夏 林，周 剛，吳昌兵，向 東，張學(xué)華，劉 印，趙思勇，葛曉明，肖俊峰，胡孟起，連小龍，王一豐

（1.西安熱工研究院有限公司，陜西 西安 710054；2.華能重慶兩江燃機(jī)發(fā)電有限責(zé)任公司，重慶 400000）

以天然氣為燃料的燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)發(fā)電機(jī)組（聯(lián)合循環(huán)機(jī)組）因相對(duì)傳統(tǒng)的燃煤機(jī)組具有更加高效、低碳、靈活等優(yōu)勢(shì)，將在構(gòu)建以新能源為主體的新型電力系統(tǒng)過(guò)程中成為支撐新能源快速發(fā)展的重要伙伴[1-3]。

在聯(lián)合循環(huán)機(jī)組中，余熱鍋爐作為連接聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)燃?xì)鈧?cè)和蒸汽側(cè)的重要設(shè)備，其運(yùn)行性能將對(duì)機(jī)組高效運(yùn)行產(chǎn)生重大影響[4]。因此，國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)余熱鍋爐的性能分析、優(yōu)化等問(wèn)題開展了大量研究工作。李闖等[5]通過(guò)建模優(yōu)化雙壓再熱余熱鍋爐與汽輪機(jī)蒸汽參數(shù)匹配問(wèn)題。王利宏等[6]對(duì)比分析了相同抽汽條件下，余熱鍋爐效率隨供熱抽汽流量（抽汽量）的變化規(guī)律。此外，也有許多國(guó)內(nèi)學(xué)者針對(duì)余熱鍋爐給水系統(tǒng)[7-8]、蒸汽參數(shù)[9-11]等優(yōu)化問(wèn)題開展了相關(guān)研究。Sharma等人[12]分析了不同幾何尺寸參數(shù)下雙壓余熱鍋爐的?損失和?效率變化情況。Manassaldi等人[13]則為“二拖一”聯(lián)合循環(huán)機(jī)組配套的雙壓余熱鍋爐開發(fā)設(shè)計(jì)優(yōu)化模型。此外也有許多國(guó)外學(xué)者關(guān)注余熱鍋爐性能優(yōu)化[14-20]問(wèn)題。

目前，聯(lián)合循環(huán)機(jī)組普遍采用單熱源加熱天然氣方案（單熱源加熱方案）。為提升聯(lián)合循環(huán)機(jī)組運(yùn)行性能，本文提出一種雙熱源梯級(jí)加熱天然氣方案（雙熱源梯級(jí)加熱方案），以某F級(jí)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組為研究對(duì)象，詳細(xì)分析雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組運(yùn)行性能的提升機(jī)理，以及雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)變工況下機(jī)組運(yùn)行性能的影響，并最終分析雙熱源梯級(jí)加熱方案的經(jīng)濟(jì)性。

1 聯(lián)合循環(huán)機(jī)組底層蒸汽循環(huán)熱力計(jì)算模型及模型校驗(yàn)

目前，大型F級(jí)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組普遍配備三壓再熱型余熱鍋爐。圖1為典型的底層蒸汽循環(huán)熱力系統(tǒng)。

圖1 F級(jí)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組底層蒸汽循環(huán)熱力系統(tǒng)Fig.1 The thermodynamic system of F class CCPP’s bottom steam cycle

對(duì)于余熱鍋爐的省煤器、蒸發(fā)器和過(guò)熱器，其水側(cè)或蒸汽側(cè)與煙氣側(cè)的熱量平衡公式[21]為：

式中：mw為水側(cè)或蒸汽側(cè)流量，t/h；hw2為水側(cè)或蒸汽側(cè)出口焓值，kJ/kg；hw1為水側(cè)或蒸汽側(cè)進(jìn)口焓值，kJ/kg；mg為煙氣側(cè)流量，t/h；hg1為煙氣側(cè)進(jìn)口焓值，kJ/kg；hg2為煙氣側(cè)出口焓值，kJ/kg；ε為煙氣側(cè)散熱損失。

