白子為， 張國強， 付旭晨， 楊勇平， 王修彥

(華北電力大學(xué) 電站設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測與控制教育部重點實驗室，北京 102206)

燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)變工況調(diào)節(jié)方案對比分析

白子為， 張國強， 付旭晨， 楊勇平， 王修彥

(華北電力大學(xué) 電站設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測與控制教育部重點實驗室，北京 102206)

針對現(xiàn)存PG9351FA燃?xì)廨啓C對應(yīng)的燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)，分析了3類調(diào)節(jié)方案下燃?xì)廨啓C循環(huán)、蒸汽輪機循環(huán)和聯(lián)合循環(huán)的變工況特性.結(jié)果表明：針對基準(zhǔn)機組，采用IGV調(diào)節(jié)方案不利于燃?xì)廨啓C循環(huán)高效運行，但有利于聯(lián)合循環(huán)運行；調(diào)節(jié)方案對蒸汽輪機循環(huán)的影響大于燃?xì)廨啓C循環(huán)，故聯(lián)合循環(huán)效率最高的調(diào)節(jié)方案為盡量維持T4在透平出口極限溫度運行，該方案對應(yīng)聯(lián)合循環(huán)效率在低負(fù)荷下比IGV T3-F方案對應(yīng)聯(lián)合循環(huán)效率提升2%以上；為了變工況運行最佳，應(yīng)盡可能采用IGV調(diào)節(jié)方案并且在較高蒸汽輪機循環(huán)效率下運行.

聯(lián)合循環(huán)；變工況特性；負(fù)荷調(diào)節(jié)；建模

燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組相比于燃煤蒸汽輪機機組具有啟動快、熱效率高、調(diào)峰能力強和污染小等優(yōu)點.GE公司的9H型燃?xì)廨啓C透平轉(zhuǎn)子入口燃?xì)饪倻睾驮O(shè)計空氣質(zhì)量流量分別達(dá)到1 430 ℃與685 kg/s，設(shè)計壓比提升至23.燃?xì)廨啓C循環(huán)效率高達(dá)41.8%，聯(lián)合循環(huán)效率提升至61.8%，聯(lián)合循環(huán)出力可達(dá)755 MW[1].隨著燃?xì)廨啓C循環(huán)參數(shù)的提高，余熱鍋爐主蒸汽壓力不斷提高，通過對比，發(fā)現(xiàn)重型燃?xì)廨啓C匹配三壓再熱余熱鍋爐時其性能相對最優(yōu)[2].

當(dāng)燃?xì)廨啓C機組選用不同負(fù)荷調(diào)節(jié)方案運行時，聯(lián)合循環(huán)熱力參數(shù)和機組性能通常會存在差異.Kim等[5]研究了單軸回?zé)崛細(xì)廨啓C機組采用不同負(fù)荷調(diào)節(jié)方案(轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)、燃料調(diào)節(jié)和IGV調(diào)節(jié))運行時的性能差異.Domachovski等[6]通過軟件計算對比了聯(lián)合循環(huán)機組變工況下IGV調(diào)節(jié)和純?nèi)剂险{(diào)節(jié)之間的性能差異.陳曉利等[7]通過Thermoflex軟件建模研究了IGCC系統(tǒng)采用不同負(fù)荷調(diào)節(jié)方案時的性能對比.Haglind[8]對比了IGV調(diào)節(jié)對聯(lián)合循環(huán)機組的影響，研究表明單軸燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組恒速運行時IGV調(diào)節(jié)效率較高.Song等[9]分析了單軸燃?xì)廨啓C中IGV調(diào)節(jié)的影響，認(rèn)為IGV調(diào)節(jié)可以提高透平排氣溫度，從而提高循環(huán)效率，但會增加壓氣機第一級壓縮過程的損.

隨著燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)控制技術(shù)的進(jìn)步，負(fù)荷調(diào)節(jié)方案將更為多樣化.目前國內(nèi)外學(xué)者的相關(guān)研究主要集中在單一負(fù)荷調(diào)節(jié)方案對特定機組的影響上，對于不同負(fù)荷調(diào)節(jié)方案下同機組性能的對比研究較少.筆者選取PG9351FA燃?xì)廨啓C及其對應(yīng)的聯(lián)合循環(huán)機組為研究對象，分別基于逐級疊加法、Flugel公式以及熱平衡法對其壓氣機、燃?xì)馔钙胶陀酂徨仩t進(jìn)行建模.在此基礎(chǔ)上，對不同負(fù)荷調(diào)節(jié)方案下機組運行時的各全工況(即設(shè)計工況和變工況)性能進(jìn)行數(shù)值模擬與對比分析，研究不同負(fù)荷調(diào)節(jié)方案對燃?xì)廨啓C循環(huán)、蒸汽輪機循環(huán)和聯(lián)合循環(huán)的影響，分析機組的變工況特性規(guī)律.

1 機組概況與負(fù)荷調(diào)節(jié)方案

1.1 機組概況

S109FA燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組由燃?xì)廨啓C發(fā)電機組、余熱鍋爐、蒸汽輪機發(fā)電機組和其他輔機系統(tǒng)共同組成，燃?xì)廨啓C為單軸結(jié)構(gòu)，與對應(yīng)的發(fā)電機直接連接，循環(huán)系統(tǒng)流程如圖1所示.表1～表3給出了所用燃料的低熱值和ISO標(biāo)準(zhǔn)條件(15 ℃，101.3 kPa，相對濕度60%)下各設(shè)備的設(shè)計工況熱力學(xué)參數(shù).

