0 引言
1 主机技术特点
提升机组灵活性是一个复杂的系统工程，锅炉、汽机等主机设备的优化改进必不可少。本工程通过选用新型煤粉燃烧器、改进水冷壁循环系统以及优化汽机进汽参数等措施，结合运行精细化调整，进一步降低了锅炉最低稳燃负荷[9]，实现了主机设备在较宽负荷范围内维持较高效率的目标。
1.1 锅炉性能简介
图1
图1
锅炉整体布置
1—冷灰斗；2—旋流煤粉燃烧器；3—燃尽风燃烧器；4—中间集箱；5—屏式过热器；6—高温过热器；7—汽水分离器；8—高温再热器；9—低温再热器；10—低温过热器；11—省煤器；12—脱硝SCR装置；13—预热器。
Fig. 1
The overall arrangement of boiler
表1 锅炉主要设计参数
Tab. 1
| 项目 | BMCR | THA | 75%THA | 50%THA |
| 过热蒸汽流量/(t/h) | 3 063.81 | 2 705.25 | 2 031.19 | 1 354.07 |
| 过热器出口蒸汽压力/MPa | 29.40 | 28.11 | 21.20 | 14.26 |
| 过热器出口蒸汽温度/℃ | 605 | 605 | 605 | 605 |
| 再热蒸汽流量/(t/h) | 2 502.14 | 2 229.69 | 1 637.38 | 1 089.13 |
| 再热器进口蒸汽压力/MPa | 6.25 | 5.58 | 4.12 | 2.75 |
| 再热器出口蒸汽压力/MPa | 6.05 | 5.40 | 3.98 | 2.66 |
| 再热器进口蒸汽温度/℃ | 367 | 353 | 354 | 359 |
| 再热器出口蒸汽温度/℃ | 613 | 613 | 613 | 613 |
| 省煤器进口给水温度/℃ | 306 | 297 | 297 | 287 |
| 排烟温度/℃ | 119 | 115 | 108 | 99 |
| 锅炉热效率/% | 94.08 | 94.20 | 94.29 | 94.30 |
1.2 汽轮机性能简介
本工程汽轮机选用了上海汽轮机有限公司和德国SIEMENS联合设计制造的N1000-28/ 600/620型1 000 MW级超超临界凝汽式汽轮机，采用一次中间再热、单轴、四缸四排汽、双背压设计。汽机设计有9级回热抽汽。汽轮机高、中压缸采用分缸布置，高压缸为单流型，中压缸和低压缸均为双流型。本机组采用数字电液式调节系统。汽轮机整体布置如图2所示。
图2
2 热力系统优化设置
热力系统设置对机组深度调峰能力具有基础性影响，为提升运行灵活性，对机组热力系统进行了优化设计。
2.1 补汽阀开启点优化
补汽阀设置主要是为了保证全周进汽汽轮机额定设计点高效以及满足过载工况的出力。过载补汽技术是从某一工况开始，从主汽阀后、调节汽阀前引出1股新蒸汽(额定进汽量的5%~10%)，经过载补汽阀节流后以低参数(蒸汽温度约降低30 ℃)进入高压缸第5级动叶后汽室，与主流蒸汽混合后在以后各级继续膨胀做功的一种措施。该技术可以提高机组额定工况的经济性和出力超额定工况时的运行灵活性。
确定补汽阀合理的开启点(即主调门全开，进汽达到额定压力时的流量)对于机组实际运行的经济性有重要意义。补汽阀的功能决定了该主调门流量值应等于热耗保证工况的流量。只有大于该流量，才需要打开补汽阀供汽。如主调门的最大流量设置过大，补汽阀开启点移后，则在热耗保证工况下，机组的进汽压力仍没滑到额定压力，蒸汽压力的潜力尚没用足。反之，如主调门的最大流量设计过小，则在热耗保证工况，补汽阀已开始进汽，则由于补汽要损失5级的做功能力，也要降低保证工况的经济性。
考虑本工程有稳定的工业热负荷120 t/h，为兼顾机组部分负荷运行经济性与机组出力，同时尽量避免补汽阀长时间处于开启运行状态，确定补汽阀开启点定在额定背压(4.7 kPa)条件下，机组带额定工业负荷并发额定功率时。
热平衡分析计算如表2所示，结果表明：相对于补汽阀开启点定为汽机最大连续出力(turbine maximum continue rate，TMCR)工况方案，100%工况热耗减少了11 kJ/(kW·h)，75%汽机热耗验收工况(turbine heat acceptance，THA)热耗相对减少12 kJ/(kW·h)，50%THA工况热耗相对减少19 kJ/(kW·h)。