余熱鍋爐省煤器、蒸發(fā)器和過(guò)熱器的水側(cè)或蒸汽側(cè)換熱量還需滿足以下傳熱公式[21]：

式中：U為傳熱系數(shù)，W/(m2·℃)；A為換熱面積，m2；ΔT為對(duì)數(shù)平均溫差，℃。

U的值取決于各換熱器的幾何參數(shù)、水側(cè)或蒸汽側(cè)以及煙氣側(cè)溫度、流量等參數(shù)，其計(jì)算式[22]為：

式中：ho為煙氣側(cè)對(duì)流換熱系數(shù)，W/(m2·℃)；ro為換熱管外徑，m；ri為換熱管內(nèi)徑，m；k為換熱管的熱導(dǎo)率，W/(m·℃)；hi為換熱管內(nèi)水側(cè)或蒸汽側(cè)的對(duì)流換熱系數(shù)，W/(m·℃)。

對(duì)數(shù)平均溫差則可由換熱器的進(jìn)出口水側(cè)、蒸汽側(cè)以及煙氣側(cè)溫度、流量等參數(shù)直接計(jì)算得到。

汽輪機(jī)功率的計(jì)算過(guò)程中則需考慮汽輪機(jī)的蒸汽流量、比焓降、相對(duì)內(nèi)效率、機(jī)械效率以及發(fā)電機(jī)效率等參數(shù)，其計(jì)算公式為：

式中：Pt為汽輪機(jī)功率，kW；ms為汽輪機(jī)蒸汽流量，kg/s；Δhi為汽輪機(jī)理想比焓降，kJ/kg；ηri為汽輪機(jī)相對(duì)內(nèi)效率；ηm為汽輪機(jī)機(jī)械效率；ηel為汽輪機(jī)發(fā)電機(jī)效率。

某F級(jí)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組在設(shè)計(jì)工況下余熱鍋爐進(jìn)口煙氣溫度為603.7 ℃、煙氣流量為2 384 t/h，設(shè)計(jì)高壓、中壓、低壓節(jié)點(diǎn)溫差分別為6.9、13.2、8.5 ℃，設(shè)計(jì)高壓、中壓、低壓接近點(diǎn)溫差為3 ℃；汽輪機(jī)設(shè)計(jì)出力為145.1 MW?；陔姀S熱平衡計(jì)算軟件Thermoflow以及機(jī)組制造商提供的設(shè)計(jì)工況下的熱力性能數(shù)據(jù)，建立聯(lián)合循環(huán)機(jī)組底層蒸汽循環(huán)熱力計(jì)算模型，計(jì)算得到100%、75%、50%負(fù)荷下的汽輪機(jī)功率，并與機(jī)組制造商提供的汽輪機(jī)功率數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖2所示。由圖2可知，100%、75%和50%負(fù)荷下，Thermoflow軟件計(jì)算的汽輪機(jī)功率與制造商提供的汽輪機(jī)功率數(shù)據(jù)的偏差在0.6%以內(nèi)。可見(jiàn)，基于Thermoflow軟件建立的聯(lián)合循環(huán)機(jī)組底層蒸汽循環(huán)熱力計(jì)算模型準(zhǔn)確性較高。

圖2 模型計(jì)算的汽輪機(jī)功率與制造商汽輪機(jī)功率數(shù)據(jù)對(duì)比Fig.2 Comparison between the model-calculated steam turbine power and the manufacturer’s steam turbine power