1-透平；2-燃燒室；3-壓氣機；4-高壓缸；5-中壓缸；6-低壓缸；7-發(fā)電機；8-凝汽器、除氧器；9-高壓過熱器1；10-再熱器2；11-再熱器1；12-高壓過熱器1；13-高壓蒸發(fā)器；14-高壓省煤器3；15-中壓過熱器；16-低壓過熱器；17-高壓省煤器2；18-中壓蒸發(fā)器；19-中壓省煤器；20-高壓省煤器；21-低壓蒸發(fā)器；22-低壓省煤器.

圖1 聯(lián)合循環(huán)流程圖

Fig.1 Flow diagram of the combined cycle

燃?xì)廨啓C發(fā)電機組為GE公司的PG9351FA機組，包括1臺18級軸流式壓氣機、1套由18個干式低NOx燃燒室組成的燃燒系統(tǒng)和1臺3級透平.其中，壓氣機抽氣口設(shè)在9級、13級、16級和末級的后部，分別作為燃?xì)馔钙降?級靜葉、第2級靜葉、前2級動葉和第1級靜葉的冷卻氣源.燃?xì)馔钙降?級靜葉前燃?xì)饪倻?未混合第1級靜葉冷卻氣)根據(jù)模型和冷卻空氣量計算為1 407 ℃.

表1 聯(lián)合循環(huán)機組設(shè)計參數(shù)

表2 燃?xì)廨啓C循環(huán)設(shè)計參數(shù)

表3 蒸汽輪機循環(huán)設(shè)計參數(shù)

余熱鍋爐為Alstom公司設(shè)計的臥式、無補燃、自然循環(huán)、三壓一次再熱余熱鍋爐.鍋爐共有3套由省煤器、蒸發(fā)器、過熱器和蒸汽輪機組成的汽水循環(huán)，并在高壓過熱器和高壓再熱器處分別設(shè)有減溫裝置.低壓省煤器設(shè)有再循環(huán)泵，以提高低壓省煤器入口水溫，防止產(chǎn)生煙氣低溫腐蝕.蒸汽輪機發(fā)電機組由D10型三壓、雙缸雙排汽冷凝式汽輪機和配套發(fā)電機組成.

1.2 調(diào)節(jié)方案對比

燃?xì)廨啓C聯(lián)合循環(huán)機組的運行調(diào)節(jié)受到諸多條件的限制，如透平入口燃?xì)獠怀瑴?、透平末級排氣溫度不超溫；壓氣機與燃?xì)馔钙今詈线\行時的穩(wěn)定性，壓氣機運行線距離喘振邊界保留足夠的安全裕度等.此外，為保證單軸燃?xì)廨啓C機組的發(fā)電頻率，運行方案中認(rèn)為燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)速不變.

目前，聯(lián)合循環(huán)機組常用的運行方案包括：配合IGV調(diào)節(jié)先維持T3不變之后純?nèi)剂险{(diào)節(jié)方案(IGVT3-F方案)、先通過IGV調(diào)節(jié)和燃料控制使T4逐漸升高之后純?nèi)剂险{(diào)節(jié)方案(IGVT4漸升-F方案)和先維持T3不變之后維持T4不變最后采用純?nèi)剂险{(diào)節(jié)的調(diào)節(jié)方案[10](IGVT3-T4定溫-F方案).為對比研究變工況下T4對聯(lián)合循環(huán)的影響，在透平出口最高溫度(656 ℃)和設(shè)計工況溫度間選取3個T4，從而將IGVT3-T4定溫-F方案細(xì)分為IGVT3-618-F、IGVT3-629-F、IGVT3-656-F方案進(jìn)行對比.5種具體的負(fù)荷調(diào)節(jié)方案描述如下：

(1) IGVT3-F方案：聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷在100%～84%時調(diào)節(jié)IGV開度和燃料量，維持T3在設(shè)計值運行；在84%負(fù)荷時T4達(dá)到最高值；在84%～34%負(fù)荷時只調(diào)節(jié)燃料量.

(2) IGVT3-618-F方案：聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷在100%～84%時調(diào)節(jié)IGV開度和燃料量，維持T3在設(shè)計值運行；在84%負(fù)荷時T4達(dá)到最高值；在84%～76%負(fù)荷時只調(diào)節(jié)燃料量，在76%負(fù)荷時T4達(dá)到618 ℃(T4設(shè)計工況溫度)；在76%～44%負(fù)荷時調(diào)節(jié)IGV開度和燃料量，維持相同T4運行；在44%負(fù)荷時IGV開至最小；在44%～30%負(fù)荷時只調(diào)節(jié)燃料量.

(3) IGVT3-629-F方案：聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷在100%～84%時調(diào)節(jié)IGV開度和燃料量，維持T3在設(shè)計值運行；在84%負(fù)荷時T4達(dá)到最高值；在84%～79%負(fù)荷時只調(diào)節(jié)燃料量，在79%負(fù)荷時T4達(dá)到629 ℃；在79%～46%負(fù)荷時調(diào)節(jié)IGV開度和燃料量，維持相同T4運行；在46%負(fù)荷時IGV開至最??；在46%～30%負(fù)荷時只調(diào)節(jié)燃料量.

(4) IGVT3-656-F方案：聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷在100%～84%時調(diào)節(jié)IGV開度和燃料量，維持T3在設(shè)計值運行；在84%負(fù)荷時T4達(dá)到最高值；在84%～50%負(fù)荷時調(diào)節(jié)IGV開度和燃料量，維持相同T4運行；在50%負(fù)荷時IGV開至最??；在50%～30%時只調(diào)節(jié)燃料量.

