廖先偉， 王昌朔

(東南大學 能源與環(huán)境學院， 南京 210096)

汽輪機可通過抽汽回熱、減少凝汽器的放熱量和提高給水溫度來提高蒸汽循環(huán)效率。隨著機組蒸汽參數(shù)的提升，回熱抽汽的過熱度也隨之上升，超超臨界機組中壓缸1號抽汽的過熱度達到了270 K，700 ℃二次再熱先進超超臨界機組最大抽汽過熱度甚至接近400 K。過大的抽汽過熱度增加了回熱加熱器內(nèi)的傳熱溫差，造成了可用能的損失。

為優(yōu)化利用抽汽過熱度，一般可在1號高壓加熱器前增設外置式蒸汽冷卻器，中壓缸1號抽汽在此冷卻后再回到其對應的加熱器。Ataei A等[1-2]在串接式回熱加熱器的回路中增設多個外置式蒸汽冷卻器，按傳熱溫差最小原則制訂了回熱抽汽的流程。盡管外置式蒸汽冷卻器有效減小了回熱抽汽的可用能損失，回熱效率顯著提高，但是汽側(cè)傳熱系數(shù)較小，要求較大的傳熱面積，且回熱抽汽流程復雜，現(xiàn)場布置十分困難。鑒于高壓缸排汽過熱度相對較低，Kjaer S等[3-4]提出采用回熱式給水泵汽輪機來降低抽汽過熱度的方案，并通過熱力計算對其節(jié)能效果進行了初步驗證，結(jié)果表明該系統(tǒng)能夠大幅降低再熱后各級回熱抽汽過熱度，從而提高機組的熱經(jīng)濟性。從系統(tǒng)可行性考慮，給水泵汽輪機驅(qū)動給水泵的方案更為合理。因此，變工況下給水泵汽輪機功率與給水泵功率的匹配性成為了研究該系統(tǒng)的關(guān)鍵。

筆者以某國產(chǎn)1 000 MW超超臨界一次再熱機組為研究對象，對主汽輪機和回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)建立全工況數(shù)學模型，并基于Labview軟件開發(fā)仿真平臺，最終通過數(shù)值模擬研究提出了回熱式給水泵汽輪機與主汽輪協(xié)調(diào)的運行方式，為回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)的實際投用提供參考。

1 系統(tǒng)簡介

1.1 回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)

圖1為超超臨界回熱式給水泵汽輪機熱力系統(tǒng)。不同于常規(guī)超超臨界機組，該系統(tǒng)汽輪機中壓缸取消了回熱抽汽，并將一部分高壓缸排汽直接引入回熱式給水泵汽輪機中，最后通過回熱式給水泵汽輪機抽汽加熱給水。由于這部分抽汽沒有經(jīng)過再熱器，3號加熱器、4號加熱器、除氧器以及6號加熱器的抽汽過熱度顯著降低。該系統(tǒng)比常規(guī)超超臨界機組熱耗率更低，有效提升了機組經(jīng)濟性。

圖1 回熱式給水泵汽輪機熱力系統(tǒng)

1.2 回熱式給水泵汽輪機驅(qū)動給水泵

為使得回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)在滿足加熱給水的同時盡可能利用其輸出功率，從系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性和可靠性考慮，筆者選取給水泵汽輪機驅(qū)動給水泵的方案，即回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)。該系統(tǒng)以回熱式給水泵汽輪機代替常規(guī)系統(tǒng)中的給水泵汽輪機，在提升機組經(jīng)濟性的同時充分利用給水泵汽輪機輸出的功率，盡可能不增加其他設備，降低了系統(tǒng)的復雜性，并減少了投資。

2 協(xié)調(diào)方法

2.1 給水泵變工況運行特性

回熱式給水泵汽輪機直接與給水泵相連，變工況給水泵變速運行，根據(jù)泵的變速運行特性，由比例定律可知，給水質(zhì)量流量qm、給水泵功率P與給水泵轉(zhuǎn)速n的關(guān)系為[5]：

(1)

(2)

式中：下標1為轉(zhuǎn)速變化前工況；下標2為轉(zhuǎn)速變化后工況。

根據(jù)式(1)和式(2)可知，給水流量與主汽輪機負荷變化基本一致，給水泵功耗隨主汽輪機負荷升降變化更加顯著。因此，若給水泵汽輪機采用非調(diào)整進汽，當機組運行在設計工況附近時，給水泵汽輪機可能存在做功不足的情況；而當機組偏離設計工況時，由于負荷與功率降幅差異導致給水泵汽輪機做功溢出，且溢出量隨負荷降低而不斷增大。

