付 濤，范誠豪

（1.安徽蕪湖發(fā)電有限責任公司，安徽 蕪湖 300171；2.上海發(fā)電設備成套設計研究院有限責任公司，上海 200240）

0 引言

隨著國家能源結構的調整，風電、太陽能等可再生能源在電力裝機中的比例不斷升高，截止2017 年底，火電裝機比例已經降至65%[1]，三北（東北、華北、西北）地區(qū)又出現了較為嚴重的棄風、棄光等問題，區(qū)域用電、用熱的矛盾日益突出，對電網調節(jié)提出了更高的要求。 同時我國經濟發(fā)展進入低速的新常態(tài)，電力需求增速明顯回落，而發(fā)電裝機容量仍快速增長，導致電力產能過剩問題日益凸顯，加之受煤價上漲、發(fā)用電計劃放開、宏觀經濟等多種因素影響，電力行業(yè)特別是火電企業(yè)經營壓力不斷增大。 為緩解火電企業(yè)面臨的困境，提高電網調節(jié)的靈活性，國家有關部委出臺了一系列通知文件要求完善和深化電力輔助服務補償（市場）機制，以提高火電機組的調峰能力，建立有償輔助服務機制。

火電機組主設備并非為針對調峰工況而設計，因此，火電機組在調峰工況下，不僅面臨部分主要設備無法滿足工況要求，同時機組能耗大幅上升。 Simon Hogg 等人[2]研究了美國某亞臨界汽輪機通流改造，方案中對比計算分析了全周進汽與部分進汽對機組熱耗的影響，研究結果表明亞臨界機組只有負荷率90%以上、全周進汽時的熱耗優(yōu)于部分配汽，并給出了熱耗曲線。 汽輪機的配汽方式直接影響機組在不同負荷下的熱耗，對配汽方式的研究始終是汽輪機從業(yè)者關注的焦點。 祝建飛[3]介紹了超超臨界汽輪機不同配汽方式對熱耗影響，分析順序閥方式與組合閥方式對機組性能的影響，順序閥方式中對比了2 種配汽方式：一種是GV1，GV2，GV3 同時開啟，GV4順序開啟；另一種是GV1 和GV2 同時開啟，GV3 和GV4 順序開啟，該組合閥方式中研究了GV1，GV2，GV3 及GV4 在50%負荷以前同時開啟，50%負荷以后GV1 逐漸關閉，并在90%負荷以后再次開啟。 祝建飛[7-9]對比了全周進汽節(jié)流調節(jié)與部分進汽順序閥調節(jié)的特點，研究了不同配汽下的優(yōu)化策略，結果表明優(yōu)化后汽輪機效率可以提高0.2%～1%。 張寶等人[4-5]介紹了超臨界汽輪機不同噴嘴數量的調節(jié)級順序閥策略對機組熱耗的影響，同時根據汽輪機試驗結果優(yōu)化了出廠滑壓曲線。 胥建群等人[6]提出了采用試驗與理論計算結合的方法，研究了不同配汽方式下對汽輪機汽流激振的影響，通過優(yōu)化后的配汽方式，解決了汽輪機配汽切換時的汽流激振問題。 張榮欣等人[10]針對600 MW 等級超超臨界機組，研究優(yōu)化復合配汽方式轉換至順序閥方式后，不僅優(yōu)化了機組熱耗，而且大大改善了機組振動情況。

有關汽輪機配汽方式優(yōu)化方面的研究主要集中在試驗條件下的參數優(yōu)化，通過調節(jié)級模型來計算不同工況下機組的性能，根據計算結果確定的流量系數與壓力特性曲線來優(yōu)化運行并未有相關的報道。 本文主要針對火電機組深度調峰下，通過建立的調節(jié)級汽輪機模型，計算不同的配汽方式對機組性能的影響，確定最佳的配汽方式，提高汽輪機組在深度調峰工況下的經濟性。