(5)IGVT4漸升-F方案：聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷在100%～50%時調(diào)節(jié)IGV開度和燃料量，50%負(fù)荷時T4達(dá)到最高值；機組負(fù)荷在50%～30%時只調(diào)節(jié)燃料量.

2 聯(lián)合循環(huán)建模

選用Aspen Plus與Excel軟件對主要設(shè)備的設(shè)計工況建模，基于設(shè)計工況和Matlab、Excel軟件完成變工況建模.按工質(zhì)流動順序(壓氣機、燃燒室、燃?xì)廨啓C透平、余熱鍋爐)對比各負(fù)荷調(diào)節(jié)方案對機組變工況特性的影響，進(jìn)而分析對聯(lián)合循環(huán)性能的影響.計算過程中，空氣比熱容由擬合公式計算，燃燒室與透平內(nèi)煙氣物性通過煙氣熱物性質(zhì)計算方法得出[11]，水蒸氣特性通過國際公式化委員會(IFC)制定的“工業(yè)用1967年IFC公式”計算.

2.1 燃?xì)廨啓C循環(huán)建模

壓氣機模型選用平均直徑高度上的一維逐級疊加法[12]建模，由控制方程[13]和流量系數(shù)、壓頭系數(shù)[13]關(guān)系等通過逐級疊加求得各級進(jìn)出口參數(shù)，并在此基礎(chǔ)上分析壓氣機整體性能.

重型燃?xì)廨啓C的壓氣機通常配置IGV，可防止在變工況或啟停機時壓氣機喘振或失速現(xiàn)象的發(fā)生.假設(shè)轉(zhuǎn)子相對氣流出口角與級效率都不是轉(zhuǎn)子氣流入口角的函數(shù)時，在變工況條件下流量系數(shù)與壓頭系數(shù)存在以下關(guān)系[13]：

(1)

式中：Ψ為流量系數(shù)；φ為壓頭系數(shù).

對于壓氣機可轉(zhuǎn)靜葉的變工況計算方法以及壓氣機抽氣變工況計算，文獻(xiàn)[14]中對其變化過程與機理進(jìn)行了推導(dǎo).

圖2 燃?xì)廨啓C透平空氣冷卻系統(tǒng)圖

燃燒室計算采用熱平衡方程[15]，用于確定過量空氣系數(shù)和燃燒溫度，計算只考慮必要的壓損和能量平衡，而忽略化學(xué)反應(yīng)過程.

燃?xì)廨啓C透平選取逐級冷卻簡化模型，3級均有靜葉冷卻，除第3級外均有動葉冷卻，如圖2所示.假設(shè)各級靜葉中的冷卻空氣與入口燃?xì)饣旌虾髤⑴c做功；動葉中的冷卻空氣不參與該級做功，僅在該級出口與燃?xì)饣旌?

設(shè)計工況下冷卻空氣量取與文獻(xiàn)[16]中相同，變工況下冷卻空氣量通過壓力和溫度進(jìn)行修正，冷卻空氣與煙氣混合引起的壓降損失采用文獻(xiàn)[17]中的方法計算.變工況下認(rèn)為前2級透平膨脹比不變，第三級透平膨脹比受透平入口壓力影響[15].各級透平變工況下的效率采用盧韶光等[18]提出的公式修正；透平入口壓力、溫度和質(zhì)量流量應(yīng)滿足Flugel公式約束[19]，其表達(dá)式如下：

(2)

式中：k為常數(shù)；qm為透平進(jìn)口煙氣質(zhì)量流量；A為透平進(jìn)口面積(不變)；p為透平進(jìn)口壓力；T為透平進(jìn)口溫度.

2.2 蒸汽輪機循環(huán)建模

采用商業(yè)軟件Aspen Plus基于設(shè)計工況參數(shù)對余熱鍋爐進(jìn)行模擬，在變工況計算過程中確保余熱鍋爐每個受熱面與余熱鍋爐整體達(dá)到能量守恒和換熱平衡，即煙氣放熱量等于蒸汽吸熱量，又等于受熱面?zhèn)鳠崃縖20].

其中吸熱、放熱、傳熱平衡方程為：

qm，gcp(Tg1-Tg2)=qm，g(hs2-hs1)=UΔT

(3)

式中：qm，g為煙氣質(zhì)量流量；cp為煙氣平均比熱容；Tg1為煙氣進(jìn)口溫度；Tg2為煙氣出口溫度；hs2為蒸汽/水出口焓值；hs1為蒸汽/水進(jìn)口焓值；ΔT為對數(shù)換熱溫差，采用式(4)進(jìn)行計算；U為受熱面整體傳熱系數(shù)，對過熱器采用式(5)進(jìn)行計算，對蒸發(fā)器和省煤器采用式(6)進(jìn)行計算.

ΔT=[(Tg1-ts2)-(Tg2-ts1)]/ln[(Tg1-ts2)/(Tg2-ts1)]

(4)

(5)

(6)

式中：qm,sd為蒸汽/水設(shè)計工況質(zhì)量流量；qm,s為蒸汽/水變工況質(zhì)量流量；ts2為蒸汽/水出口溫度；ts1為蒸汽/水進(jìn)口溫度；Fg為煙氣熱物性系數(shù)；K1為設(shè)計工況系數(shù).

