井芳波, 楊 宇, 尹 剛, 衛(wèi)棟梁, 張偉榮, 洪安堯, 雷曉龍

(1.東方電氣集團東方汽輪機有限公司,四川德陽 618000;2.上海發(fā)電設(shè)備成套設(shè)計研究院有限責任公司,上海 200240)

提高蒸汽動力循環(huán)效率時可以考慮通過提高主蒸汽參數(shù)(主汽壓力和主汽溫度)或采用中間再熱等措施[1-3]。但是,針對某些特殊汽輪機組,比如垃圾發(fā)電汽輪機機組,其主蒸汽溫度受鍋爐控制,由于垃圾焚燒煙氣對鍋爐管道有腐蝕作用,管壁腐蝕速度與溫度直接相關(guān)[4],通常認為鍋爐蒸汽出口溫度不應超過485 ℃[5],同時再熱煙氣腐蝕會嚴重影響鍋爐的可靠性和穩(wěn)定性,這直接制約了中間再熱技術(shù)在垃圾發(fā)電汽輪機組上的應用[6]。在主蒸汽溫度受限的前提下,如果僅提升主蒸汽壓力,蒸汽過熱度會降低,同時會帶來末級葉片濕度增大、水蝕增加的風險[7],而抽汽再熱循環(huán)能有效地解決這一問題。

1 抽汽再熱循環(huán)

常規(guī)中間再熱循環(huán)是指鍋爐產(chǎn)生的全部新蒸汽在汽輪機高壓缸膨脹做功后,進入鍋爐再熱器中被加熱,然后再進入汽輪機中低壓缸繼續(xù)膨脹做功。抽汽再熱循環(huán)是指鍋爐產(chǎn)生的新蒸汽進入汽輪機高壓缸,其中一部分蒸汽在高壓缸某級后被抽出,剩余蒸汽在高壓缸膨脹做完功后被抽出的蒸汽加熱,然后再進入汽輪機中低壓缸繼續(xù)膨脹做功,加熱蒸汽疏水排至鍋爐汽包或除氧器。中間再熱循環(huán)與抽汽再熱循環(huán)的本質(zhì)區(qū)別是中間再熱循環(huán)的再熱吸熱量由汽機島外的熱源提供,而抽汽再熱循環(huán)的再熱吸熱量由汽機島的內(nèi)部汽源提供。

常規(guī)中間再熱循環(huán)提高了整個循環(huán)的平均吸熱溫度,可以有效提高循環(huán)的熱效率;而抽汽再熱循環(huán)中由于再熱吸熱量是由汽機島內(nèi)部提供的,因此循環(huán)的熱效率并不能得到提高,該循環(huán)只能起到提高汽輪機排汽干度的作用。但是,對于某些特殊的汽輪機組來說,因條件限制,無法提高主汽溫度,也不宜采用中間再熱循環(huán),為了機組能安全運行,只能采用較低的主汽壓力,這種參數(shù)配置的汽輪機組循環(huán)效率低,經(jīng)濟性差。為了提高機組的循環(huán)效率,可以提高主汽壓力,但如果不相應提高主汽溫度且不采用中間再熱,則汽輪機的排汽濕度會大幅增加,進而影響汽輪機的安全運行,此時宜采用抽汽再熱循環(huán)。筆者以垃圾發(fā)電汽輪機組為例,分析了不同抽汽點位置的抽汽再熱循環(huán)方案。

2 再熱汽源抽汽點位置及再熱參數(shù)

以55 MW級垃圾發(fā)電汽輪機組為例,常規(guī)非再熱機組進汽參數(shù)為6.3 MPa/445 ℃,排汽壓力為6.28 kPa,給水溫度為130 ℃,所配置回熱系統(tǒng)為1臺定壓除氧器、2臺低壓加熱器(簡稱低加)和1臺軸封加熱器(簡稱軸加),汽輪機排汽濕度約為13.57%。為了提高循環(huán)效率,將主汽壓力提高至13.2 MPa,主汽溫度和排汽壓力不變,則汽輪機排汽濕度增大至18%,這會嚴重影響汽輪機的安全運行,而采用抽汽再熱可降低排汽濕度,使其在安全范圍內(nèi)。

