分析及兼顾造价

19、，我们最终仍沿用二期的压降控制原则。除锅炉再热器压降在招标时就已明确外，冷、热再热管道的压降控制并不采用简单的加大管径的方法。与其他同类项目不同，我们坚持参照二期工程的设计，除个别点布置困难而采用1.5D的管件弯头外，其他所有弯头均采用3D的弯管。另外，再适当增加了冷再热管道的管径。综合优化再热系统的结果，竟获得了三重效益：弯管的造价远低于弯头，明显降低了四大管道的总造价，同比下降约20%；3D的弯管的局部阻力系数大大低于1.5D弯头，有效的减少了管系的压降。根据SIEMENS提供的效率修正曲线，汽轮机的热耗将因此下降18kJ/kWh；与1.5D的管件弯头相比，>3D的弯管在运行时产生的

20、振动能量将明显下降，这更有利于管系的安全运行。5、汽轮机背压优化5.1 低压缸配置讨论鉴于SIEMENS汽轮机独特的推（拉）杆和单支点轴系技术，单轴四缸不再是大机组的限制，德国已有五缸六排汽的百万级超超临界机组的成功经验，且增加排汽面积，减少余速损失和降低背压对机组的经济性亦有着举足轻重的影响，外高桥三期1000MW机组的招标时规定投标商可投四缸及五缸方案。上汽（SIEMENS）做了响应。其四缸方案已如前所述，排汽面积为4×10.96 m2，末级叶片1146mm（与外高桥二期900MW机组相同）。五缸方案的排汽面积为6×8.9m2，末级叶片977mm（与德国Boxberg电

21、厂910MW机组相同）。与四缸相比，五缸方案的热耗约能下降1%余。但因其价格较高，最终没能采用，留下了一个永久的遗憾。在中国的北方，特别是内蒙、东北等地区，全年的平均水温远低于长江口。比照德国Boxberg电厂910MW机组，Niederaussem电厂1025MW机组（采用1146mm末级叶片，排汽面积达6×10.96 m2），设计冷却水进/出水温14/24，背压低达2.91/3.68KPa，与常规背压相比，可提高机组效率1.4%。作为比较，采用600/600的超超临界蒸汽参数，也不过提高机组效率1.3%。因此，在平均水温较低的地区，我们在着眼提高蒸汽初参数的同时，更应注意降低背压

22、，否则也是一种资源浪费。从技术发展战略上来说，若能在国内出现一个五缸的成功案例，对推动我国百万级汽轮机技术的发展，进一步提高机组的经济性有着不可估量的意义。5.2 双背压与外高桥900MW机型不同，投标方案采用双背压。这样，同样的循环冷却水流量及水温，在不增加凝汽器冷却面积的情况下，可以获得更低的平均背压，提高了经济性。5.3 背压优化对于四缸方案，仍存在着进一步的优化空间。通过对外高桥区域长江水温的统计显示，年平均水温为18.75，考虑增加2×1000MW热负荷后的区域温升，三期的设计冷却水温定为19，经核算，设计背压可从4.19/5.26 kPa下降为3.86kPa/4.88kPa，热耗则可下降19kj/kwh。给水泵汽轮机自设凝汽器，排汽不再进入主机凝汽器。与二期相比，主凝汽