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大型火电机组的一些优化设计问题蒋寻寒1，马启磊1，阮圣奇1，曹祖庆2（1，安徽省电力科学研究院，合肥230601；东南大学，南京210018）摘要：从节能角度出发，对目前引进型超超临界火电机组的汽轮机、锅炉方面一些典型的设计问题进行了分析，指出能耗增加的不良后果，建议新机组设计进一步向节能倾斜，并提出一些优化设计方法，以便今后新建的超超临界机组能够充分发挥低能耗、低排放的优势；对于节能相关运行仪表的配置，也给出了一些技术建议。关键词：超超临界，火电机组，优化设计SomekeypointsinoptimizingdesignforlargescalecoalfiredpowerunitsAbstract:ForthesupercriticalcoalfiredpowerunitsinChina,therearesometypicalshortcomingsforenergyconservationindesign,whicharepointedoutinthispaper.Improvementsarepresentedfortheunitstobesetupforlowestenergyconsumptionandwasteemission.Instrunmentsconfigurationmethodsformostimportantparametersarealsopresentedforthermoperformancetestandanalysis.Keywords:Ultrasupercritical,coalfiredpowerunit,designoptimization1前言由于种种原因，国内的很多超临界和超超临界机组未能充分发挥其应有的低能耗、低排放优势，需要从设计、安装、调试、运行和维护等诸多方面发现和解决问题。本文探讨设计方面节能相关的一些典型问题。这里的讨论不涉及空冷机组。2锅炉2.1设计燃料选择事先需要对燃煤市场进行深入的评估，尽可能选择今后容易购买、即将实际主要使用的燃煤作为设计煤种。为节省投资，可以选择优质煤种作为设计煤种，但投产后实际使用煤种如果品质偏离较大，则运行中锅炉效率下降、辅机用电增加，增加的代价很大，得不偿失。2.2辅机形式和容量根据合理的设计和校核燃料，优选制粉系统、引风机等重要辅机的形式和容量，保证和机组的整体设计合理搭配。比如引风机或一次风机容量略偏小，一旦使用非设计煤种，热值偏低10%，如果加上空气预热器漏风率增加到10%，就难以满足BMCR工况运行要求。辅机容量偏大的例子也很多。3汽轮机3.1汽轮机的通流面积配置目前新国标GB/T5578-2007[2]尚未普遍使用，除了西门子引进型超超临界汽轮机以外，其它的国产超临界和超超临界汽轮机普遍使用DL/T892-2004[1]标准确定铭牌，过于保守[4]。同时，国内三大动力厂的设计，理念有所不同，有的为保证出力，通流面积放大5%左右，通流能力太强，和整个机组搭配并不合理，低负荷运行时，主汽压力偏低，必然增加损失；有的坚持节能的策略，面积安排比较紧，虽然很容易达到、超过DL/T892-2004的出力要求，但汽轮机容量略低于锅炉的能力，也有改进的余地。需要注意的是，针对开式循环水和闭式循环水系统，由于背压明显不同，同容量、同参数、同系列汽轮机的通流面积应有不同的安排，差别应为2~3%。3.2保证铭牌出力关于容量，目前有一个比较大的理论问题：按设计规程，每年最热的10%时间的气象条件下，是不保证机组发出铭牌出力的，但电网调度并不认可这个概念，而是要求火电机组在运行中的任何时候都有能力发出铭牌出力。这个问题目前并未显现，主要原因是DL/T892-2004对汽轮机的性能要求较低，设备有较大的余量。如果普遍使用GB/T5578-2007标准，问题就开始显现，而使用IEC-45-1[3]的时候，问题可能会比较突出。