余熱鍋爐各受熱面的壓損不可忽略，通常在設(shè)計工況時受熱面壓損選取2%～5%[21].蒸汽輪機循環(huán)運行選用滑壓-定壓的運行方式.在主蒸汽壓力大于設(shè)計值45%時采用滑壓運行，從而得到較大出功并降低排汽濕度；在小于45%時采用定壓運行，以保證運行安全[21].蒸汽輪機變工況運行特性由Flugel公式[22]描述，由于蒸汽輪機在變工況運行中等熵效率受質(zhì)量流量影響，其高、中、低壓缸等熵效率根據(jù)商業(yè)運行軟件Epsilon 11的內(nèi)置算法進(jìn)行計算[23].

3 負(fù)荷調(diào)節(jié)方案模擬與分析

各設(shè)備全工況模型如前文所述，設(shè)定運行轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，IGV控制和燃料量參與調(diào)節(jié).

3.1 壓氣機模擬與分析

壓氣機特性曲線及運行曲線如圖3所示，其中6條壓氣機特性曲線分別對應(yīng)不同的IGV開度.壓氣機IGV調(diào)節(jié)范圍為49°～88°，對應(yīng)相對質(zhì)量流量調(diào)節(jié)范圍為60%～100%.(各圖中IGVT3-F對應(yīng)工況a-b-c，IGVT3-656-F對應(yīng)工況a-d1-e1-f(d1與b重合)，IGVT3-629-F對應(yīng)工況a-d1-d2-e2-f，IGVT3-618-F對應(yīng)工況a-d1-d3-e3-f，IGVT4漸升-F對應(yīng)工況a-e1-f，各工況的具體數(shù)據(jù)詳見表4).

圖3 壓氣機運行特性曲線

參數(shù)ab(d1)d2d3ce1e2e3f壓氣機入口相對質(zhì)量流量/%10083.083.283.384.460.460.560.660.8IGV開度/%10083.383.383.383.360606060壓氣機壓比15.412.712.612.511.08.88.78.68.1燃?xì)廨啓C出力/MW25720619218678106959055聯(lián)合循環(huán)出力/MW402338316307136200184176120聯(lián)合循環(huán)效率/%57.456.255.655.342.251.350.249.743.6

圖3給出了5種負(fù)荷調(diào)節(jié)方案下對應(yīng)的壓氣機運行曲線.由圖3可見，隨著IGV減小，壓比隨相對質(zhì)量流量的減小呈下降趨勢；IGV不變時，壓比隨相對質(zhì)量流量的增加呈下降趨勢.其中，IGVT3-F方案對應(yīng)IGV調(diào)節(jié)范圍為72.3°～88°，其余各方案對應(yīng)IGV調(diào)節(jié)范圍為49°～88°.

壓氣機壓比隨聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷的變化趨勢如圖4所示.由圖4可知，機組在高負(fù)荷時(大于84%聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷)，壓比隨負(fù)荷降低而減小，各方案下對應(yīng)的變化趨勢相近.負(fù)荷降低時(小于84%聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷)，IGVT3-F方案對應(yīng)IGV開度不變而壓比降低幅度減慢.IGVT3-T4定溫-F方案之間運行線平行，相同負(fù)荷下T4越高的運行方案，對應(yīng)壓比越小.IGVT4漸升-F方案與IGVT3-656-F方案相比，運行線基本重合，其中在50%負(fù)荷以上時壓比稍大.總之，IGV改變期間，負(fù)荷降低導(dǎo)致壓比減小且相對質(zhì)量流量減少，T3可能不變；IGV開度不變時，負(fù)荷降低則導(dǎo)致壓比減小而相對質(zhì)量流量增加，T3將下降.

圖4 壓氣機壓比變化

3.2 燃?xì)馔钙侥M與分析

圖5和圖6分別為變工況下燃?xì)馔钙降谝患夀D(zhuǎn)子入口燃?xì)鉁囟群屯钙侥┘壋隹谌細(xì)鉁囟鹊淖兓€.在5種負(fù)荷調(diào)節(jié)方案下，隨負(fù)荷降低，T3呈下降趨勢，而T4先升高后降低.在模擬工況范圍內(nèi)運行時，T3的變化范圍為1 327～885 ℃，T4的變化范圍為656～434 ℃.

圖5 燃?xì)馔钙降谝患夀D(zhuǎn)子入口燃?xì)鉁囟?/p>

圖6 燃?xì)馔钙侥┘壋隹谌細(xì)鉁囟?/p>

各方案在高負(fù)荷下運行時，除IGVT4漸升-F方案外，T4變化曲線均升高至最高溫度點(工況b點).在較低負(fù)荷時，相同負(fù)荷下IGVT3-F方案對應(yīng)的T4最低，其原因為該負(fù)荷段下的T3最低，且對應(yīng)的壓比最大.IGVT3-T4定溫-F方案對應(yīng)溫度變化曲線相互平行，這是由于壓比相近，若方案對應(yīng)的T3越高，則T4越高.IGVT4漸升-F方案在50%聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷以上時，T4隨負(fù)荷下降而逐漸升高，當(dāng)IGV關(guān)至最小時，T4曲線升至最高(工況e1點)；在更低負(fù)荷時，IGV不參與調(diào)節(jié)，T4與T3均隨負(fù)荷減小而降低.總之，在燃?xì)廨啓C變工況運行中，IGV調(diào)節(jié)可能通過壓比的變化使T4的變化趨勢背離T3的變化趨勢.

3.3 燃?xì)廨啓C循環(huán)效率與分析

5種負(fù)荷調(diào)節(jié)方案下燃?xì)廨啓C循環(huán)效率(燃?xì)廨啓C循環(huán)出功/燃料總熱值)隨聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷的變化曲線如圖7所示.由圖7可知，燃?xì)廨啓C循環(huán)效率均隨著負(fù)荷的降低而下降.在模擬工況范圍內(nèi)，IGVT3-F方案對應(yīng)燃?xì)廨啓C循環(huán)效率范圍為25%～37%，其余方案對應(yīng)范圍為20%～37%.

