外高橋三期21000mw超超臨界汽輪機上汽調(diào)頻優(yōu)化及運行成效

外高橋三期21000mw超超臨界汽輪機上汽調(diào)頻優(yōu)化及運行成效

0外高橋運行效果外高橋三年工程中配備了2臺1000噸大型國內(nèi)超調(diào)汽輪發(fā)電站。2臺機組在2008年完成了性能試驗,性能試驗供電煤耗分別為272.6,272.9g/(kW·h),至2008年底的實際運行累計煤耗為287.44g/(kW·h)(帶脫硫),處于世界先進水平。在外高橋三期工程的建設(shè)過程中,針對機組的主、輔設(shè)備及系統(tǒng)進行了一系列的優(yōu)化和重大技術(shù)創(chuàng)新。其中,汽輪機的參數(shù)和控制方式以及相關(guān)主要輔機的優(yōu)化等是機組優(yōu)化的主要組成部分。1sien汽氣價格外高橋電廠三期工程啟動之前,國內(nèi)已有玉環(huán)、鄒縣、泰州開建百萬千瓦級超超臨界機組項目,且采用技術(shù)及機型各有不同。鑒于德國SIEMENS在百萬千瓦級的單軸汽輪機領(lǐng)域有著較多的業(yè)績,且綜合技術(shù)優(yōu)勢明顯,再加上外高橋電廠二期2×900MW超臨界機組項目的SIEMENS汽輪機性能表現(xiàn)優(yōu)異,故三期工程的汽輪機亦選擇了上海電站集團引進的SIEMEN機型。上汽的投標基本方案為玉環(huán)機型(以下簡稱“投標機型”)。投標機型型式:單軸,反動式,一次再熱,四缸四排汽(備選五缸六排汽),無調(diào)節(jié)級,單支點軸系,雙背壓。過負荷調(diào)節(jié)方式為補汽閥。末級葉片1046mm(備選方案末級葉片977mm)。該機型的基本參數(shù)如表1:在對該機型的性能參數(shù)及運行方式作了深入研究后,我們認為該機型的蒸汽參數(shù)及運行方式還可作進一步的優(yōu)化,以期獲得更優(yōu)的技術(shù)經(jīng)濟性能。2優(yōu)化主要癥狀和運行模式2.1無調(diào)節(jié)級滑壓機組理論和實踐證明,大容量超臨界機組,采用無調(diào)節(jié)級并滑壓運行,在全負荷范圍內(nèi)的經(jīng)濟性均優(yōu)于帶調(diào)節(jié)級的機組,且取消調(diào)節(jié)級后,可獲得一系列的附加技術(shù)優(yōu)勢,故SIEMENS大型超臨界汽輪機均采用了無調(diào)節(jié)級設(shè)計,滑壓運行方式。不過,純滑壓運行的機組雖無節(jié)流損失,經(jīng)濟性最優(yōu),但調(diào)頻響應最差。為兼顧一次調(diào)頻與經(jīng)濟性,根據(jù)用戶需求的不同,可采用不同的滑壓及調(diào)頻運行方式。2.2穩(wěn)態(tài)工況下不原理與其他機型相比,投標機型的高壓缸增加了1個第5級動葉后的中間進(補)汽口,在主汽閥前與該進汽口之間連有1個補汽調(diào)節(jié)閥。在設(shè)計工況(循環(huán)水溫20℃)額定出力(1000MW)及以下的穩(wěn)定負荷,該補汽閥處于關(guān)閉狀態(tài),負荷超過1000MW,補汽閥逐步開啟直至最大出力,即相當于VWO工況。在補汽閥開啟后直至VWO工況的加負荷,流量增加,但主汽壓力不變(穩(wěn)態(tài)),反之亦然。與此相對應,穩(wěn)態(tài)工況下(不調(diào)頻),主汽調(diào)節(jié)閥在最低定壓運行點Pmin以上的所有負荷,均可處于全開狀態(tài)。因此,在Pmin以上直至設(shè)計額定功率(穩(wěn)態(tài)),機組均可為純滑壓運行,而超過設(shè)計額定功率后則為定壓運行,如圖1。