2.1 再熱汽源抽汽點位置

抽汽再熱循環(huán)的抽汽點可選在高壓缸某級后(以下簡稱“高壓缸抽汽再熱”);如果將汽機島進口邊界設(shè)為鍋爐過熱器出口,將抽汽點前移至主蒸汽管道,則再熱吸熱量仍由汽機島的內(nèi)部汽源提供,稱為“主汽抽汽再熱”;如果繼續(xù)將汽機島邊界和抽汽點均前移至鍋爐汽包,相當于汽輪機的蒸汽分為2部分,一部分主給水經(jīng)鍋爐加熱至主蒸汽并進入汽輪機,另一部分主給水經(jīng)鍋爐加熱至飽和蒸汽后抽走作為再熱汽源,稱為“汽包抽汽再熱”。荷蘭阿姆斯特丹AEB發(fā)電廠采用的是汽包抽汽再熱循環(huán)系統(tǒng)[8]。圖1為不同方案的原則性熱力系統(tǒng)圖。

(a) 常規(guī)非再熱方案

2.2 再熱溫度

再熱循環(huán)的再熱加熱抽汽用于加熱高壓缸排汽,因此不同抽汽點位置的再熱溫度也不同。再熱溫度是再熱加熱抽汽壓力的函數(shù),其計算公式如下:

TRE=TS[p×(1-Δp)]-Δt

(1)

式中:TRE為再熱溫度,℃;p為再熱加熱抽汽壓力,MPa;Δp為再熱加熱抽汽的管道壓損率;TS[p×(1-Δp)]為壓力p×(1-Δp)對應的飽和蒸汽溫度,℃;Δt為再熱器換熱端差,K。

由式(1)可得,考慮壓損后“主汽抽汽再熱”和“汽包抽汽再熱”的再熱加熱抽汽壓力均為13.2 MPa,再熱溫度均為320 ℃。“高壓缸抽汽再熱”方案的再熱溫度是再熱加熱抽汽壓力的單值函數(shù),再熱加熱抽汽壓力的最大值約為主蒸汽壓力(13.2 MPa),再熱加熱抽汽為飽和蒸汽時抽汽壓力最小,如果再熱加熱抽汽為濕蒸汽,則其無法有效加熱高壓缸的排汽。經(jīng)計算,所選垃圾發(fā)電汽輪機主汽在高壓缸內(nèi)膨脹至飽和蒸汽時的壓力約為1.67 MPa。管道壓損取2%時“高壓缸抽汽再熱”方案的再熱溫度范圍為190～318 ℃。

2.3 再熱壓力

再熱壓力與高壓缸排汽壓力的關(guān)系如下:

pRE=p2×(1-Δp2)

(2)

式中:pRE為再熱壓力,MPa;p2為高壓缸排汽壓力,MPa;Δp2為高壓缸排汽壓力至再熱壓力之間的管道壓損率。

選擇再熱壓力時必須滿足低壓缸和高壓缸排汽濕度均在安全范圍內(nèi)。根據(jù)上述條件,再熱溫度190～320 ℃對應的再熱壓力范圍為0.22～1.8 MPa。

3 熱力性能分析

以常規(guī)中溫次高壓非再熱55 MW級垃圾發(fā)電汽輪機組為基準,分別對再熱加熱抽汽不同抽汽點位置的方案進行對比分析。

由于“汽包抽汽再熱”和“主汽抽汽再熱”方案下的再熱溫度相同,汽輪機本體設(shè)計也完全相同,“汽包抽汽再熱”方案采用飽和蒸汽作為再熱加熱汽源,不可逆損失小;而“主汽抽汽再熱”方案的再熱加熱汽源過熱度大,不可逆損失大。由此可以定性判斷出,“汽包抽汽再熱”方案的循環(huán)效率高于“主汽抽汽再熱”方案,因此將不再對“主汽抽汽再熱”方案進行論述。

再熱壓力較低、高壓缸排汽濕度較大時,先對高壓缸排汽熱力去濕后再加熱,可以減小再熱加熱抽汽的耗汽量。這種汽水分離再熱器(MSR)在核電汽輪機領(lǐng)域被廣泛應用,技術(shù)成熟且安全可靠[9]。