表2 不同补汽阀开启点热经济性比较
Tab. 2
| 项目 | 50%负荷 | 75%负荷 | 100%负荷 |
| TMCR工况热耗 | +19 | +12 | +11 |
| 带工业供热额定功率工况热耗 | 基准 | 基准 | 基准 |
2.2 采用外置式蒸汽冷却器
再热回热循环汽轮机组再热后抽汽的过热度大，加热器换热温差大，产生的换热损失大。为尽可能地利用再热后抽汽的过热度，减小换热温差产生的换热损失，考虑在再热后第一段抽汽处设置一级外置式蒸汽冷却器，同时提高给水温度，降低机组热耗，提高机组的热经济性。
据建模分析计算，设置该外置式蒸汽冷却器后，给水温度可提高约3 ℃，热耗值可降低约8.5 kJ/(kW·h)。设置该外置式蒸汽冷却器后，汽轮机本体结构不需进行改进，只需系统中增加一台外置式蒸汽冷却器设备及相应的管道和阀门等，安全可靠性高，投资增加也不多；另外，给水温度提高约3 ℃，对锅炉性能基本没有影响。因此，本工程仍采用3台高压加热器，其中3号高加设置外置式蒸汽冷却器，以提高全厂效率，节约煤耗。
综上，采用外置式蒸汽冷却器的机组在低负荷工况下运行时，相比于常规机组具有更显著的节能效果，因此更适合于机组高效宽负荷运行。
2.3 增设0号高压加热器
图3
2.4 采用低温省煤器
本工程采用2级低温省煤器设计，1级低温省煤器前、后段分别布置在引风机的进出口烟道，2级低温省煤器布置在引风机后，凝结水吸热后输送至一次风暖风器处。经热力计算，利用低温省煤器加热凝结水，示范机组THA工况热耗降低约41 kJ/(kW·h)，50%的THA工况热耗可降低约29 kJ/(kW·h)，节能效果显著，改善了机组宽负荷运行的效率。
3 机组经济性分析
通过热力系统集成，主辅机配置优化，机组低负荷运行的热耗明显降低，效率得到改善。具体项目优化结果如表3所示。
表3 机组热经济性优化结果
Tab. 3
| 项目 | 50%热耗值/ [kJ/(kW·h)] | 备注 |
| 汽轮机热耗率 (主机参数：25 MPa/600 ℃/600 ℃) | 7 650 | 基准值1 |
| 主机参数优化(28 MPa/600 ℃/610 ℃) | -22 | — |
| 汽轮机热耗率 (主机参数：25 MPa/600 ℃/600 ℃) | 7 628 | 基准值2 |
| 配置1×100%容量汽动给水泵组 (自带凝汽器) | -7.5 | — |
| 9级回热抽汽系统 | -15 | — |
| 设置外置式蒸汽冷却器 | -8.7 | — |
| 设置0号高压加热器 | -33.1 | — |
| 设置低温省煤器 | -29 | — |
| 设置补汽阀，优化开启点 | -19 | — |
| 采用冷端优化措施 | -35.8 | — |
| 设置外置疏水冷却器及低加疏水泵 | -7.4 | — |
| 主汽系统压降优化 | -1.9 | — |
| 再热系统压降优化 | -5.7 | — |
| 抽汽系统压降优化 | -1.9 | — |
| 汽轮机热耗率 | 7 463 | 优化后 |
| 相对基准1热耗降低 | -187 | — |
| 相对基准2热耗降低 | -165 | — |
由表3可见，相对于主机参数25 MPa/600 ℃/600 ℃机组(基准1)，优化后机组在50%THA工况时，汽轮机热耗率降低了约187 kJ/(kW·h)；相对于同主机参数机组(基准2)，优化后机组在50%THA工况时，汽轮机热耗率降低了约165 kJ/ (kW·h)。利用美国Thermoflow公司能效分析软件Thermoflex建立热平衡图分析，结果表明示范组效率在50%负荷较现有机组提高不小于3%，机组深度调峰能力显著增强，实现了宽负荷高效率运行的目标。
4 结论
为优化提升大容量高参数超超临界机组的深度调峰能力，综合采用了主辅机优化改进，增设补汽阀、外置式冷却器、零号高压加热器、低温省煤器等措施，实现在额定负荷下示范机组效率与现有超超临界机组相当，在50%负荷下示范机组效率较现有机组提高不低于3%的目标，取得了显著的经济效益和社会效益。相关经验对后续同类机组提升灵活性具有引领示范价值。