2.2 協(xié)調(diào)方法

為解決變工況給水泵功率的匹配問題，考慮在給水泵汽輪機入口設置調(diào)節(jié)閥，以進汽節(jié)流的方式來滿足變工況下給水泵汽輪機的做功需求。但由于通流量與調(diào)節(jié)閥后各級抽汽壓力變化基本成正比，過度節(jié)流會造成給水泵汽輪機通流部分壓力降低，對于回熱加熱器而言，傳熱系數(shù)不變，抽汽飽和溫度降低，將使得回熱系統(tǒng)出口給水溫度降低，與此同時由于高一級抽汽來自高壓缸，抽汽參數(shù)基本不變，對應加熱器出口溫度基本不變，最終導致該級抽汽增加，而高品質(zhì)抽汽增加將直接影響機組的經(jīng)濟性；此外，高負荷仍可能存在調(diào)節(jié)閥全開功率不足的情況。

基于上述情況，為提高回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)運行的可靠性，通過調(diào)節(jié)背壓對系統(tǒng)運行進行優(yōu)化。對于背壓式汽輪機而言，降低背壓可以增加汽輪機做功，提高背壓可以減少汽輪機做功，利用這一特點，可以通過給水泵汽輪機排汽溢流或者補汽對運行背壓進行調(diào)整，從而在滿足給水泵功率需求的同時盡可能減少進汽閥的節(jié)流。

圖2為回熱式給水泵汽輪機協(xié)調(diào)系統(tǒng)。

圖2 回熱式給水泵汽輪機協(xié)調(diào)系統(tǒng)

在給水泵汽輪機尾部設置排汽聯(lián)箱，同時排汽聯(lián)箱與補汽、溢流以及旁路管道連接。溢流量由溢流閥控制調(diào)節(jié)，排往7號加熱器；補汽量由補汽閥控制調(diào)節(jié)，汽源來自中壓缸；當6號加熱器切除或背壓過高時打開旁路閥，可疏通泄壓。實際運行時打開溢流閥可以降低給水泵汽輪機的背壓，增加做功，可應對給水泵汽輪機做功不足的情況；打開補汽閥可以抬升給水泵汽輪機的背壓，減少部分負荷運行下給水泵汽輪機的進汽節(jié)流。機組變工況運行過程中，通過進汽調(diào)節(jié)和背壓調(diào)節(jié)相結(jié)合的方式來滿足給水泵汽輪機輸出功率與給水泵耗功相互匹配。

3 數(shù)學模型

筆者對回熱系統(tǒng)進行機理建模作為仿真試驗的依據(jù)，圖3為回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)通流網(wǎng)絡圖。圖中，p0表示主蒸汽壓力；pei表示i號抽汽壓力；phi表示i級回熱加熱器殼側(cè)壓力；pb表示凝汽器壓力；G表示主蒸汽質(zhì)量流量；Gp為主汽輪機排汽質(zhì)量流量；Gei表示i號抽汽質(zhì)量流量；GCr表示由于再熱器中間容積吸收或釋放的流量；fi表示i號抽汽管道阻力系數(shù)；fr表示再熱器管道阻力系數(shù)；Cr表示再熱器中間容積。

圖3 回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)通流網(wǎng)絡

3.1 級組壓降數(shù)學模型

根據(jù)汽輪機原理，級組前后蒸汽參數(shù)與流量之間的變化關(guān)系可由弗留格爾公式描述[6]：

(3)

式中：ε*為級組臨界壓比；G0、G1分別為額定工況和變工況下的通流質(zhì)量流量，kg/s；p0、p01分別為額定工況和變工況下的級前壓力，kPa；p2、p21分別為額定工況和變工況下的級后壓力，kPa；T0、T01分別為額定工況和變工況下的級前熱力學溫度，K。

當級組內(nèi)的級數(shù)足夠多時，可認為其臨界壓比接近于0，且蒸汽溫度的相對變化影響不大，則將式(3)化簡后對時間求導并離散化可得：

(4)

式中：下標t為當前時刻；下標t+1為下一時刻；K為弗留格爾系數(shù)，K=G0/(p0-p2)-1。

3.2 管道流動阻力及再熱中間容積數(shù)學模型

根據(jù)流體力學原理，管道流動以壓損的形式消耗能量，蒸汽流動滿足動量方程[7]：

(5)

式中：Ge為抽汽質(zhì)量流量，kg/s；ρ為抽汽密度，kg/m3；pe和ph分別為抽汽壓力和加熱器殼側(cè)壓力，kPa；f為管道阻力系數(shù)。

式(5)對時間求導離散化后可得：

(6)

針對加熱器建立節(jié)點質(zhì)量守恒方程可得：

(7)

