1000MW二次再熱汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化

王 振，李 軍

(國電泰州發(fā)電有限公司，江蘇 泰州 225300)

0 引言

隨著電網(wǎng)峰谷差的加大和小型機(jī)組的退役,大型再熱機(jī)組頻繁參與調(diào)峰，而且機(jī)組利用小時數(shù)、負(fù)荷率逐年下降，為了提高機(jī)組在部分負(fù)荷時的經(jīng)濟(jì)性，電廠一般采用滑壓方式運行，合適的滑壓曲線可以將汽輪機(jī)主汽調(diào)節(jié)閥的節(jié)流損失降低至最小。通常汽輪機(jī)廠家會給出滑壓運行曲線，但是該曲線只與負(fù)荷有關(guān)，并未考慮機(jī)組的實際運行狀況，如回?zé)嵯到y(tǒng)設(shè)備運行狀況、冬夏季循環(huán)水溫度的變化、廠用蒸汽等因素，因而往往按照汽輪機(jī)廠家提供的滑壓曲線運行并不最為經(jīng)濟(jì)?；瑝簝?yōu)化運行曲線需要根據(jù)電廠的實際運行情況和設(shè)計條件存在的差異進(jìn)行進(jìn)一步的優(yōu)化。泰州公司二期工程2×1000MW超超臨界汽輪機(jī)型號為N1000-31/600/610/61、二次中間再熱、五缸四排汽、單背壓、反動凝汽式汽輪機(jī)。設(shè)置3臺50%容量水環(huán)式真空泵、2臺50%容量汽動給水泵、2臺100%容量凝泵、2臺100%容量閉式水泵。循環(huán)水系統(tǒng)采用單元制設(shè)計，設(shè)置3臺循環(huán)水泵。給水系統(tǒng)不設(shè)電動給水泵，前置泵采用小汽機(jī)同軸驅(qū)動。采用高、中、低壓三級串聯(lián)旁路系統(tǒng)。四級高壓加熱器、一級除氧器和五級低壓加熱器組成十級回?zé)嵯到y(tǒng)。

1 滑壓優(yōu)化原理與方法

1.1 滑壓優(yōu)化原理

在運行參數(shù)和熱力系統(tǒng)運行狀態(tài)不變的情況下，機(jī)組負(fù)荷與主蒸汽流量成正比，而主蒸汽流量與主蒸汽壓力和超高壓調(diào)門開度成正比，因此機(jī)組負(fù)荷與主蒸汽壓力、超高壓調(diào)門開度的關(guān)系可表達(dá)為式(1)[1]。

Ng∝P0×Cv

(1)

式中：Ng為機(jī)組負(fù)荷；P0為主蒸汽壓力；Cv為超高壓調(diào)門開度。

由式(1)可知，對于同一機(jī)組負(fù)荷Ng，主蒸汽壓力P0越大，超高壓調(diào)門Cv越小。在某一固定機(jī)組負(fù)荷條件下，采用較小的超高壓調(diào)門開度Cv將對機(jī)組運行經(jīng)濟(jì)性帶來2個方面的影響：一方面，隨著主蒸汽壓力P0提高，機(jī)組循環(huán)熱效率上升，有利于提高經(jīng)濟(jì)性；另一方面，超高壓調(diào)門節(jié)流損失增大，引起超高壓缸效率下降。并因給水壓力的同步上升，給水泵組功耗上升、小汽輪機(jī)耗汽量增加，導(dǎo)致汽輪機(jī)做功減少[2]。因此，滑壓優(yōu)化的實質(zhì)是尋找各負(fù)荷工況下主蒸汽壓力與調(diào)門開度的最佳匹配關(guān)系，確定最佳滑壓閥位和相應(yīng)的滑壓曲線。