與SIEMENS采用調(diào)門預節(jié)流方式的所謂改進型滑壓運行機組(如外高橋二期900MW超臨界機組)不同,在正常負荷范圍內(nèi),投標機型的主調(diào)門及補汽閥均參與調(diào)頻。在加負荷時,可先開補汽閥作為快速響應,然后再由機組的協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)增加鍋爐熱負荷直至補汽閥全關(guān);在減負荷時,先關(guān)小主調(diào)門,然后鍋爐降低熱負荷直至主調(diào)門全開。無論是開啟補汽閥還是關(guān)小主調(diào)門,均會增加節(jié)流損失,這就意味著投標機型在穩(wěn)定運行時無節(jié)流損失,而在參與一次調(diào)頻及快速二次調(diào)頻時將出現(xiàn)附加節(jié)流損失,即相當于用效率換調(diào)頻。不過,從SIEMENS給出的熱平衡計算圖可以看出,當補汽閥開啟后,汽輪機的效率會明顯下降。2.3投標模式的不足和對策2.3.1高壓缸2.2w初始發(fā)電機52從圖1可以看到,投標機型在最高負荷附近存在一個壓力不隨負荷變化的平臺,而隨著功率的增加,補汽閥開大,節(jié)流損失也將相應增大。根據(jù)SIEMENS提供的熱平衡圖,VWO工況的出力為1060MW,比額定工況高6%,但蒸汽流量卻上升了8%,其過負荷增量部分的熱效率很低。理論上,補汽閥將27MPa/600℃的蒸汽節(jié)流至約16MPa再進入高壓缸第5級后繼續(xù)發(fā)電,其效率應相當于亞臨界水平,而實際的情況是效率下降得更多。事實上,當增量蒸汽從補汽口進入汽缸后,第6級前的壓力相應增加,而此時主蒸汽壓力則不再上升,1~5級的壓力差相應下降,這將使一部分蒸汽從1~5級主回路中被“擠出”而流入補汽閥。因此,實際進入補汽閥的蒸汽流量比預期值明顯增加,這導致了效率的加劇下降,說明補汽閥方式的過負荷運行經(jīng)濟性很差。2.3.2補汽閥開啟量的影響若取消運行曲線的頂部壓力平臺(取消補汽閥)而將滑壓曲線向上延伸至VWO點,這在技術(shù)上是可行的,運行效率必然更高。但如此一來,主蒸汽管道、給水泵、高壓加熱器及鍋爐等的設(shè)計壓力都將隨之增加,這將顯著增加機組投資。因此,在最高負荷區(qū)采用適當犧牲效率的方法限制設(shè)計壓力,不失為一種可行的折中方案。不過,究竟在哪個負荷點開始開啟補汽閥限制壓力的升高,亦需要加以技術(shù)經(jīng)濟比較?；陂_啟補汽閥后,機組效率迅速下降的現(xiàn)實,應在正常運行時避免開啟補汽閥。進一步的分析可以看出,在設(shè)計工況的1000MW額定功率(THA),蒸汽流量大于2732t/h后即開啟補汽閥并不合理。事實上,設(shè)計工況按全年的平均冷卻水溫為基準,即全年約有50%時間的水溫超過平均值(見圖2)。相應地,汽輪機在該時段內(nèi)的熱耗及汽耗將高于設(shè)計值,1000MW時的主蒸汽流量將高于2732t/h;若仍為滑壓運行,主汽壓力將按比例增加。在此情況下,若要限制主汽壓力不超過設(shè)計值以確保安全,唯一的途徑就是開啟補汽閥以彌補不足。應指出的是,在正常情況下,機組在額定功率點的運行概率較高,并且全年中夏季的滿負荷運行概率更高。按投標機型的運行方式,必然出現(xiàn)在全年中,有超過一半時間的滿負荷工況處于補汽閥開啟方式下。圖3是以圖2的水溫變化為基準,在水溫超過20℃時開啟補汽閥所導致的汽耗變化,圖3中陰影部分便是汽耗的增量。需特別注意的是,這種在實際運行中會發(fā)生的汽耗和煤耗的附加增量,在機組的性能試驗中卻不會得到反映。