2 雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升機(jī)理

某F級(jí)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組如采用單熱源加熱方案（圖3），在夏季平均氣溫（28.3 ℃）100%機(jī)組負(fù)荷下，需從中壓省煤器出口抽出32.8 t/h的高溫?zé)崴?，將天然氣?5 ℃加熱至185 ℃；如采用雙熱源梯級(jí)加熱方案（圖4），則首先從低壓省煤器出口處抽出約47.2 t/h的低溫?zé)崴s158 ℃），將天然氣從15 ℃加熱至150 ℃，再?gòu)挠酂徨仩t中壓省煤器出口引出約14.5 t/h的高溫?zé)崴畬⑻烊粴饫^續(xù)加熱至185 ℃。單熱源加熱方案中，從余熱鍋爐中壓省煤器處帶走的高溫?zé)崴膿Q熱量約為6 285 kW；雙熱源梯級(jí)加熱方案中，從余熱鍋爐帶走的總換熱量也為6 285 kW，其中從中壓省煤器處帶走的高溫?zé)崴畵Q熱量約為1 450 kW，從低壓省煤器出帶走的換熱量約為4 835 kW。

圖3 聯(lián)合循環(huán)機(jī)組單熱源加熱方案Fig.3 The CCPP’s SHSHP

圖4 聯(lián)合循環(huán)機(jī)組雙熱源梯級(jí)加熱方案Fig.4 The CCPP’s DHSHP

與單熱源加熱方案相比，采用雙熱源梯級(jí)加熱方案后，從中壓省煤器處帶走的換熱量減少，這將使中壓省煤器出口煙氣溫度（即低壓蒸發(fā)器入口煙氣溫度）從207.2 ℃升高至209 ℃；低壓蒸發(fā)器入口煙氣溫度的升高，將使低壓蒸汽流量從49.6 t/h增加至50.5 t/h；同時(shí)，由于從中壓省煤器處抽出熱水流量的減少，將使進(jìn)入中壓蒸發(fā)器的熱水流量增加，進(jìn)而使再熱蒸汽流量從352.0 t/h增加至352.5 t/h。由于再熱蒸汽流量和低壓蒸汽流量的增加，將使聯(lián)合循環(huán)機(jī)組出力提升約317 kW。從低壓省煤器處帶走4 835 kW換熱量，則實(shí)現(xiàn)了余熱鍋爐尾部低品位廢熱的充分利用，使煙氣溫度余熱鍋爐排煙溫度下降約1.5 ℃。2種方案的詳細(xì)參數(shù)對(duì)比見(jiàn)表1。

表1 單熱源加熱方案與雙熱源梯級(jí)加熱方案的性能對(duì)比Tab.1 Performance comparison between the SHSHP and the DHSHP

總體而言，雙熱源梯級(jí)方案將大部分單熱源加熱方案中加熱天然氣的熱量，采用余熱鍋爐尾部的低品位廢熱來(lái)代替，使中壓省煤器處高品位的煙氣熱能用于產(chǎn)生更多的蒸汽，這在提升機(jī)組出力的同時(shí)實(shí)現(xiàn)了廢熱利用。

3 變工況下雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升分析

考慮到聯(lián)合循環(huán)機(jī)組的變工況運(yùn)行性能受機(jī)組負(fù)荷、環(huán)境溫度條件變化的影響較為明顯，因此本文主要分析當(dāng)機(jī)組負(fù)荷、環(huán)境溫度條件變化時(shí)，雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升效果。

3.1 機(jī)組負(fù)荷的影響

不同機(jī)組負(fù)荷下雙熱源梯級(jí)加熱方案的總換熱量如圖5所示。由圖5可見(jiàn)，在夏季平均氣溫（28.3 ℃）下運(yùn)行時(shí)，隨著機(jī)組負(fù)荷從100%下降至50%，燃?xì)廨啓C(jī)進(jìn)口的天然氣流量將從55.7 t/h顯著下降至30.9 t/h，天然氣加熱器換熱量也將從約6 300 kW減小至約3 400 kW。天然氣加熱器換熱量的下降將使加熱天然氣的熱水的需求量減少。

圖5 不同機(jī)組負(fù)荷下雙熱源梯級(jí)加熱方案的總換熱量Fig.5 The DHSHP’s total heat exchange quantity at different unit loads