1.2 滑壓優(yōu)化方法

機(jī)組運行參數(shù)和系統(tǒng)狀態(tài)的變化會影響二次再熱機(jī)組汽輪機(jī)滑壓運行方式。一般而言，機(jī)組滑壓優(yōu)化控制曲線確定之后，就反映了一種固定不變的主汽壓力與機(jī)組負(fù)荷對應(yīng)關(guān)系。但實際運行時，汽輪機(jī)運行參數(shù)、熱力系統(tǒng)運行狀態(tài)的變化，會使汽輪機(jī)高壓調(diào)門開度偏離理論控制值，改變機(jī)組的滑壓運行方式。為此，切合實際的滑壓運行方式應(yīng)考慮上述因素的影響，保證滑壓優(yōu)化運行的節(jié)能效果。在眾多的機(jī)組運行參數(shù)影響因素中，由于冬季、夏季自然環(huán)境條件的改變會引起凝汽器壓力的大幅度變化，對機(jī)組出力變化的影響最大。因此，提出多背壓條件下的二次再熱機(jī)組滑壓運行優(yōu)化曲線，以保證環(huán)境溫度變化時汽輪機(jī)仍然處于最佳滑壓運行狀態(tài)。同樣地，在熱力系統(tǒng)運行狀態(tài)變化影響因素中，機(jī)組對外供熱對滑壓運行方式產(chǎn)生影響，因此，我們在機(jī)組滑壓優(yōu)化方式中需要考慮供熱影響因素，以消除機(jī)組對外供熱等熱力系統(tǒng)狀態(tài)變化因素對汽輪機(jī)滑壓運行性能的影響[3]。為保證二次再熱機(jī)組滑壓運行優(yōu)化的準(zhǔn)確性，本文將試驗比較法與耗差分析法結(jié)合起來，理論與試驗相結(jié)合，互相驗證、互相完善，形成基于試驗比較的耗差分析法，建立機(jī)組滑壓運行優(yōu)化的新模式。

2 1000MW二次再熱汽輪機(jī)滑壓優(yōu)化試驗

2.1 試驗概況

泰州公司汽輪機(jī)滑壓優(yōu)化試驗按照ASME標(biāo)準(zhǔn)要求進(jìn)行，在500～1000MW范圍內(nèi)設(shè)置了4個負(fù)荷點，每一負(fù)荷點進(jìn)行背壓3.5kPa、4.5kPa、6.5kPa、7.5kPa、8.5kPa等5種不同工況下的試驗，試驗期間機(jī)組解除AGC及一次調(diào)頻控制，保持全部回?zé)嵯到y(tǒng)正常運行，各工況之間對外供熱量基本不變，試驗結(jié)果計算時對發(fā)電熱耗率和機(jī)組負(fù)荷進(jìn)行主蒸汽溫度、再熱蒸汽溫度、再熱器減溫水量和發(fā)電機(jī)功率因數(shù)等4項可控參數(shù)修正。

2.2 基于經(jīng)濟(jì)模式的滑壓優(yōu)化

根據(jù)汽輪機(jī)滑壓優(yōu)化試驗結(jié)果，得出不同滑壓方式下機(jī)組發(fā)電熱耗率與負(fù)荷關(guān)系曲線，如圖1所示，根據(jù)汽輪機(jī)滑壓優(yōu)化試驗結(jié)果，并結(jié)合二次再熱機(jī)組一次調(diào)頻性能、標(biāo)煤單價等因素綜合計算得出，保持超高壓調(diào)閥開度為31%滑壓運行，能夠獲得最大的經(jīng)濟(jì)效益，推導(dǎo)出經(jīng)濟(jì)模式下的汽輪機(jī)多背壓滑壓運行優(yōu)化方案，如圖2所示。

考慮到汽輪機(jī)長期運行允許的上限值，優(yōu)化后經(jīng)濟(jì)模式和節(jié)能模式下的滑壓運行曲線在271～1000MW負(fù)荷范圍內(nèi)的運行限值均按照原滑壓曲線的限值進(jìn)行設(shè)定[4]。