另外,如果汽輪機的實際效率由于種種原因而降低,汽耗高于設(shè)計值,則主蒸汽壓力將高于設(shè)計值,必然導致補汽閥的開啟概率進一步增加,這將更加惡化機組的實際運行效率。事實上,較合理的補汽閥開啟點應為夏季最高循環(huán)水溫時對應的額定功率,這可確保在全年的1000MW及以下工況不開補汽閥。不過,若仍采用原設(shè)計壓力26.25MPa作為此工況下的補汽閥開啟值,又導致在其他工況下由于冷卻水溫的降低,汽耗的下降,額定功率對應的汽輪機運行初壓力均會低于設(shè)計值(在20℃冷卻水溫時約降低4%,約25.25MPa),這就又要降低機組的熱力循環(huán)效率。最終的優(yōu)化結(jié)果如下:(1)27MPa定為主蒸汽設(shè)計壓力,并將此壓力作為補汽閥的開啟點。(2)27MPa作為夏季最高冷卻水溫時1000MW的滑壓運行壓力,在大于1000MW后補汽閥開啟并轉(zhuǎn)為27MPa定壓運行方式。相應地,平均冷卻水溫時的1000MW運行壓力下滑為25.81MPa。(3)滑壓與定壓(開補汽閥)的分界不按功率分,采用壓力準則。汽機主汽門前壓力不大于27MPa采用純滑壓運行,與負荷及冷卻水溫無關(guān)。按此準則,平均冷卻水溫時的最高滑壓功率達1043MW;且冷卻水溫低于平均值時,最高滑壓運行功率更高。事實上,由于機組綜合優(yōu)化效果很好,實際汽耗明顯低于設(shè)計值,經(jīng)過了2008年夏季最高氣溫的考驗,在最高冷卻水溫達33℃下,滿負荷的主蒸汽壓力也只有26.6MPa。因此,在整個高溫季節(jié),均沒有開啟補汽閥。2.4節(jié)能型抽汽凝結(jié)水調(diào)門從2.2節(jié)的分析可以看出,在全負荷的范圍內(nèi),補汽閥均將參與調(diào)頻;而從2.3.1節(jié)的分析可知,補汽閥的開啟意味著機組效率的下降。調(diào)頻過程中頻繁地開啟補汽閥,并使其經(jīng)常在小開度方式下運行,其閥芯和閥座的沖蝕風險將大大上升,這將導致機組運行效率的下降。另外,根據(jù)實際供貨的汽輪機調(diào)節(jié)系統(tǒng)的運行特性,發(fā)現(xiàn)其DEH的編程者并沒有很好地理解該型汽輪機的調(diào)頻特點,在全負荷范圍內(nèi)存在較大的調(diào)門節(jié)流區(qū)域。為解決這類問題,我們又對汽輪機的控制及調(diào)頻方式進行了較大的改進,研究開發(fā)了節(jié)能型抽汽調(diào)頻技術(shù)。該方法主要是改變汽輪機的調(diào)頻原理,由傳統(tǒng)的調(diào)節(jié)汽輪機進汽來改變機組功率轉(zhuǎn)變?yōu)檎{(diào)節(jié)回熱抽汽量而改變功率。對汽輪機回熱抽汽量進行調(diào)節(jié)的方法為間接法,通過調(diào)節(jié)凝結(jié)水流量,間接同步改變各級低壓回熱抽氣量,從而達到調(diào)節(jié)汽輪機功率的目的。這樣一來,就可以使主調(diào)門常開,并在整個滑壓運行區(qū)域使補汽閥常關(guān),消除汽輪機進汽節(jié)流損失。對于直流鍋爐,由于沒有汽包,系統(tǒng)蓄熱量小,故汽輪機的調(diào)門可調(diào)功率很小,且響應慢;而采用凝結(jié)水調(diào)頻法反而速度快,功率調(diào)節(jié)范圍相對較大。當然,這種調(diào)頻方式的技術(shù)要求很高,對原有的凝汽器水位,除氧器水位調(diào)節(jié)系統(tǒng)以及機組的協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)等都要進行相應地改進。