1 傳統(tǒng)汽輪機滑壓曲線及配汽優(yōu)化的局限性

1.1 傳統(tǒng)滑壓曲線的局限性

通常汽輪機制造廠家給出負荷與壓力關系曲線來指導汽輪機運行，發(fā)電廠也會通過優(yōu)化試驗尋找出合適的滑壓曲線。 圖1 為某超超臨界汽輪機出廠推薦的滑壓曲線，曲線存在以下主要問題：

圖1 某超超臨界汽輪機滑壓曲線

（1）汽輪發(fā)電機組通過調門的改變實現負荷的調整。 對于噴嘴配汽輪機，預期負荷目標可通過多種調門組合方式來實現。 同一負荷下，不同的調門組合方式對應的主蒸汽壓力可能不同，也可能相同，即負荷、主蒸汽壓力、調門組合方式之間的關系非一一對應，因此可以采用多種調門組合方式來實現壓力-負荷曲線，而不同的調門組合下，機組經濟性存在較大的差別[11]，若僅滿足圖1 中壓力-負荷曲線運行，機組的經濟性并非最佳，由此可見按傳統(tǒng)的滑壓曲線運行，機組的經濟性并不理想。

（2）該優(yōu)化曲線是以負荷為橫坐標，汽輪機發(fā)電機組負荷受環(huán)境影響較大，夏季和冬季由于環(huán)境溫度的變化，將造成排汽壓力的變化和機組有效焓降的變化。 因此，在不同季節(jié)，即使對于同一負荷，汽輪機進汽量也不同，進汽量的改變影響了機組的經濟性。 若在某一季節(jié)下，按圖1中的曲線運行是最佳，則季節(jié)改變后，原有方式已不是最佳，因此，該方式存在局限性。

（3）圖1 中的滑壓曲線在某一負荷以上可能是最佳的，但在某一負荷以下并非最佳，故該曲線不能保證機組全負荷范圍的經濟性最優(yōu)。

汽輪機排汽壓力的變化會使機組的有效焓降發(fā)生變化，因此排汽壓力對機組性能，尤其是對機組出力影響十分顯著。 對于同一負荷而言，當排汽壓力升高時，汽輪機所需的進汽量與較低的排汽壓力相比會明顯升高，調門配置方式發(fā)生改變，引起機組性能的改變，因此在實際運行中以負荷為基準尋找最優(yōu)調門配置方式較為困難，需要考慮排汽壓力的變化，實際操作非常困難。 實際上，汽輪機的進汽流量僅受調門的配置方式及初參數的影響，因此應該以汽輪機的進汽流量為基準對應主蒸汽壓力的匹配曲線。

1.2 傳統(tǒng)配汽優(yōu)化的局限性

傳統(tǒng)的配汽優(yōu)化通常是通過汽輪機現場試驗，在不同的負荷點，調整不同的閥組方式，通過現場測量數據，確定汽輪機熱耗[12-13]。 相同的負荷下，不同閥組組合方式，不同的主汽壓力，汽輪機的熱耗并不相同。 這種傳統(tǒng)的方式，不僅現場試驗工作量巨大，現場優(yōu)化配汽試驗時，通常在某個閥組組合下，通過關小其中某一個閥門，來調節(jié)相同負荷下的不同主汽壓力，這種優(yōu)化后的壓力曲線，并不是全局的最佳壓力運行曲線，同時，采用負荷與壓力特性曲線的局限性之前已經討論過。 圖2 所示為傳統(tǒng)的配汽優(yōu)化后的運行壓力曲線。

圖2 傳統(tǒng)配汽優(yōu)化后的運行壓力特性曲線

配汽方式的優(yōu)化，應該是基于流量系數與壓力，在特定的流量下，確定最佳的閥門組合方式，每個閥門對應一個最大流量，不同的流量系數決定了可以開啟幾個閥門，不同流量系數下，可以選擇定壓還是滑壓。 采用建立調節(jié)級汽輪機模型后，可以計算汽輪機在不同流量下，不同閥組開啟方式的性能結果，通過對比不同流量系數之間的閥組運行方式，確定各段流量系數之間的運行方式及壓力。