不同機(jī)組負(fù)荷下2種方案的熱水流量變化如圖6所示。由圖6可見(jiàn)：對(duì)于單熱源加熱方案，隨著聯(lián)合循環(huán)機(jī)組負(fù)荷從100%下降至50%，從中壓省煤器出口處抽出的高溫?zé)崴繉?2.8 t/h減少至20.7 t/h；對(duì)于雙熱源梯級(jí)加熱方案，從中壓省煤器出口處抽出的高溫?zé)崴繉?4.5 t/h減少至12.8 t/h，從低壓省煤器出口抽出的低溫?zé)崴繉?7.2 t/h減少至28.8 t/h。天然氣加熱器換熱量的下降，也將減弱雙熱源梯級(jí)加熱方案中低溫?zé)崴畵Q熱量占總換熱量的比例。隨著聯(lián)合循環(huán)機(jī)組負(fù)荷從100%下降至50%，低溫?zé)崴膿Q熱量占總換熱量的比例將從77%減小至69%（圖5）。

圖6 不同機(jī)組負(fù)荷下2種方案的熱水流量Fig.6 The hot water flow of the SHSHP and DHSHP at different unit loads

隨著聯(lián)合循環(huán)機(jī)組負(fù)荷的降低，雙熱源梯級(jí)加熱方案中低溫?zé)崴畵Q熱量占總換熱量的比例的降低將減弱雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組底層蒸汽循環(huán)性能的提升效果。不同機(jī)組負(fù)荷下雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升效果如圖7所示。由圖7可見(jiàn)：在夏季平均氣溫（28.3 ℃）條件、100%負(fù)荷下，與單熱源加熱方案相比，雙熱源梯級(jí)加熱方案將使汽輪機(jī)出力增加約317 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.5 ℃；隨著聯(lián)合循環(huán)機(jī)組負(fù)荷下降至75%，雙熱源梯級(jí)加熱方案將僅使汽輪機(jī)出力增加約195 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.2 ℃；隨著聯(lián)合循環(huán)機(jī)組負(fù)荷進(jìn)一步下降至50%，雙熱源梯級(jí)加熱方案將僅使汽輪機(jī)出力增加提升約117 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1 ℃。因此，與調(diào)峰運(yùn)行的聯(lián)合循環(huán)機(jī)組相比，雙熱源梯級(jí)加熱方案可為常年帶基本負(fù)荷運(yùn)行的聯(lián)合循環(huán)機(jī)組帶來(lái)更好的性能提升效果及經(jīng)濟(jì)收益。

圖7 不同負(fù)荷下雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能提升效果Fig.7 The effect of DHSHP on the CCPP’s performance improvement at different unit loads

3.2 環(huán)境溫度的影響

隨著環(huán)境溫度的降低，燃?xì)廨啓C(jī)進(jìn)口的天然氣流量以及聯(lián)合循環(huán)機(jī)組出力均將增大。不同環(huán)境溫度下雙熱源梯級(jí)加熱方案的總換熱量如圖8所示。由圖8可見(jiàn)，當(dāng)環(huán)境溫度從夏季平均氣溫（28.3 ℃）降低至冬季平均氣溫（13.6 ℃），燃?xì)廨啓C(jī)進(jìn)口的天然氣流量將從55.7 t/h上升至60.6 t/h，天然氣加熱器換熱量也將從約6 300 kW增大至約6 800 kW。天然氣加熱器換熱量的增大將使加熱天然氣的熱水量增加。不同環(huán)境溫度下2種方案的熱水流量變化如圖9所示。由圖9可見(jiàn)：對(duì)于單熱源加熱方案，當(dāng)環(huán)境溫度從夏季平均氣溫（28.3 ℃）降低至冬季平均氣溫（13.6 ℃），從中壓省煤器出口處抽出的高溫?zé)崴繉?2.81 t/h增大至35.03 t/h；對(duì)于雙熱源梯級(jí)加熱方案，從低壓省煤器出口抽出的低溫?zé)崴繉?7.23 t/h增大至50.52 t/h，但是中壓省煤器出口抽出的高溫?zé)崴繉?4.46 t/h略微減小至14.3 t/h。隨著環(huán)境溫度從夏季平均氣溫（28.3 ℃）降低至冬季平均氣溫（13.6 ℃），低溫?zé)崴膿Q熱量占總換熱量的比例也將從77%略升至79%。對(duì)于雙熱源梯級(jí)加熱方案，隨著環(huán)境溫度的降低，盡管中壓省煤器出口抽出的高溫?zé)崴繉⒙晕p小，但是高溫?zé)崴疁囟纫矊⑸?，因此高溫?zé)崴膿Q熱量將幾乎保持不變，天然氣加熱器總換熱量的增加量主要來(lái)自于低溫?zé)崴畵Q熱量的增加（圖8）。