從外高橋三期2臺機組的實踐來看,新的調(diào)頻方式獲得了成功。目前,機組的加(減)負荷的速率能達到1.5MW/min。與傳統(tǒng)調(diào)頻方式相比,節(jié)能型抽汽(凝結(jié)水)調(diào)頻技術(shù)使調(diào)頻過程中的節(jié)流損失降到了最低,提高了機組的實際運行經(jīng)濟性。不過,需指出的是,該技術(shù)對機組實際運行經(jīng)濟性的提高不能在性能試驗中得到反映。3外高橋港再熱系統(tǒng)壓降控制及經(jīng)濟效益按照目前我國的設(shè)計規(guī)范,再熱系統(tǒng)的壓降按高壓缸排汽壓力P2的10%控制,通常是鍋爐再熱器及冷、熱再熱管道各占一半。這一壓降的取值,是技術(shù)經(jīng)濟比較的產(chǎn)物。因為該壓降吞噬了一部分再熱蒸汽的做功能力,增加了汽輪機的熱耗,但減少這一壓降需增加管道(含再熱器)的投資。隨著燃料價格的不斷上漲及超臨界機組的再熱壓力比亞臨界機組有較大的提高,美、歐的設(shè)計規(guī)范早已將此壓降定在P2的8%及以下。外高橋二期900MW超臨界機組最終的招標結(jié)果是德國ALSTOM中標,再熱系統(tǒng)壓降為P2的6.67%。根據(jù)計算,再熱系統(tǒng)的壓降從10%P2減為9%P2,汽輪機熱耗約下降0.072%。根據(jù)這一分析及兼顧造價,我們最終仍沿用二期的壓降控制原則,鍋爐在招標時就已明確規(guī)定再熱器壓降控制在0.2MPa以內(nèi),冷、熱再熱管道的壓降控制并不采用簡單的加大管徑的方法。與其他同類項目不同,我們堅持除個別點布置困難而采用1.5D(D為直徑)的管件彎頭外,其他所有彎頭均采用不小于3D的彎管。另外,適當增加了冷再熱管道的管徑。經(jīng)綜合優(yōu)化,獲得了三重效益:(1)彎管的造價遠低于彎頭,明顯降低了四大管道的總造價。(2)不小于3D的彎管的局部阻力系數(shù)大大低于1.5D彎頭,有效減少了管系的壓降。根據(jù)效率修正曲線,汽輪機的熱耗將因此下降18kJ/(kW·h)。(3)與1.5D的管件彎頭相比,大于3D的彎管在運行時產(chǎn)生的振動能量將明顯下降,這更有利于管系的安全運行。機組投產(chǎn)后,機組在額定工況下的再熱系統(tǒng)壓降實測低于6.7%,完全達到了優(yōu)化要求。另外,主蒸汽管和主給水管道系統(tǒng)亦采用了不小于3D的彎管,有效降低了管系的壓降,從而使給水泵的能耗亦相應下降。4發(fā)動機的后部壓力優(yōu)化4.1增加排汽面積,降低背壓鑒于SIEMENS汽輪機獨特的推(拉)桿和單支點軸系技術(shù),單軸四缸不再是大機組的限制,德國已有五缸六排汽的百萬千瓦級超超臨界機組的成功經(jīng)驗,且增加排汽面積,減少余速損失和降低背壓對機組的經(jīng)濟性亦有著很大的影響,外高橋三期1000MW機組的招標時規(guī)定投標商可投四缸及五缸方案。與四缸相比,五缸方案的熱耗約能下降1%,但終因其價格較高,最終沒能采用。在北方平均水溫較低的地區(qū),我們在著眼提高蒸汽初參數(shù)的同時,更應注意降低背壓。從技術(shù)發(fā)展戰(zhàn)略上來說,若能在國內(nèi)出現(xiàn)一個五缸的成功案例,對推動我國百萬千瓦級汽輪機技術(shù)的發(fā)展,進一步提高機組的經(jīng)濟性有著不可估量的意義。4.2雙背壓的選擇與外高橋900MW機型不同,投標方案采用雙背壓。這樣,同樣的循環(huán)冷卻水流量及水溫,在不增加凝汽器冷卻面積的情況下,可以獲得更低的平均背壓,提高了經(jīng)濟性。4.3設(shè)計冷卻水溫下降對于四缸方案,仍存在著進一步的優(yōu)化空間。