圖1 超高壓調(diào)閥不同開度下熱耗率與負(fù)荷關(guān)系

圖2 汽輪機(jī)多背壓滑壓運行優(yōu)化方案-經(jīng)濟(jì)模式

該機(jī)組在經(jīng)濟(jì)模式下運行時，背壓為3.5kPa～8.5kPa多種背壓條件下的汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化函數(shù)如表1所示。

表1 汽輪機(jī)多背壓滑壓運行優(yōu)化函數(shù)-經(jīng)濟(jì)模式

2.3 基于節(jié)能模式的滑壓優(yōu)化

由圖1可知，機(jī)組在主汽調(diào)閥全開狀態(tài)下滑壓運行的發(fā)電熱耗率最低，因此，將主汽調(diào)閥全開狀態(tài)下的滑壓運行方式作為汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化方案的節(jié)能模式，推導(dǎo)出節(jié)能模式下汽輪機(jī)多背壓滑壓運行優(yōu)化方案，如圖3所示。

圖3 汽輪機(jī)多背壓滑壓運行優(yōu)化方案-節(jié)能模式

該機(jī)組在節(jié)能模式下運行時，背壓為3.5kPa～8.5kPa多種背壓條件下的汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化函數(shù)如表2所示。

3 汽輪機(jī)滑壓曲線變化對經(jīng)濟(jì)性影響

機(jī)組相同負(fù)荷運行時，主汽壓力提高，機(jī)組循環(huán)效率提升，但進(jìn)汽調(diào)閥節(jié)流損失增加，影響超高壓缸效率，同時給水泵功耗發(fā)生變化導(dǎo)致給水泵汽輪機(jī)進(jìn)汽量改變，影響機(jī)組經(jīng)濟(jì)性[5-8]?；瑝哼\行方式變化主要是通過這些方面直接影響機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性能，評估其對經(jīng)濟(jì)性的影響也是從這幾個方面進(jìn)行綜合考慮。

3.1 主汽壓力變化對機(jī)組經(jīng)濟(jì)性影響

主汽壓力的變化對機(jī)組經(jīng)濟(jì)性影響可以通過參數(shù)修正曲線得出，汽輪機(jī)主汽壓力修正曲線如圖4所示。汽輪機(jī)主汽壓力提高1MPa，不考慮其他影響因素，機(jī)組熱耗率降低約0.166%。

3.2 超高壓缸效率變化對機(jī)組經(jīng)濟(jì)性影響

超高壓缸效率變化對機(jī)組經(jīng)濟(jì)性的影響直接體現(xiàn)在對汽輪機(jī)熱耗率的影響上。一般采用小偏差法確定缸效與熱耗率的關(guān)系。小偏差法原理是當(dāng)熱力過程的某些參數(shù)與原始參數(shù)偏差不大時，用已知的微分關(guān)系式，理論求得這些偏差量之間的關(guān)系。通過小偏差法計算，汽輪機(jī)超高壓缸效率變化1個百分點，影響機(jī)組熱耗率約8.09kJ/kWh。

3.3 給水泵功耗變化對機(jī)組經(jīng)濟(jì)性影響

主汽壓力提升會影響給水泵出力，給水泵汽輪機(jī)進(jìn)汽量發(fā)生變化，直接影響汽輪機(jī)熱耗率。通過熱力計算分析，給水泵汽輪機(jī)進(jìn)汽量變化1t/h，影響汽輪機(jī)熱耗率約1.9kJ/kWh[9-15]。

4 汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化經(jīng)濟(jì)性分析

4.1 汽輪機(jī)日?；瑝哼\行方式

汽輪機(jī)滑壓優(yōu)化前即“日?；瑝骸边\行方式下，汽輪機(jī)超高壓主汽調(diào)閥開度基本維持在38%，汽輪機(jī)日常滑壓運行曲線如圖5所示。