如圖4和圖5所示，機組在84%負(fù)荷以上運行時，各方案對應(yīng)的壓比和T3曲線均分別相近，故燃?xì)廨啓C循環(huán)效率值及曲線變化趨勢均相近.在較低負(fù)荷時，相同聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷下IGVT3-F方案對應(yīng)的壓比較其他方案都大，燃?xì)馔钙脚蛎洷雀撸細(xì)廨啓C循環(huán)溫度利用區(qū)間越大，因此該方案對應(yīng)燃?xì)廨啓C循環(huán)效率高于其他方案.IGVT3-F方案與其他調(diào)節(jié)方案的燃?xì)廨啓C循環(huán)效率的差值隨負(fù)荷降低呈逐漸增大趨勢，最大絕對差值為2.7%.IGVT3-T4定溫-F調(diào)節(jié)的各方案間，在聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷區(qū)間為84%～50%時，燃?xì)廨啓C循環(huán)效率有所差別，最大絕對差值為0.63%.這是由于相同聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷下，3種方案的壓比相近，燃?xì)馔钙降臏囟壤脜^(qū)間與出功相近，T4越高則對應(yīng)的T3越高，同時消耗燃料量越多，因此燃?xì)廨啓C循環(huán)效率越低.在50%聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷以上時，IGVT4漸升-F方案相比IGVT3-656-F方案的燃?xì)廨啓C循環(huán)效率更高，這是因為相同聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷下，壓比相近情況下燃?xì)廨啓C出功相當(dāng)，IGVT4漸升-F方案對應(yīng)T3更低，消耗燃料量更少，兩方案間燃?xì)廨啓C循環(huán)效率的最大差值為0.5%.

圖7 燃?xì)廨啓C循環(huán)效率

機組在相同聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷下，透平膨脹比較高的調(diào)節(jié)方案對應(yīng)的燃?xì)廨啓C循環(huán)效率較高；當(dāng)透平膨脹比相近時，調(diào)節(jié)方案對應(yīng)T3越低，則消耗燃料量越少，對應(yīng)燃?xì)廨啓C循環(huán)效率較高(該結(jié)論針對相同聯(lián)合循環(huán)出功下，在變負(fù)荷時，壓比相近，則T3較高時對應(yīng)循環(huán)效率較高).曲線a-b-c中b點后IGV不變，因此IGV調(diào)節(jié)對于燃?xì)廨啓C循環(huán)效率起到消極作用.

圖3～圖7給出的IGVT3-F方案下燃?xì)廨啓C的變工況特性與文獻(xiàn)[3]、文獻(xiàn)[24]和文獻(xiàn)[25]的結(jié)果相同，證明本文采用的模型是可靠的.

3.4 余熱鍋爐模擬與分析

余熱鍋爐的變工況運行與蒸汽輪機的運行密切相關(guān)，假設(shè)余熱鍋爐入口煙氣溫度為T4，忽略管道散熱損失，蒸汽輪機循環(huán)采用先滑壓后定壓的運行方式，以保證循環(huán)效率和蒸汽輪機末級葉片排汽干度[26].圖8為余熱鍋爐排汽溫度的變化曲線，排汽溫度均隨負(fù)荷的下降先降低后升高，但變化范圍較小(81～103 ℃)，說明熱回收效果均較好.

對比圖6與圖8發(fā)現(xiàn)，余熱鍋爐排汽溫度的變化趨勢與T4的變化趨勢正好相反.其主要原因是，在變工況下T4降低將引起高壓蒸發(fā)器的換熱溫差減小，蒸發(fā)量減少，導(dǎo)致給水量減少，給水在省煤器中總吸熱量相對降低，引起余熱鍋爐排汽溫度升高.因此在低負(fù)荷時，IGVT3-F方案對應(yīng)的余熱鍋爐排汽溫度隨負(fù)荷降低而升高.IGVT4定溫-F方案對應(yīng)的排汽溫度曲線相互平行，其原因是T4各自保持不變，煙氣流量降低幅度相近，其中方案對應(yīng)T4越高，則排汽溫度越低.IGVT4漸升-F方案與IGV656-F方案基本相同，僅在50%負(fù)荷以上時對應(yīng)余熱鍋爐排汽溫度更高.

圖8 余熱鍋爐排汽溫度

總之，各方案在燃?xì)廨啓C變工況運行過程中，對應(yīng)T4升高或煙氣流量降低時，余熱鍋爐排汽溫度降低；T4降低時排汽溫度升高.隨著T4降低，會引起省煤器中給水的吸熱量增加，在低負(fù)荷時省煤器出口產(chǎn)生汽化問題[27].因此，建模中在中低壓蒸發(fā)器入口設(shè)節(jié)流閥，通過節(jié)流保障運行安全.

3.5 蒸汽輪機循環(huán)效率與分析

PG9351FA機組變工況下蒸汽輪機循環(huán)效率(蒸汽輪機循環(huán)出功/(蒸汽輪機循環(huán)中進(jìn)入余熱鍋爐的燃?xì)馑鶖y帶的熱量-空氣所攜帶的熱量))如圖9所示.由圖9可知，在模擬工況范圍內(nèi)，5種負(fù)荷調(diào)節(jié)方案下蒸汽輪機循環(huán)效率隨著負(fù)荷降低先略有升高，隨后下降.在各個相同的聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷下，IGVT3-656-F方案的蒸汽輪機循環(huán)效率最高，在模擬的負(fù)荷范圍內(nèi)全工況循環(huán)效率范圍為30%～34.5%，而IGVT3-F方案對應(yīng)的蒸汽輪機循環(huán)效率范圍則較低(24%～34.5%)，其余方案下循環(huán)效率范圍與IGVT3-656-F方案相同.