通過對外高橋區(qū)域長江水溫的統(tǒng)計顯示,年平均水溫為18.75℃,考慮增加2×1000MW熱負荷后的區(qū)域溫升,三期的設(shè)計冷卻水溫定為19℃,經(jīng)核算,設(shè)計背壓可從4.19kPa/5.26kPa下降為3.86kPa/4.88kPa,熱耗則可下降19kJ/(kW·h)。給水泵汽輪機自設(shè)凝汽器,排汽不再進入主機凝汽器。與二期相比,主凝汽器結(jié)構(gòu)及冷卻面積完全相同(44000m2),而VWO工況的排汽流量由1776t/h(含給水泵汽輪機)降為1613t/h,即降低了傳熱強度,亦減少了凝汽器汽側(cè)的流動壓降,相應又可降低背壓和端差,進一步提高了經(jīng)濟性。5進水系統(tǒng)綜合優(yōu)化工程實例汽動給水泵汽源取自主汽輪機抽汽,其能耗的高低對主汽輪機的熱耗影響較大。本項目的1000MW給水泵的最大功率達43MW,能耗下降1%就頗為可觀。在直流爐的啟動階段,給水泵也是能耗大戶,特別在新機組的啟動和調(diào)試階段,由于頻繁的啟停,其累積能耗數(shù)量巨大。從三期工程的可研階段起,給水系統(tǒng)的綜合優(yōu)化便列為了主要課題之一。通過對二期工程給水系統(tǒng)的配置、調(diào)試和運行情況的分析,參考美國、德國的大型超(超)臨界機組的給水系統(tǒng)設(shè)計和運行經(jīng)驗,在給水系統(tǒng)的配置和系統(tǒng)設(shè)計方面進行了大幅度的優(yōu)化。5.1機組啟動階段汽泵所耗的能耗首次采用100%汽動給水泵,自配獨立凝汽器,可單獨啟動,不設(shè)電動泵。其啟動汽源取自相鄰機組(或二期)的冷再熱蒸汽,可大大降低給水泵在機組啟停階段的能耗。傳統(tǒng)的給水泵配置,如二期的2×50%汽動給水泵+1×40%電動給水泵,在機組的啟動階段,采用電動泵進行鍋爐進水、冷態(tài)和熱態(tài)水沖洗以及鍋爐啟動等,而在鍋爐點火后所產(chǎn)的蒸汽,卻通過旁路系統(tǒng)直接送入凝汽器而白白浪費。即使在機組并網(wǎng)后加負荷直至旁路全部關(guān)閉,相當數(shù)量的蒸汽熱能都被浪費。采用外高橋三期的配置后,機組啟動階段給水泵所耗能源為臨近汽輪機已作過功的高壓缸排汽,而非高價值的電力。而一旦鍋爐產(chǎn)汽后,給水泵汽輪機的汽源即可適時切回本機(冷再熱蒸汽)。這就大大降低了機組啟動階段的給水泵實際能耗,尤其在新機組的啟動調(diào)試階段。5.2機組運行效率低經(jīng)過調(diào)研和論證,最終選用了德國ALSTOM的專用給水泵小汽輪機,這種小汽輪機有兩大特點,一是效率高;二是其特殊的調(diào)門配置。該小汽輪機的額定效率高達86.7%,比外高橋二期的小汽輪機名義效率還高出5.7%。與常規(guī)小汽輪機2個調(diào)門的配置不同,該機還增加了1個汽源為冷再熱蒸汽的調(diào)門及對應的調(diào)節(jié)級,如圖4。對于配有100%高壓旁路的系統(tǒng),給水泵的設(shè)計容量要包括旁路噴水。外高橋三期的給水泵最大流量為鍋爐BMCR工況的116%。這使得若采用常規(guī)小汽輪機,當機組運行于額定工況時,給水泵卻反而遠離設(shè)計工況,故其中1個調(diào)門將處于嚴重節(jié)流狀態(tài),從而使小汽輪機的實際運行效率又大大低于名義效率。而ALSTOM的專用小汽輪機,可設(shè)定為在機組額定工況時,對應“第5級抽汽”的2個調(diào)門全開,第3個調(diào)門則在超過額定負荷時補汽,并在機組FCB等工況時承擔全部的功率。因此,機組在額定工況時的運行效率能達