3.3主、辅机容量搭配机、炉容量需要合理匹配，600MW机组的锅炉配660MW汽轮机是非常荒唐的搭配，同样，在660MW机组上配置600MW机组的辅机，也不合理，必须制止。3.4冷端设计3.4.1不均衡问题若额定背压较低，又按THA工况设计，则选配较长的末级叶片可以获得更好的经济性[5]。而国内600MW级别超临界和超超临界汽轮机冷端设计普遍存在的问题是，末级叶片过长而冷端设备容量偏小。这个问题的主要原因是设计规程陈旧。对于闭式循环水系统机组，背压额定值过于乐观[6]。值得注意的是，北方机组冷却塔面积小得多，循环水冷却倍率也较小，实际背压条件和南方机组差别一般并不大。额定背压取值不合理，往往造成汽轮机末级叶片选择过长，既增加能耗，又降低汽轮机的夏季最大出力。考虑机组多数需要调峰，则损失更大。国内600MW亚临界、超临界机组数量巨大，这个损失累计起来是相当惊人的。90年代及以前，300~600MW亚临界汽轮机末级叶片只有900mm左右的尺寸，没有其它选择；引进型超临界汽轮机开始增加1000mm左右长度的末级叶片可选，但国内600MW机组多数选择不当，而660MW机组直接套用600MW汽轮机的低压缸，情况就要好得多。3.4.2合理确定背压和低压缸配置的要点过硬的原始环境数据。对于闭式循环水系统，年平均气象条件；对于开式循环水系统，真实的平均取水温度。平均环境条件和额定出力下，合理的循环水调度方式。不能按夏季的调度方式考虑[6]。还必须考虑机组负荷特性的准确定位：基荷还是调峰。这相当困难。经常参与调峰的机组，应考虑适当减少低压缸排汽面积。设计院需要了解不同低压缸配置下的汽轮机微增出力的变化情况[6][7]。目前同容量的汽轮机，往往有2、3种不同的低压缸配置可供选择，但选对并不容易。通过大量验收试验，国内一些电科院已经发现，总体趋势上，越是高参数机组，部分负荷下似乎能耗增加幅度越大。很容易验证，按厂家的设计数据，容量相同、低压缸一致的不同初参数汽轮机，低负荷下热耗升高的比例大致相同。因此，出现这个现象，主要原因就是高参数汽轮机排汽面积配置过大。至少可以有结论：排汽面积增加一档，同厂家、同初参数、同容量、同技术系列的汽轮机，THA工况热耗差别较小，但（50%负荷热耗率-100%负荷热耗率）增加较多，可以达到THA工况热耗的1%上下。因此，排汽面积宁可稍偏小，不应偏大。国内发电机组备用容量比例逐步增加的大趋势是明确的，因此，即使是超超临界机组，一般也要考虑在一定程度上参与调峰。3.4.3充分发挥双背压的优势目前600MW~1000MW汽轮机普遍使用4排汽、双背压设计，因此，有些机组的两个低压缸可以针对不同的背压，分别选用不同长度的末级叶片，达到最大的节能效果[6]。3.4.4600~660MW超超临界汽轮机，能否采用双排汽设计？基荷机组：一般不应采用双排汽设计，因为不经济，除非使用1270mm(50in)以上的钛合金末级叶片。1145~1220mm(45~48in)的钢制末级叶片，如果是双排汽设计，则排汽面积偏小，只适合500~550MW容量，用于600MW超超临界机组，额定背压要达到6.5kPa左右才合理，只适合海南、广东等地配备闭式循环水系统的少数机组。调峰机组：平均负荷率按80%或以内考虑，600MW，甚至660MW汽轮机采用45~48in末级叶片的双排汽设计，从汽轮机运行角度看，可能是经济的选择。另外，双排汽设计造成凝汽器宽度和高度尺寸增加，而且低压缸起吊高度增加，因此，厂房深度和高度增加，体积不减反增，总体投入增加；凝汽器高度增加，循环水泵需要提高扬程，增加厂用电消耗[5]；不能享受双背压的好处。这都是需要考虑的。因此，如果600~660MW超超临界机组负荷率不按80%或以内考虑，则应慎用双排汽设计。我们很容易看到国内近几年来大机组定位方面，思路的前后不一致、不连贯：超临界600MW级别汽轮机的末级叶片选择显然是按机组带基荷考虑的（基本都是4×1000mm），而超超临界600MW级别机组排汽总面积多数小一些（660MW机组多为4×1000mm或4×900mm，600MW多为2×1220mm），更多的是按调峰机组考虑的。