2 調節(jié)級模型及仿真計算結果

圖3 調節(jié)級模型計算總框圖

圖4 調節(jié)級計算熱力過程線

蒸汽通過調節(jié)級噴嘴組時，其理想比焓降可表示為[14-15]：

（1）噴嘴部分計算

通過彭臺門系數βn，計算流過噴嘴的流量Gn=βnGnc。

再根據上面獲得的參數進一步計算出噴嘴的焓降Δhn1、噴嘴出口絕對速度C11、噴嘴損失δn1、噴嘴出口相對速度w11、噴嘴汽流出口角β11及撞擊損失δhβ1等。

（2）動葉部分計算

式中：f 為動靜葉面積比。

根據質量守恒原理，流經動葉的流量應等于噴嘴流量減去動葉葉頂漏量和軸封漏汽量，即：

求得動葉的彭臺門系數βb=Gb/Gbc，再根據橢圓方程反推出動葉壓比εb，即：

式中：εbc為動葉臨界壓比。

再根據以上得到的參數計算出動葉出口相對速度w2、動葉損失δhb、動葉出口絕對速度c2、調節(jié)級的各項損失、輪周效率ηu、級相對內效率ηi等特性參數。

當所給的噴嘴后壓力p1小于噴嘴后臨界壓力pc1時，則噴嘴流量Gn取臨界流量Gnc，即Gn=Gnc，仍按上述方法計算。 由于動葉一般均處于亞臨界工況，算法不變。

為了便于使用，且把全開調節(jié)汽門后噴嘴與動葉的計算結果用于部分開啟調節(jié)汽門后的噴嘴與動葉上，還可引入幾個系數，將調門后噴嘴組的總流量表示為：

式中：h0為主蒸汽焓；ΔhsI為I 號高調門對應部分調節(jié)級理想焓降；ΔhsII為II 號高調門對應部分調節(jié)級理想焓降；GI為I 高調門進汽流量；GII為II 高調門進汽流量；h2I為I 號高調門對應部分調節(jié)級出口焓；h2II為II 號高調門對應部分調節(jié)級出口焓；h2為調節(jié)級后平均焓值。

根據某超超臨界汽輪機特性數據，建立相應的調節(jié)級計算模型，4 個調門組合閥門特性如下：當4 個閥門全開，流量系數為1，3 個閥門全面流量系數為0.8，2 個閥門全面流量系數為0.5。根據建立的調節(jié)級模型分別計算了順序閥方式、4VWO（閥門全開工況）滑壓方式、3VWO 滑壓方式和2VWO 滑壓方式，表1、圖5 所示為不同配汽方式下熱耗特性仿真計算結果。

圖5 不同配汽方式下熱耗特性仿真計算結果

表1 不同配汽方式下熱耗仿真計算結果

4 個閥門全開滑壓方式運行的經濟性最低，采用順序閥位方式下，在第4 個閥門關閉過程中，熱耗先升高后降低，第4 個閥門完全關閉后，可以發(fā)現：如果繼續(xù)采用順序閥方式運行，在第3 個閥門關閉初期，順序閥方式的熱耗要高于采用3 個閥門全開滑壓方式，隨著流量繼續(xù)下降，順序閥方式熱耗開始低于3 個閥門全開滑壓方式，到第3 個閥門全部關閉后，采用2 個閥門全開滑壓方式初期熱耗是低于順序閥，但是后期隨著流量越來越低，2 個閥門全開滑壓方式要劣于順序閥。

3 配汽方式優(yōu)化策略

按照上述仿真計算的結果，研究相應的優(yōu)化配汽方式策略，將4 個閥組在不同流量系數下分成5 個區(qū)間，確定在不同流量系數下，閥門組和方式、壓力和流量系數的組合方式策略，如圖6所示。

