0 前言
   由于能源形勢的變化，燃氣-蒸汽聯合循環將成為今后我國火電的重要補充部分，此一觀點已 為能源界專家和政府部門接受。若干年內，我國大型發電用燃氣輪機還需依賴進口，但聯合循環的 蒸汽系統完全可以國產化。聯合循環蒸汽系統的價格占總價格的一半以上，系統設備的國產化意義 重大。
   聯合循環蒸汽系統優化設計是聯合循環發電技術的重要組成部分，是蒸汽系統產品系列化的 基礎，它為蒸汽系統設備的設計提供熱力參數及結構方面的基本要求。國外主要燃氣輪機制造商均 已根據本身的產品特點形成了系列設計。但蒸汽系統的優化配置應密切結合我國的國情和制造業的 特點。
   在系統參數的優化中，實際設備的性能對優化結果的影響較大，例如汽機內效率對優化結果 的準確性有很大的影響，余熱鍋爐的設計也需要與工程實際的設計情況相符合，只有這樣才能得出 較實用的優化結果。
   本文將數學模型研究成果與計算機先進編程技術結合，建立了界面友好，功能全面、簡便易 操作、適合工程人員使用的聯合循環性能分析和快速報價軟件系統，它主要具有以下特點：首次推 導出簡化的、具有工程實用精度的汽輪機通流部分設計模型，模型能夠代表所采用的設計技術的平 均水平，具有廣泛的通用性，同時由于考慮了葉型、二次流、漏汽、余速及濕汽等多種損失因素，從而反映出了隨設計參數變化汽機效率的不同；采用工程標準和計算方法建立了聯合循環蒸汽系統 的全套設計模型和聯合循環全工況校核模型，并根據制造廠實際數據和公式，建立了可信的造價估 算模型。
   本文利用此軟件系統對我國可能使用的GE 公司的9E 和9FA 等級燃氣輪機組成的單壓、雙壓、 三壓以及三壓再熱系統進行了參數優化研究；通過考慮電價、初投資、燃料種類及價格等因素，使 得到的優化設計方案具有較好的綜合經濟性。提出了指導蒸汽系統設計及設備設計的一些結論。蒸 汽系統的配置還與變工況性能有關，利用此軟件進行的計算表明滑壓運行時，余熱鍋爐排煙溫度有 較大幅度的下降，對酸露點較高的燃料來說，存在著滑壓運行最小壓力點的限制。在變工況運行中， 省煤器汽化是一個比較突出的問題。
1 余熱鍋爐型聯合循環蒸汽系統參數優化
   無論是單壓還是多壓蒸汽系統，都存在以下關系（不考慮水泵耗功、機械效率、發電機效率）：

式中：
N 為汽輪機輸出功率；Q為燃機排氣中提供的總熱量； 1 Q 為余熱鍋爐所吸收的熱量；
1η為余熱鍋爐的余熱利用率； 2 η 為理想郎肯循環效率； 3 η 為汽輪機內效率；
η 為蒸汽系統總效率； i h . 為汽輪機每段蒸汽的等熵焓降； i G 為汽輪機每段蒸汽流量。
可見，聯合循環汽輪機輸出功率的大小取決于三個效率相乘的最終結果：鍋爐余熱利用率、 理想郎肯循環效率及汽機內效率（忽略水泵耗功、機械效率，發電機效率等）。過熱蒸汽溫度在亞 臨界參數下，一般不超過540 ℃，壓力的變化對此三個因素有不同的作用結果：壓力越高，余熱利 用率降低，汽機內效率下降，而理想郎肯循環效率卻是提高的。對于余熱鍋爐來說，由于受到節點 溫差的限制，當過熱蒸汽溫度確定后，壓力越高，排煙溫度越高，余熱利用率越低。壓力越高，汽 機葉片變短，二次流損失及漏汽損失增大，汽機內效率下降。功率最高點的出現是由三個影響因素 隨壓力的變化率不同而引起的。
   以PG9171E 燃機組成的1＋1 型聯合循環單壓蒸汽系統為例，計算結果：圖1 為單壓蒸汽系統 余熱利用率隨壓力的變化關系；圖2 為理想郎肯循環效率隨蒸汽壓力變化的關系；圖3 為汽機內效 率隨壓力變化的關系；圖4 蒸汽系統總效率隨壓力的變化關系。
   從圖可以看到，隨著壓力的改變，三個效率相乘有一最高點，這一點也就是我們所追求的參 數優化點。本例中功率最高點對應的壓力值大約是在4.3 MPa 左右。
   另外，當蒸汽壓力高于6.8 MPa 時，汽機末級干度低于0.87，而實際汽輪機設計中末級干度 不允許低于0.87，即：本方案用汽輪機最高蒸汽壓力參數不能高于6.8 MPa. 若把汽輪機效率取為常數，汽輪機輸出功率的最高點會在5.3 MPa 左右。可見汽機效率對優 化結果的準確性有著直接影響。

文中的計算模型對汽輪機效率隨壓力的變化有較獨創的解決方法：
   采用分級組及分級計算，這與通常葉輪機械的設計是一樣的。但對級效率的考慮上，采用理 論分析及半經驗公式考慮了葉型損失、二次流損失、漏汽損失、濕汽損失及余速損失。
   對于多壓蒸汽循環系統，由于壓力變量較多，情況也就更復雜。各蒸汽壓力參數的選擇不僅 影響鍋爐的余熱利用率（余熱利用率主要受最低壓力的影響），而且影響了蒸汽側所吸收的總熱量 在每種壓力蒸汽中的分配，而不同品質的蒸汽做功能力不同，所以即使相同的余熱利用率，理想郎 肯循環效率也會不同。但高壓蒸汽壓力對優化結果起決定性的作用。