圖9 蒸汽輪機循環(huán)效率

機組按各方案在高負(fù)荷下運行時，由于機組T4和煙氣流量相近，所以各方案蒸汽輪機循環(huán)效率相近.在低負(fù)荷下運行時，由于IGVT3-F方案對應(yīng)T4最低，導(dǎo)致蒸汽輪機循環(huán)效率較低，與其他調(diào)節(jié)方案下對應(yīng)的蒸汽輪機循環(huán)效率的差值隨負(fù)荷降低呈逐漸增大趨勢，方案之間最大絕對差值約為7.3%.IGVT3-T4定溫-F各方案在84%～50%負(fù)荷區(qū)間時，定溫T4值分別相差27 K(656 ℃和629 ℃之差)和11 K(629 ℃和618 ℃之差)，方案間蒸汽輪機循環(huán)效率差值隨T4差值的增大而逐漸增大，最大差值分別約為0.5%和0.3%.這是由于相同負(fù)荷下3種方案煙氣流量相近，T4越高則對應(yīng)余熱鍋爐入口煙氣能量的品位越高，蒸汽輪機循環(huán)效率越高.IGVT4漸升-F方案相比IGVT3-656-F方案，在50%聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷以上時蒸汽輪機循環(huán)效率略低，兩方案間蒸汽輪機循環(huán)效率的最大差值為0.5%.

因此，可以認(rèn)為蒸汽輪機循環(huán)的做功熱源是燃機透平排氣余熱，燃?xì)廨啓C循環(huán)的特性參數(shù)對蒸汽輪機循環(huán)的全工況性能影響較大.蒸汽輪機循環(huán)在整個聯(lián)合循環(huán)中處于被動位置，T4較高的負(fù)荷調(diào)節(jié)方案對蒸汽輪機循環(huán)更為有利.

3.6 聯(lián)合循環(huán)效率與分析

圖10為機組在各負(fù)荷調(diào)節(jié)方案下聯(lián)合循環(huán)的效率曲線.在模擬工況范圍內(nèi)，IGVT3-F方案對應(yīng)蒸汽輪機循環(huán)效率為43%～58.6%,其余方案對應(yīng)蒸汽輪機循環(huán)效率為44.5%～58.6%.對比燃?xì)廨啓C循環(huán)、蒸汽輪機循環(huán)和聯(lián)合循環(huán)效率曲線可知，不同運行方案下聯(lián)合循環(huán)效率曲線的走勢與燃?xì)廨啓C循環(huán)效率曲線相近，而方案間聯(lián)合循環(huán)效率的變化趨勢與蒸汽輪機循環(huán)效率曲線相同.其主要原因是燃?xì)廨啓C循環(huán)出功占總出功的比例較大，聯(lián)合循環(huán)性能隨負(fù)荷的變化關(guān)系主要由燃?xì)廨啓C循環(huán)性能的變化趨勢支配；蒸汽輪機循環(huán)在聯(lián)合循環(huán)中處于被動地位，但是其特性受負(fù)荷調(diào)節(jié)方案的影響更大，對于整個聯(lián)合循環(huán)有著重要影響，甚至是決定性影響.

圖10 聯(lián)合循環(huán)效率

機組按各方案在高負(fù)荷下運行時，由于方案間燃?xì)廨啓C循環(huán)和蒸汽輪機循環(huán)的效率及變化趨勢均相近，所以各方案聯(lián)合循環(huán)的效率和變化趨勢相近.在低負(fù)荷下運行時，由于IGVT3-F方案對應(yīng)壓氣機壓比最大，因此燃?xì)廨啓C循環(huán)出功最高.但燃?xì)廨啓C排氣壓力一定，提高燃?xì)廨啓C循環(huán)做功的同時降低了T4，減弱了蒸汽輪機循環(huán)做功能力，并且蒸汽輪機循環(huán)受負(fù)荷調(diào)節(jié)方案的影響程度大于燃?xì)廨啓C循環(huán)，導(dǎo)致聯(lián)合循環(huán)效率越低.IGVT3-F方案與其他調(diào)節(jié)方案之間聯(lián)合循環(huán)效率的差值隨負(fù)荷降低呈逐漸增大趨勢，最大絕對差值為3.4%.各IGVT3-T4定溫-F方案之間，在負(fù)荷區(qū)間為84%～50%時，聯(lián)合循環(huán)效率差值不斷增大.定溫T4值分別相差27 K和11 K時對應(yīng)方案下聯(lián)合循環(huán)效率最大絕對差值分別為0.37%和0.2%.可見變工況下隨著T4的升高，提升排氣溫度帶來的聯(lián)合循環(huán)效率的提升幅度逐漸減小.IGVT4漸升-F方案對應(yīng)的聯(lián)合循環(huán)效率略低于IGVT3-656-F方案，這是因為燃?xì)廨啓C循環(huán)和蒸汽輪機循環(huán)均相近的情況下，IGVT4漸升-F方案對應(yīng)的T3較低，其蒸汽輪機循環(huán)效率也較低，在模擬的負(fù)荷范圍內(nèi)，聯(lián)合循環(huán)效率的最大差值為0.16%.