式中：V為節(jié)點容積，m3；ρr為節(jié)點密度，kg/m3；Cr為再熱器中間容積，kg/MPa；τ為時間步長，s。

3.3 給水泵汽輪機轉(zhuǎn)子方程

對于回熱式給水泵汽輪機，給水泵提供負載力矩，由于給水泵變轉(zhuǎn)速運行，當負荷發(fā)生變化時，蒸汽力矩和負載力矩不平衡導致給水泵汽輪機的轉(zhuǎn)速發(fā)生變化。根據(jù)角動量守恒可得轉(zhuǎn)子方程：

(8)

式中：J為轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；ω為角速度，rad/s；Mt、Mg和Mf分別為蒸汽力矩、負載力矩和摩擦力矩，N·m。

式(8)經(jīng)過變換后可得：

(9)

式中：n為當前工況轉(zhuǎn)速，r/min；n0為額定轉(zhuǎn)速，r/min；nn=n/n0為轉(zhuǎn)子歸一化轉(zhuǎn)速；Nt、Ng和Nf分別為給水泵汽輪機輸出功率、給水泵軸端功率和摩擦功損失，W；N0為額定輸出功率，W。

4 仿真與運行結(jié)果

4.1 仿真平臺

根據(jù)上述機理模型，筆者以某超超臨界1 000 MW一次再熱機組為例，建立主汽輪機和回熱式給水泵汽輪機全范圍數(shù)學模型，基于美國NI公司圖形化編程軟件Labview開發(fā)仿真平臺，模擬回熱式給水泵汽輪機穩(wěn)態(tài)運行工況。該仿真平臺可通過輸入閥門指令、邊界值等對回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)運行參數(shù)進行仿真計算，并輸出實時仿真數(shù)據(jù)。

4.2 運行方式

基于第2.2節(jié)，通過調(diào)節(jié)補汽閥和溢流閥可分為三種運行方式，即排汽溢流方式、排汽不補不溢方式和排汽補汽方式。

在設計工況時，給水泵功率大，為消除給水泵汽輪機做功不足并使得主調(diào)節(jié)閥具有一定的富裕調(diào)節(jié)量，打開溢流閥，將一部分排汽從排汽聯(lián)箱引入7號加熱器，降低給水泵汽輪機背壓，從而增加給水泵汽輪機的做功能力。變工況運行時保持溢流閥開啟，僅通過給水泵汽輪機進汽節(jié)流來滿足給水泵功率需求，進汽調(diào)節(jié)閥隨負荷降低逐漸關(guān)小。此種方式部分負荷保持給水泵汽輪機溢流閥打開，稱為排汽溢流方式。

單純通過進汽調(diào)節(jié)閥調(diào)節(jié)會導致部分負荷嚴重節(jié)流，影響機組運行的經(jīng)濟性。因此，當機組開始偏離設計工況時，將優(yōu)先關(guān)閉溢流閥，通過抬升給水泵汽輪機背壓來匹配給水泵功率，直至溢流閥完全關(guān)閉，負荷繼續(xù)降低再動作進汽調(diào)節(jié)閥，滿足給水流量的需求。此種方式部分負荷保持給水泵汽輪機補汽閥和溢流閥關(guān)閉，稱為排汽不補不溢方式，相比排汽溢流方式進行了初步的優(yōu)化。

為進一步減少給水泵汽輪機進汽節(jié)流，當變工況溢流閥關(guān)閉后，汽輪機功率繼續(xù)溢出，則先開啟補汽閥，將中壓缸來的抽汽引入排汽聯(lián)箱來抬高背壓，汽輪機出力減少以適應給水泵功率降幅，當補汽閥完全打開后再通過進汽節(jié)流的方式繼續(xù)調(diào)節(jié)，直至滿足給水流量的需求。此種方式部分負荷保持補汽閥打開溢流閥關(guān)閉，稱為排汽補汽方式，對比前兩種方式，調(diào)節(jié)方式較為復雜，但系統(tǒng)預期優(yōu)化效果最好。

4.3 仿真結(jié)果

表1給出了機組變工況上述三種運行方式的仿真計算結(jié)果(THA為熱耗率驗收工況)。

表1 回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)仿真計算結(jié)果

由表1可知：設計工況下，給水泵汽輪機抽汽過熱度逐級遞減，其中5號抽汽和6號抽汽過熱度為0 K。當機組運行逐漸偏離設計工況，給水泵汽輪機各級回熱抽汽過熱度隨著負荷降低逐漸增大，整機熱耗率逐漸增大。當機組以排汽不補不溢方式運行時，背壓隨負荷降低先升高后降低；當機組以排汽補汽方式運行時，背壓隨負荷降低先升高后降低；當機組以排汽溢流方式運行時，背壓隨負荷降低而降低。滿足給水流量為回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)調(diào)節(jié)的目標(見表1)，給水泵轉(zhuǎn)速與負荷變化一致，同一負荷不同運行方式下的給水泵轉(zhuǎn)速基本相同。