圖8 不同環(huán)境溫度下雙熱源梯級(jí)加熱方案的總換熱量Fig.8 The DHSHP’s total heat exchange quantity at different ambient temperatures

圖9 不同環(huán)境溫度下2種方案的熱水流量Fig.9 The hot water flow of SHSHP and DHSHP at different ambient temperatures

隨著環(huán)境溫度降低，雙熱源梯級(jí)加熱方案中低溫?zé)崴畵Q熱量占總換熱量的比例的增加也將增大雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升效果。圖10為不同環(huán)境溫度下雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升效果。由圖10可見(jiàn)：在夏季平均氣溫28.3 ℃條件、100%負(fù)荷下運(yùn)行時(shí)，與單熱源加熱方案相比，雙熱源梯級(jí)加熱方案將使汽輪機(jī)出力增加約317 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.5 ℃；隨著環(huán)境溫度下降，當(dāng)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組在年平均氣溫21.7 ℃、100%負(fù)荷下運(yùn)行時(shí)，雙熱源梯級(jí)加熱方案將使汽輪機(jī)出力增加約327 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.6 ℃；隨著環(huán)境溫度進(jìn)一步下降，當(dāng)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組在冬季平均氣溫13.6 ℃、100%負(fù)荷下運(yùn)行時(shí)，雙熱源梯級(jí)加熱方案將使汽輪機(jī)出力增加提升約366 kW、余熱鍋爐排煙溫度下降約1.7 ℃。本文研究對(duì)象某F級(jí)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組位于我國(guó)華南地區(qū)，其運(yùn)行所處的環(huán)境溫度較高，冬季平均氣溫依然達(dá)到13.6 ℃，因此對(duì)于我國(guó)中部、或者北方的聯(lián)合循環(huán)機(jī)組，其運(yùn)行環(huán)境溫度將顯著降低，雙熱源梯級(jí)加熱方案將可為聯(lián)合循環(huán)機(jī)組帶來(lái)更好的性能提升效果及經(jīng)濟(jì)收益。

圖10 不同環(huán)境溫度下雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升效果Fig.10 The effect of DHSHP on the CCPP’s performance improvement at different ambient temperatures