圖6 調門優(yōu)化組合下主蒸汽壓力與流量系數的關系特性

區(qū)間1：本階段通過關閉調門以減少進汽量，從而降低負荷，逐漸關閉第4 個調門，保持額定參數運行（主蒸汽壓力、溫度），直至第4 個調門關閉為止。

區(qū)間2：本階段保持第4 個調門關閉狀態(tài)，其余3 個調門保持全開，通過降低主蒸汽壓力以減少汽輪機進汽流量，從而降低負荷，保持蒸汽溫度維持額定值。

區(qū)間3：逐漸關閉第3 個調門，直至第3 個調門完全關閉，已通過關閉第3 個調門來維持主蒸汽壓力恢復至額定值，通過關閉調門來減少機組進汽流量，從而降低負荷，該階段需要維持主蒸汽壓力和溫度至額定狀態(tài)。

區(qū)間4：本階段保持第3 個調門完全關閉狀態(tài)，剩余2 個調門保持全開狀態(tài)，通過降低主蒸汽壓力以減少汽輪機的進汽流量，從而降低負荷，保持蒸汽溫度維持額定狀態(tài)。

區(qū)間5：本階段剩余2 個調門同時開始逐漸關閉，通過關閉調門來減少機組進汽流量，從而降低負荷，維持主蒸汽壓力在19 MPa，主蒸汽溫度可能在該區(qū)間內無法維持額定狀態(tài)，盡可能維持較高的蒸汽溫度。

根據模型的計算結果，若采用上述調門優(yōu)化組合策略后，與常規(guī)的順序閥方式相比（4 個調門依次緩慢關閉，以減少汽輪機的進汽量，使機組負荷逐漸降低），機組的熱耗在低負荷下可以大幅降低，如圖7 所示，在流量系數0.5～0.8，熱耗降低的最大幅度約7 kJ/kWh，但是在流量系數0.5 以下，熱耗降低的最大幅度約63 kJ/kWh。 根據某超超臨界2 號機組年度運行數據，如圖8 所示，將機組運行負荷折算到流量系數，同時將上述配汽優(yōu)化后的熱耗曲線進行分段擬合，與流量系數進行對比分析，可以發(fā)現，以2 號機組為例，在全年統(tǒng)計數據下，采用上述配汽優(yōu)化方式后，機組全年平均熱耗可以降低約11 kJ/kWh。 某超超臨界1 號機組年度運行數據如圖9 所示，在全年統(tǒng)計數據下，采用上述配汽優(yōu)化方式后，機組全年平均熱耗可以降低約8.8 kJ/kWh。 如果機組負荷率越低，相應的熱耗收益就越大，因此，噴嘴調節(jié)汽輪機的配汽優(yōu)化對于發(fā)電廠而言是不可忽視的節(jié)能途徑之一。

4 結論

（1）傳統(tǒng)的汽輪機滑壓曲線無法真實反映汽輪機在不同季節(jié)、不同調門組合下最經濟的運行方式，采用壓力、流量系數運行曲線和不同閥門組合可以真實反映汽輪機在不同工況下的性能水平。

圖7 調門優(yōu)化組合下機組熱耗特性

圖8 某2 號機組2016 全年機組流量系數與降低熱耗的關系

圖9 某1 號機組2016 全年機組流量系數與降低熱耗的關系

（2）傳統(tǒng)的順序閥方式在不同工況下并非是最優(yōu)的運行策略，在不同的流量系數區(qū)間采用定與滑組合的方式，與傳統(tǒng)順序閥方式相比，可使汽輪機在深度調峰運行下具有更高的經濟性。

（3）采用本文建議的配汽優(yōu)化方式，結合某超超臨界汽輪機年度運行數據，年度平均負荷率下汽輪機熱耗可以降低至少8.8 kJ/kWh，2 臺機組平均可以降低熱耗約10 kJ/kWh，當汽輪機組深度參與調峰工況時，預計可以達到更大幅度的節(jié)能收益。