由表1中三種不同運行方式下給水泵汽輪機進汽質(zhì)量流量對比可知：排汽補汽方式給水泵汽輪機進汽質(zhì)量流量最大，閥門節(jié)流最小；排汽溢流方式給水泵汽輪機進汽質(zhì)量流量最小，閥門節(jié)流最大。當機組偏離設計工況時，并保持轉(zhuǎn)速一致，利用補汽抬升背壓可以減小給水泵汽輪機進汽節(jié)流；利用溢流降低背壓能夠增加給水泵汽輪機的出力。

由表1中三種不同運行方式下3號加熱器出口給水溫度對比可知，不同的運行方式對于系統(tǒng)出口的給水溫度影響較大：對于排汽補汽方式，給水泵汽輪機背壓高，通流部分焓降減小，為達到相同的輸出功率，進汽調(diào)節(jié)閥開度大，節(jié)流小，使得給水泵汽輪機各級回熱抽汽壓力高，給水溫度高；對于排汽溢流方式，給水泵汽輪機背壓低，通流部分焓降增大，為達到相同的輸出功率，進汽調(diào)節(jié)閥開度小，節(jié)流大，使得給水泵汽輪機各級回熱抽汽壓力低，給水溫度低。

表2給出了部分負荷下高壓缸2號抽汽質(zhì)量流量。回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)出口給水進入2號加熱器，由于抽汽參數(shù)基本不變，加熱器入口給水溫度直接影響抽汽質(zhì)量流量的多少。排汽補汽方式給水溫度高，使得高一級抽汽質(zhì)量流量減少，提高了機組熱經(jīng)濟性；排汽溢流方式給水溫度低，使得高一級抽汽質(zhì)量流量增加，降低了機組熱經(jīng)濟性。

表2 2號抽汽質(zhì)量流量 kg/s

圖4對比了各負荷下三種不同運行方式的整機熱耗率。

圖4 整機熱耗率對比

從圖4可知：系統(tǒng)以排汽補汽方式運行的熱耗率最低，以排汽溢流方式運行的熱耗率最高。當機組偏離設計工況時，盡管排汽補汽的運行方式較為復雜，但是提高背壓能夠減少給水泵汽輪機進汽節(jié)流，節(jié)能效果最好。

4.4 分析與討論

通過對仿真結(jié)果進行分析可以發(fā)現(xiàn)，僅通過進汽閥門節(jié)流來解決變工況下給水泵汽輪機與給水泵的功率匹配問題并不能達到最好的效果，筆者利用溢流和補汽的方式對給水泵汽輪機的背壓進行調(diào)節(jié)，當機組運行在設計工況附近時，給水泵汽輪機做功不足，此時利用溢流來降低給水泵汽輪機的背壓增大其做功能力，在滿足給水泵需求的同時還可以使得進汽調(diào)節(jié)閥具有一定的調(diào)節(jié)裕量。

當機組負荷逐漸降低，給水泵汽輪機做功溢出隨之增大，若只通過進汽調(diào)節(jié)閥調(diào)節(jié)來滿足給水泵目標轉(zhuǎn)速，節(jié)流損失較大，此時可先通過關(guān)小溢流閥和開大補汽閥來提高給水泵汽輪機的背壓，減少給水泵汽輪機出力，當溢流閥完全關(guān)閉、補汽閥完全打開后，仍無法匹配給水泵功率時再關(guān)小進汽調(diào)節(jié)閥，以此來減少進汽節(jié)流。

通過補汽和溢流的方式來調(diào)整給水泵汽輪機輸出功率使得給水泵汽輪機進汽調(diào)節(jié)閥在一段負荷區(qū)間內(nèi)都能夠避免節(jié)流調(diào)節(jié)，提高機組的經(jīng)濟性。

5 結(jié)語

(1) 提出了回熱式給水泵汽輪機的協(xié)調(diào)方法：在給水泵汽輪機入口設置進汽調(diào)節(jié)閥，并在給水泵汽輪機尾部增加補汽和溢流系統(tǒng)來進行輔助調(diào)節(jié)。

(2) 設計工況下排汽溢流能夠降低給水泵汽輪機的運行背壓，提高做功能力，從而適應高負荷給水泵汽輪機做功不足，并使給水泵汽輪機保持一定的進汽調(diào)節(jié)裕量。

(3) 隨著負荷的降低，優(yōu)先通過調(diào)整給水泵汽輪機排汽溢流和補汽來提高背壓，使其與給水變化相協(xié)調(diào)，盡可能減少節(jié)流損失，保證了回熱式給水泵汽輪機系統(tǒng)部分負荷下的高效經(jīng)濟運行。