4 雙熱源梯級(jí)加熱方案的經(jīng)濟(jì)性分析

基于Thermoflow軟件對(duì)天然氣加熱器進(jìn)行建模計(jì)算得到：如采用單熱源加熱方案，設(shè)計(jì)工況下天然氣加熱器1、2的設(shè)計(jì)對(duì)數(shù)平均溫差分別達(dá)到約46.9、54.9 ℃，換熱面積分別為174、55 m2；如采用雙熱源梯級(jí)加熱方案，天然氣加熱器1、2的設(shè)計(jì)對(duì)數(shù)平均溫差將減小至約21.4、18.5 ℃，換熱面積將增大至432、133 m2。因此，將天然氣加熱方案由單熱源加熱方案調(diào)整為雙熱源梯級(jí)加熱方案，天然氣加熱器面積將增加147%。根據(jù)Thermoflow軟件估算，天然氣加熱器面積的增加將使天然氣加熱器的成本增加約73%。F級(jí)聯(lián)合聯(lián)合循環(huán)機(jī)組的天然氣加熱器的成本約為450萬(wàn)元[22]，因此如采用雙熱源梯級(jí)加熱方案，將使天然氣加熱器的成本增加約329萬(wàn)元（與加熱器成本相比，管路、保溫等成本的增加較小，可忽略不計(jì)，因此本文僅考慮加熱器成本的增加情況）。

基于雙熱源梯級(jí)加熱方案的投資成本，計(jì)算得到不同年利用小時(shí)數(shù)、運(yùn)行氣象條件和電價(jià)下，采用雙熱源梯級(jí)加熱方案可為聯(lián)合循環(huán)機(jī)組帶來(lái)的年收益以及投資回收期，具體結(jié)果如圖11、圖12所示。

圖11 不同年利用小時(shí)數(shù)、運(yùn)行氣象條件下經(jīng)濟(jì)性分析Fig.11 Economic analysis under different annual utilization hours and weather conditions

圖12 不同年利用小時(shí)數(shù)、電價(jià)下經(jīng)濟(jì)性分析Fig.12 Economic analysis under different annual utilization hours and electricity prices

由圖11、圖12可見(jiàn)：如F級(jí)聯(lián)合聯(lián)合循環(huán)機(jī)組的年利用小時(shí)數(shù)為3 000 h、運(yùn)行的環(huán)境平均氣溫為21.7 ℃、電價(jià)為0.6元/(kW·h)，則采用雙熱源梯級(jí)加熱方案的年收益將達(dá)到約60萬(wàn)元，投資回收期為約5.5年；如機(jī)組年利用小時(shí)數(shù)增加、機(jī)組運(yùn)行于環(huán)境溫度較低的地區(qū)或是電價(jià)上升，雙熱源梯級(jí)加熱方案的投資回收期將顯著下降。由此可見(jiàn)，雙熱源梯級(jí)加熱方案可為聯(lián)合循環(huán)機(jī)組帶來(lái)較好的經(jīng)濟(jì)收益。

5 結(jié) 論

1）雙熱源梯級(jí)加熱方案可減少單熱源加熱方案中余熱鍋爐中壓省煤器出口抽出的用于加熱天然氣的熱水流量，提高聯(lián)合循環(huán)機(jī)組再熱蒸汽流量和低壓蒸汽流量，達(dá)到提升聯(lián)合循環(huán)機(jī)組出力、降低余熱鍋爐排煙溫度的目的。

2）隨著機(jī)組負(fù)荷的下降，天然氣加熱器換熱量、雙熱源梯級(jí)加熱方案中低溫?zé)崴膿Q熱量占總換熱量的比例均將下降，雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升效果也將減弱；隨著環(huán)境溫度的降低，天然氣加熱器換熱量、雙熱源梯級(jí)加熱方案中低溫?zé)崴畵Q熱量占總換熱量的比例均將增加，雙熱源梯級(jí)加熱方案對(duì)機(jī)組性能的提升效果也將增強(qiáng)。

3）與單熱源加熱方案相比，雙熱源梯級(jí)加熱方案將使天然氣加熱器面積增加、成本增加。如F級(jí)聯(lián)合聯(lián)合循環(huán)機(jī)組的年利用小時(shí)數(shù)為3 000 h、運(yùn)行的環(huán)境平均氣溫為21.7 ℃，則采用雙熱源梯級(jí)加熱方案的年收益將達(dá)到約60萬(wàn)元，投資回收期為約5.5年，雙熱源梯級(jí)加熱方案可為聯(lián)合循環(huán)機(jī)組帶來(lái)較好的經(jīng)濟(jì)收益。