各方案下的關(guān)鍵參數(shù)見表1。

表1 各方案下的關(guān)鍵參數(shù)

圖2為方案3的溫-熵圖。每千克主給水以狀態(tài)6進入鍋爐定壓吸熱,在狀態(tài)8(鍋爐汽包)變?yōu)轱柡驼羝?xkg的蒸汽被抽出作為再熱加熱抽汽,(1-x) kg的蒸汽繼續(xù)定壓吸熱,其變?yōu)檫^熱蒸汽后進入汽輪機高壓缸做功,如過程1-2。高壓缸排汽經(jīng)再熱加熱抽汽加熱后達到狀態(tài)3,并進入中、低壓缸做功,如過程3-4。過程2a-3a-4a為再熱壓力上限,過程2b-3b-4b為再熱壓力下限,其再熱溫度均為320 ℃。過程1-2′為方案2的膨脹過程線。

圖2 方案3的溫-熵圖

對于方案3,循環(huán)所作功Wnet(忽略水泵功)為:

Wnet=(1-x)×[(h1-h2)+(h3-h4)]

(3)

式中:h為焓,其下標表示各狀態(tài)點。

加入的熱量Q1為:

Q1=(h8-h6)+(1-x)×(h1-h8)=

(1-x)×(h1-h6)+x×(h8-h6)=

(1-x)×[(h1-h6)+(h3-h2)]

(4)

循環(huán)效率ηt[10]為:

(5)

由圖2可以看出,方案2的循環(huán)過程為1-2′-5-6-7-8-1。方案3由基本循環(huán)1-2′-5-6-7-8-1和附加部分2-3-4-2′-2組成。如果附加部分比基本循環(huán)的效率高,則能夠使循環(huán)的總效率提高,反之則降低。由于再熱溫度較低,因此再熱壓力范圍內(nèi)的附加部分效率均低于基本循環(huán)。同時,由于方案2下汽輪機做功蒸汽量為1 kg,方案3下汽輪機做功蒸汽量為(1-x) kg。因此,方案3的循環(huán)效率總是低于方案2。

方案3下的再熱壓力由狀態(tài)3b逐漸提高至狀態(tài)3a,附加循環(huán)的平均吸熱溫度增大,低效的附加循環(huán)份額逐漸減小,并且再熱吸熱量和再熱汽源量x減小,做功蒸汽量(1-x)增大,因此再熱壓力越高,循環(huán)效率越高。同時,由于再熱溫度恒定,在相同再熱壓力下,相對于不去濕僅加熱,高壓缸排汽去濕后再加熱的過程線右移,循環(huán)效率降低,因此對于汽包抽汽再熱,不采用去濕措施。

圖3為方案4的溫-熵圖。每千克最終給水從狀態(tài)6進入鍋爐定壓吸熱,在狀態(tài)8(鍋爐汽包)下達到飽和蒸汽,其繼續(xù)定壓吸熱為過熱蒸汽,并進入汽輪機高壓缸做功,在高壓缸的某級后(狀態(tài)Ex)xkg蒸汽被抽出作為再熱汽源,(1-x) kg蒸汽繼續(xù)膨脹至高壓缸排汽(狀態(tài)2),去濕后(去濕量為y)被加熱至狀態(tài)3并進入中低壓缸做功,加熱蒸汽疏水被排至除氧器。過程2a-3a-4為再熱壓力上限,再熱汽源抽汽點為Exa;2b-3b-4b為再熱壓力下限,再熱汽源抽汽點為Ex(Exb);再熱溫度是再熱汽源壓力的函數(shù),再熱溫度均落在ee線上,由于再熱汽源壓力最低時為飽和蒸汽(狀態(tài)Exb),其對應再熱溫度為190 ℃,因此再熱溫度由狀態(tài)3a減小至狀態(tài)3后維持不變。過程1-2′為方案2的過程線。

圖3 高壓缸抽汽再熱方案的溫-熵圖

對于高壓缸抽汽再熱方案,循環(huán)所作的功Wnet(忽略水泵功)為:

Wnet=(h1-hEx)+(1-x)×(hEx-h2)+

(1-x-y)×(h3-h4)]