總之，T3對燃?xì)廨啓C聯(lián)合循環(huán)機組的性能起決定性作用，負(fù)荷調(diào)節(jié)方案中采用IGV調(diào)節(jié)方式有利于維持較高T3和T4，從而保障了聯(lián)合循環(huán)效率.在筆者對比的5種負(fù)荷調(diào)節(jié)方案中，IGVT3-656-F方案能夠在全負(fù)荷工況下使整機聯(lián)合循環(huán)效率維持最高.這是因為調(diào)節(jié)IGV開度后機組能維持較高的T3，同時維持盡量高的T4，在保障燃?xì)廨啓C循環(huán)效率較高的同時獲得較高的蒸汽輪機循環(huán)效率.筆者對比分析的IGVT3-T4定溫-F方案各負(fù)荷工況下聯(lián)合循環(huán)的效率均優(yōu)于IGVT3-F方案，在低聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷時循環(huán)效率絕對差值在2%以上.

4 結(jié) 論

(1)變工況下透平膨脹比參數(shù)會直接影響燃?xì)廨啓C循環(huán)的出力、循環(huán)效率和排氣溫度，進(jìn)而影響蒸汽輪機循環(huán).在變負(fù)荷T3相近時，高壓比的調(diào)節(jié)方案對應(yīng)透平膨脹比較高，燃?xì)廨啓C循環(huán)效率較高.在5種負(fù)荷調(diào)節(jié)方案中，IGVT3-F方案為相同聯(lián)合循環(huán)負(fù)荷下燃?xì)廨啓C循環(huán)效率最高的運行方案.對比5種負(fù)荷調(diào)節(jié)方案，燃?xì)廨啓C循環(huán)效率的最大差值為2.7%.

(2)蒸汽輪機循環(huán)運行受T4影響明顯，提高余熱鍋爐入口煙氣溫度可提高蒸汽輪機循環(huán)效率.IGV開度調(diào)節(jié)不利于燃?xì)廨啓C循環(huán)效率的提高，但有利于聯(lián)合循環(huán)效率的提高，變工況下不同方案間其最大絕對差值約為7.3%，并且蒸汽輪機循環(huán)效率受調(diào)節(jié)方案差異的影響程度大于燃?xì)廨啓C循環(huán)效率.因此變工況運行時，保障蒸汽輪機循環(huán)效率有利于獲得較高的聯(lián)合循環(huán)效率.

(3)通過不同方案的對比可知，對于聯(lián)合循環(huán)性能來說T3是決定性因素.在變負(fù)荷時，采用IGV來調(diào)節(jié)流量和壓比進(jìn)而保持較高的T3，聯(lián)合循環(huán)的效率較高，且較高的T3往往帶來較高的T4，進(jìn)而有利于提高蒸汽輪機的循環(huán)效率.因此，IGVT3-656-F方案是全工況下聯(lián)合循環(huán)效率最高的負(fù)荷調(diào)節(jié)方案，其在低負(fù)荷時與IGVT3-F方案相比，至少可以提高聯(lián)合循環(huán)效率絕對值2%以上.IGVT4漸升-F方案僅在高負(fù)荷時對應(yīng)聯(lián)合循環(huán)效率略低于IGVT3-656-F方案，各工況下聯(lián)合循環(huán)效率的最大差值僅為0.16%.

[1] MATTA R K, MERCER G D, TUTHILL R S. Power system for the 21st century-"H" gas turbine combined-cycles, GER-3935B[R]. Schenectady, USA： GE Power Systems, 2000.

[2] IBRAHIM T K, RAHMAN M M. Effective parameters on performance of multipressure combined cycle power plants[J]. Advances in Mechanical Engineering,2014: 781503.

[3] 黃玉柱, 蔣洪德. 一種重型燃?xì)廨啓C建模及其參數(shù)估計的方法[J]. 動力工程學(xué)報, 2016, 36(8): 600-607.

HUANG Yuzhu, JIANG Hongde. A modeling method for heavy duty gas turbines and the parameters estimation[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2016, 36(8): 600-607.

[4] 劉可. 燃用合成煤氣的燃?xì)廨啓C變工況特性研究[D]. 上海: 上海發(fā)電設(shè)備成套設(shè)計研究院, 2009.

[5] KIM T S, HWANG S H. Part load performance analysis of recuperated gas turbines considering engine configuration and operation strategy[J]. Energy, 2006, 31(2/3): 260-277.

[6] DOMACHOVSKI Z, DZIDA M. Influence of inlet guide vane control on combined cycle power plant transients[C]//Proceedings of ASME Turbo Expo 2002: Power for Land, Sea, and Air, Volume 1: Turbo Expo 2002. Amsterdam, The Netherlands: International Gas Turbine Institute, 2002.

[7] 陳曉利, 吳少華, 李振中, 等. 整體煤氣化聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)中燃?xì)廨啓C的變工況特性[J]. 動力工程學(xué)報, 2010, 30(3): 230-234.

CHEN Xiaoli, WU Shaohua, LI Zhenzhong, et al. Off-design characteristics of gas turbine in IGCC systems[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2010, 30(3): 230-234.

[8] HAGLIND F. Variable geometry gas turbines for improving the part-load performance of marine combined cycles-combined cycle performance[J]. Applied Thermal Engineering, 2011, 31(4): 467-476.

[9] SONG T W, SOHN J L, KIM J H, et al. Exergy-based performance analysis of the heavy-duty gas turbine in part-load operating conditions[J]. Exergy, An International Journal, 2002, 2(2): 105-112.

[10] HE Fen, LI Zheng, LIU Pei, et al. Operation window and part-load performance study of a syngas fired gas turbine[J]. Applied Energy, 2012, 89(1): 133-141.