表2 汽輪機(jī)多背壓滑壓運行優(yōu)化函數(shù)-節(jié)能模式

4.2 經(jīng)濟(jì)模式汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化效果

以機(jī)組利用小時數(shù)5000h，標(biāo)煤價格650元/t，上網(wǎng)電價0.401元/kWh，機(jī)組背壓6.5kPa，日?；瑝哼\行方式(主汽調(diào)閥開度保持38%)為比較基準(zhǔn)，評價節(jié)能模式汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化的效果。汽輪機(jī)滑壓曲線按經(jīng)濟(jì)模式進(jìn)行運行優(yōu)化后，發(fā)電熱耗率平均下降13kJ/kWh，如表3所示，由此可折算得到機(jī)組供電煤耗平均降低約0.5g/kWh，年節(jié)約標(biāo)煤量2500t，節(jié)約燃煤成本162.5萬元，預(yù)計全年無一次調(diào)頻性能考核費用，與“日常滑壓”相比，經(jīng)濟(jì)效益將提高38.1萬元，如表4所示。

表3 經(jīng)濟(jì)模式-汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化前后熱耗率變化

表4 經(jīng)濟(jì)模式-汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化前后經(jīng)濟(jì)性比較

圖4 主汽壓力變化對機(jī)組熱耗率影響曲線

圖5 汽輪機(jī)日?；瑝哼\行曲線

4.3 節(jié)能模式汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化效果

以機(jī)組利用小時數(shù)5000h，標(biāo)煤價格650元/t，上網(wǎng)電價0.401元/kWh，機(jī)組背壓6.5kPa，日常滑壓運行方式(主汽調(diào)閥開度保持38%)為比較基準(zhǔn)，評價節(jié)能模式汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化的效果。汽輪機(jī)滑壓曲線按節(jié)能模式進(jìn)行運行優(yōu)化后，發(fā)電熱耗率平均下降17.19kJ/kWh，如表5所示，由此可折算得到機(jī)組供電煤耗平均降低約0.661g/kWh，年節(jié)約標(biāo)煤量3305t，節(jié)約燃煤成本214.83萬元，預(yù)計全年一次調(diào)頻性能考核費用400萬元，與“日?；瑝骸毕啾?，節(jié)能模式下滑壓運行優(yōu)化后機(jī)組最終經(jīng)濟(jì)效益將提高15.43萬元，如表6所示[16-22]。

表5 節(jié)能模式-汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化前后熱耗率變化

表6 節(jié)能模式-汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化前后經(jīng)濟(jì)性比較

5 結(jié)論及建議

本文通過闡述汽輪機(jī)滑壓優(yōu)化理論，介紹滑壓運行優(yōu)化方法，結(jié)合二次再熱機(jī)組實際運行中遇到的問題，考慮機(jī)組背壓等運行參數(shù)變化及二次再熱機(jī)組一次調(diào)頻性能，得出機(jī)組供熱工況下不同背壓對應(yīng)最佳主汽壓力，分別建立節(jié)能模式和經(jīng)濟(jì)模式下的汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化模型，制定泰州公司汽輪機(jī)滑壓運行優(yōu)化指導(dǎo)方案。

由于1000MW超超臨界二次再熱機(jī)組鍋爐的蓄熱能力相對降低，二次再熱汽輪機(jī)全周進(jìn)汽且不帶補(bǔ)汽閥，一次調(diào)頻手段有限等因素導(dǎo)致機(jī)組一次調(diào)頻能力不足，建議盡快研究運用汽輪機(jī)高壓加熱器抽汽調(diào)整、凝結(jié)水調(diào)頻等手段來增強(qiáng)機(jī)組的一次調(diào)頻能力，實現(xiàn)二次再熱機(jī)組正常運行中既兼顧經(jīng)濟(jì)性又能滿足電網(wǎng)一次調(diào)頻要求的目的。