为真正改进汽轮机冷端设计，电厂和发电集团需要改变汽轮机的性能验收条件，除了THA工况外，应增加80%负荷的热耗验收，并合理设置该工况的热耗权重。3.4.51000MW级别汽轮机的低压缸同样的角度看国内已经投产的1000MW级别机组，在THA工况下，末级叶片的安排是大致合理或略偏长，但仍需要考虑机组的实际负荷定位，按80~90%的平均负荷设计会更合理。这样，一些1000MW汽轮机，如果采用原末级叶片，则容量可以有所增加，适当增大高、中压缸通流面积即可；或者容量不变，高背压的低压缸采用短一级的末级叶片。3.4.6冷端设备容量末级叶片长较长，排汽面积偏大，则要求较低的背压，而国内机组实际上冷端设备容量普遍略偏小。具体表现在冷却塔面积偏小，填料性能有改进余地，循环水泵容量选型各不相同，但扬程普遍过大。相比欧美70年代及以前，国内新建火电机组的冷却塔容量是比较大的，但相比90年代末以后投产的欧洲机组，又明显小一些。建设更大的冷却塔，会受到技术、投资、审批等多方面的限制。根据目前的实际情况，适当增加循环水泵容量，降低扬程1~3m，是既节能，又节省投资的有效措施。循环水泵一般不宜设置变频器，投入太大，投资回收期限过长。国内目前还没有13000m2以上巨型冷却塔的设计、建造技术，为此，针对1000~1100MW的火电机组冷却塔，建议电力设计院进行12500m2（长江沿岸地区1000MW目前配12500m2冷却塔）和2×9000m2（华东地区600MW机组一般配9000m2冷却塔）这样不同配置的技术经济比较。国内需要掌握一机双塔的设计和运行技术。内陆地区即将建设一批大型核电机组，由于汽轮机热耗很高，冷却塔负荷太大，必须是一机配置双塔。3.4.7辅机凝结水泵扬程普遍过大，完全没有必要。从亚临界机组到超超临界机组，凝结水泵设计扬程只需要240~280m就已经足够，而实际往往达到330~380m，余量太大，浪费严重。考虑到这个因素，配备变频器的时候，还可以显著减少投资。小汽轮机的选配。小机的厂家较多，需要注意，小机必须能够适应在VWO和BMCR工况下连续运行的要求，还需要考虑锅炉整体压损可能不同，对小机的转速要求也就不同。1000MW级别汽轮机，对于双列高加配置，需要研究水侧旁路容量的合理配置。3运行仪表配置性能监测需要的测点和仪表设置。国产机组的DSC仪表为运行和控制而设置，热力性能检测、能耗分析等方面存在缺陷，测点不足、仪表位置或设置不当的情况较多[9][10]。比如，机侧主汽压力、温度，机侧再热压力、温度，在主汽阀和中联门前的支管上都应有测点设置；高、中压缸排汽压力、温度，应在离汽缸5米上下的位置设置测点，等等。很多现役国产机组并不满足这些要求。关于汽轮机的试验测点，还有一个趋势需要关注：汽缸内外的汽流组织越来越复杂，甚至原本简单的冲动式汽轮机，现在也有诸如高排端轴封到中排端轴封、中压缸冷却蒸汽、高压门杆漏汽到热再等汽流，为此，厂家需要考虑在某些混合点前、后设置温度测点和仪表，以便热力试验中确定辅助流量，更有效地进行能耗分析。除氧器进水流量应使用标准喷嘴而不是孔板，甚至较贵的ASME标准长颈喷嘴都是良好的选择。90年代以前，国内不能生产绝压变送器，汽轮机背压测量、考核都是用真空表，在目前的条件下，为避免大气压变化的干扰，应当逐步淘汰真空概念，统一使用绝压表测量汽轮机背压。很多机组建设时，没有安装网笼探头，也会影响背压测量精度。锅炉方面，氧量和排烟温度测点位置不好，代表性较差，是比较普遍的问题。现阶段锅炉厂的热力计算中，普遍默认的一次风机和送风机的压缩温升分别为3℃和6℃，而实际运行中此温升远不止于此，普遍情况是一次风温升超过10℃，二次风温升超过6℃，为此需要配备空预器空气侧入口温度测点。4解决问题的有效途径节能技术监督要从基建开始。解决以上这些问题，需要在机组设计中，由当地的电科院参与设计联络会议，根据长期的调试、热力试