(6)

加入循環(huán)或系統(tǒng)的熱量Q1為:

Q1=h1-h6

(7)

循環(huán)效率ηt[10]為:

(8)

由圖3可以看出,方案2的循環(huán)過程為1-2′-5-6-7-8-1。方案4可以看作由2部分組成,其中xkg的蒸汽為再熱加熱抽汽,其循環(huán)過程為1-Ex-Ex′-7-8-1;而(1-x)kg蒸汽為循環(huán)蒸汽,其循環(huán)過程為基本循環(huán)1-2′-5-6-7-8-1和附加部分2-3-4-2′-2?？梢钥闯?再熱加熱抽汽的循環(huán)效率遠低于主體蒸汽,循環(huán)蒸汽的附加循環(huán)效率又遠低于其基本循環(huán)。因此,方案4的循環(huán)效率總是低于方案2。

方案4的再熱壓力由狀態(tài)3逐漸提高至狀態(tài)3a,再熱汽源壓力也由狀態(tài)Ex提高至狀態(tài)Exa,再熱加熱抽汽的循環(huán)效率降低,循環(huán)蒸汽的附加循環(huán)平均吸熱溫度增大,但低效的附加循環(huán)份額也增加,且再熱吸熱量和再熱加熱抽汽量x增大,總體循環(huán)效率降低。再熱壓力由狀態(tài)3逐漸降低至狀態(tài)3b,再熱加熱抽汽壓力(狀態(tài)Ex)不變,再熱加熱抽汽的循環(huán)效率也不變,循環(huán)蒸汽的附加循環(huán)平均吸熱溫度減小,低效的附加循環(huán)份額增加,且再熱吸熱量和再熱加熱抽汽量x增大,總體循環(huán)效率降低。因此,方案4的再熱壓力為狀態(tài)3時循環(huán)效率最高,該再熱壓力為最佳再熱壓力,此時再熱加熱抽汽為飽和蒸汽,由式(1)計算可得再熱溫度。在最佳再熱壓力下,低壓排汽濕度為安全運行范圍內(nèi)的最大值。當再熱壓力高于或低于最佳再熱壓力時,循環(huán)效率均會降低。

在方案4中,當再熱壓力高于最佳再熱壓力并達到最大值(1.8 MPa)時,循環(huán)效率最低;在方案3中,當再熱壓力達到最大值(1.8 MPa)時,循環(huán)效率最高。由于再熱壓力為1.8 MPa時方案3與方案4的循環(huán)過程基本重合,因此當再熱壓力處于最佳再熱壓力與1.8 MPa之間時,方案4的循環(huán)效率總是優(yōu)于方案3。

4 詳細計算比較

選取方案1、方案3和方案4進行比較。為便于比較,設(shè)進入汽機島的總熱量(即鍋爐吸熱量)為定值。各方案的計算結(jié)果見表2。

表2 各方案的計算結(jié)果

從表2可以看出,在相同鍋爐吸熱量下,方案3的機組出力比方案1高5.46%,方案4的機組出力比方案1和方案3分別高6.61%和1.15%。同時,方案4的高壓缸進汽質(zhì)量流量比方案3高8.6%,對于小容量汽輪機來說,這有利于提高高壓缸的效率[11];且方案4的高排壓力和再熱壓力遠低于方案3,這有利于減小其高壓缸后端、中低缸前端的軸端漏汽量,也能顯著提高小容量汽輪機組的整體經(jīng)濟性水平[12]。

5 結(jié) 論

(1) 抽汽加熱的再熱循環(huán)可在單純提高主汽壓力的情況下降低汽輪機的排汽濕度,確保機組安全可靠運行,進而提高機組整體的經(jīng)濟性水平。

(2) 方案3的再熱壓力越高,循環(huán)效率越高;方案4存在最佳再熱壓力,再熱壓力增大或減小時循環(huán)效率均會降低。

(3) 方案3的再熱壓力大于方案4的最佳再熱壓力時,方案4的效率均高于方案3。

(4) 在相同鍋爐吸熱量下,方案3和方案4的機組出力比方案1分別高5.46%和6.61%,方案4的機組出力比方案3高1.15%。