[11] 張世錚. 燃?xì)鉄崃π再|(zhì)的數(shù)學(xué)公式表示法[J]. 工程熱物理學(xué)報, 1980, 1(1): 10-16.

ZHANG Shizheng. Polynomial expressions of thermodynamic proper ties of the products of combustion of fuel with air[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 1980, 1(1): 10-16.

[12] STEINKE R J. STGSTK: a computer code for predicting multistage axial-flow compressor performance by a meanline state-stacking method[R]. Washington, D C, USA: National Aeronautics and Space Administration, Scientific and Technical Information Branch, 1982.

[13] SONG T W, KIM T S, KIM J H, et al. Performance prediction of axial flow compressors using stage characteristics and simultaneous calculation of interstage parameters[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Journal of Power and Energy, 2001, 215(1): 89-98.

[14] HERZKE K. Beschreibung des instation?ren verhaltens von gasturbinen durch simulationsmodelle[D]. Hannover, Germany: University of Hannover, 1983.

[15] 焦樹建, 孫守林, 張艷春, 等. 燃?xì)廨啓C與燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)裝置[M]. 北京: 中國電力出版社, 2007.

[16] 張麗麗. 煤制燃料氣燃?xì)廨啓C建模及性能分析[D]. 北京: 中國科學(xué)院研究生院(工程熱物理研究所), 2010.

[17] JONSSON M, BOLLAND O, BüCKER D, et al. Gas turbine cooling model for evaluation of novel cycles[C]∥Proceedings of ECOS 2005. Trondheim, Norway, 2005: 20-22.

[18] 盧韶光, 林汝謀. 燃?xì)馔钙椒€(wěn)態(tài)全工況特性通用模型[J]. 工程熱物理學(xué)報, 1996, 17(4): 404-407.

LU Shaoguang, LIN Rumou. Gas turbine steady-state design and off-design characteristic general model[J]. Journal of Engineering Thermophysics, 1996, 17(4): 404-407.

[19] PALMER C A, ERBES M R, PECHTL P A. Gatecycle performance analysis of the LM2500 gas turbine utilizing low heating value fuels[C]//ASME Cogen Turbo Power' 93. New York, NY, USA: ASME, 1993, 8: 69-76.

[20] GANAPATHY V. Simplify heat recovery steam generator evaluation[J]. Hydrocarbon Processing, 1990, 69: 3.

[21] 武小兵. 大型聯(lián)合循環(huán)熱電聯(lián)產(chǎn)系統(tǒng)的參數(shù)優(yōu)化與性能分析[D]. 北京: 清華大學(xué), 2005.

[22] 崔凝. 重型燃機聯(lián)合循環(huán)機組實時動態(tài)仿真模型研究與應(yīng)用[D]. 保定: 華北電力大學(xué), 2008.

[23] ZHANG G, ZHENG J, YANG Y, et al. Thermodynamic performance simulation and concise formulas for triple-pressure reheat HRSG of gas-steam combined cycle under off-design condition[J]. Energy Conversion and Management, 2016, 122: 372-385.

[24] KIM J H, SONG T W, KIM T S, et al. Model development and simulation of transient behavior of heavy duty gas turbines[J]. Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, 2000, 123(3): 589-594.

[25] KIM T S. Comparative analysis on the part load performance of combined cycle plants considering design performance and power control strategy[J]. Energy, 2004, 29(1): 71-85.

[26] 黃伙基. 余熱鍋爐蒸汽系統(tǒng)的優(yōu)化配置及其變工況運行特點[J]. 燃?xì)廨啓C技術(shù), 2006, 19(4): 60-63, 70.

HUANG Huoji. Optimization of HRSG steam system configuration and operating characteristics variable condition[J]. Gas Turbine Technology, 2006, 19(4): 60-63, 70.

[27] KIM T S, RO S T. The effect of gas turbine coolant modulation on the part load performance of combined cycle plants. Part 2: combined cycle plant[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Journal of Power and Energy, 1997, 211(6): 453-459.

Comparative Analysis on Operation Strategies of a Gas-Steam Combined Cycle Unit Under Off-design Conditions

BAIZiwei,ZHANGGuoqiang,FUXuchen,YANGYongping,WANGXiuyan

(MOE's Key Laboratory of Condition Monitoring and Control for Power Plant Equipment, North China Electric Power University, Beijing 102206, China)

For the existing combined cycle unit using PG3951FA gas turbine, off-design operation characteristics of the gas turbine cycle, steam turbine cycle and gas-steam combined cycle were studied under three different operation strategies. Results show that for the reference unit, IGV regulation is unfavorable for efficient operation of the gas turbine cycle, but is favorable for the combined cycle; the impact of operation strategy on the steam turbine cycle is more significant than on the gas turbine cycle, so the optimum strategy for highest efficiency of the combined cycle is to maintainT4operating at its ultimate outlet temperature, when the combined cycle efficiency would be 2% higher than that of IGV T3-F strategy at low load rates. To obtain optimum operation performance of the unit under off-design conditions, IGV strategy is recommended, when the efficiency of steam turbine cycle should be kept at a high level.

combined cycle; off-design performance; load adjustment; modeling

1674-7607(2017)08-0663-10

TK472+.61

A

470.30

2016-05-26

2016-12-02

國家自然科學(xué)基金重點資助項目(51436006)；國家自然科學(xué)基金青年資助項目(51306049)；中央高校學(xué)生項目(2016XS22)

白子為(1992-)，男，河北石家莊人，博士研究生，研究方向為能源動力系統(tǒng)集成及其優(yōu)化.電話(Tel．)：15010987198； E-mail：baiziwei0427@sina.com.