   下面是以PG9171E 燃機聯合循環三壓蒸汽循環系統為例進行的優化計算，結果如圖5 所示， 優化過程如圖6（其中：P1、P2、P3 分別為高壓、中壓及低壓的壓力，△Pg、△Pg`為假設余熱鍋爐 煙風阻力和計算得余熱鍋爐煙風阻力，t1 為高壓過熱蒸汽溫度）。每條曲線代表不同的高壓蒸汽壓 力，計算中PG9171E 燃機的蒸汽系統低壓蒸汽壓力取為0.18 MPa。對PG9351FA 燃機聯合循環三壓 再熱蒸汽系統的優化計算結果也有類似的規律，由于篇幅所限，這里不展開論述。

2 蒸汽系統的技術經濟分析
   多壓蒸汽系統由于布置了更多的受熱面，提高了余熱利用率，但造價也增加了；根據背壓，汽 輪機選擇更長的末級葉片及更大的冷凝器面積，也會使效率有較大的提高，但這些措施也會帶來造 價的增加，所以必須根據電價、燃料價、上網情況進行技術經濟優化，以PG9171E 燃機聯合循環蒸 汽系統為例。
   表1 是分別采用雙壓及三壓方案和不同的末級葉片及汽機通流設計水平時的經濟性分析。背 壓取為0.006 MPa，年運行小時數為4 000 h，電價為0.4 元/ kW·h，天然氣燃料價平均0.25 元 /kW·h。當聯合循環電站帶基本負荷時，可按年發電增加量來計算回收年限；當用于調峰時，可根 據節約燃料來計算回收年限。 

表中：
A：葉型設計水平是國際先進水平
B：葉型設計水平相當于國產300 MW、600 MW 機組情況
2：雙壓
3：三壓
a：末級葉片900 mm
b：末級葉片800 mm
c：末級葉片668mm
表中方案Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的比較基礎是方案Ⅰ：
從整體技術經濟性看：方案Ⅳ是較佳方案。
從經濟性的角度出發，我國蒸汽系統設備造價低，燃料價格高，應盡可能采用先進的設計方法， 精心設計汽輪機的低壓部分，采用較長的末級葉片，冷凝器也宜于采用較大換熱面積，在相同冷卻 水溫下可獲得更低背壓，以提高汽輪機輸出功率，同時余熱鍋爐也應合理增加受熱面，從而提高產 汽量。
3 聯合循環設備的特點 
    通過兩個層次的優化分析，可以總結出蒸汽系統設計的一些特點及對設備的設計要求：
⑴ 在余熱鍋爐設計中要合理選取節點溫差及接近點溫差，減輕鍋爐重量及減少煙風阻力。重 量輕不僅可以節約造價，而且有益于減小熱慣性，適合快速起停。一般選擇適當小管徑管有助于增 大傳熱系數，適當的管間距，合理的鰭片高度及節距，可以提高余熱鍋爐的金屬利用率，減輕鍋爐 重量。
⑵ 聯合循環汽輪機與凝汽式汽輪機差別較大
①由于回熱抽汽，凝汽式汽輪機低壓流量約為新汽量的60％，雙壓或多壓蒸汽系統采用的汽 輪機由于中間蒸汽的注入，低壓部分流量大于新氣流量，所以高壓部分效率對全機效率影響不明顯， 而增大末級葉片高度，減少末級余速損失，適當增加冷凝器面積以降低背壓對提高汽輪機效率影響 顯著。
②汽輪機滑壓運行是合理的運行方式，汽輪機在滑壓運行時，閥門全開，不需要調節級，調 節級焓降大，效率低，例如對于60 MW 蒸汽輪機，調節級比壓力級效率低10％，調節級焓降占到總
焓降的15％左右，取消調節級可以使汽輪機效率提高0.75％。所以應取消調節級。
③聯合循環蒸汽輪機為了受熱均勻，減小熱應力，汽機結構上盡量對稱，壁厚盡量均勻，各 級均采用全周進汽，外接管道盡可能對稱布置。
⑶ 聯合循環除氧器可以設計成壓力式，大氣式或真空式除氧器。除氧壓力的選擇會影響余熱 利用率，對于燃料采用天然氣的系統，通常在尾部布置有給水加熱器，選擇較高的壓力，就會增加 在給水加熱器中所吸收的熱量，而減少在省煤器中的吸熱量；若選擇較低的壓力，作用正好相反。 從充分利用余熱鍋爐中各種品質熱能的角度出發，應適當提高除氧壓力，但要小于除氧用氣抽汽點 壓力。對于尾部沒有布置給水加熱器的蒸汽系統，選擇較高的壓力，可以提高進入省煤器的水溫， 提高余熱鍋爐的排煙溫度，但會多利用抽汽供除氧器的的熱量；選擇較低的壓力，作用結果相反， 這時，可根據排煙溫度的限制情況進行除氧壓力選擇較低的除氧壓力。在系統實際設計中，應根據 具體情況具體分析，對除氧器壓力進行優化。
4 變工況運行及相關問題 
     已開發的聯合循環系統優化設計軟件，采用流體網絡建模的思想、實現了模塊的靈活組合， 精確程度上可以滿足工程實際的要求，具有靈活性與精確性相結合的特點。它不僅可以用于優化設 計，而且還可以進行聯合循環系統的變工況分析。用此軟件系統進行了大量計算得到了一些有益的 結論。 
     對于單壓蒸汽循環系統來說，滑壓運行是聯合循環合理的運行方式：
⑴ 聯合循環的蒸汽初溫隨燃氣輪機的排氣溫度降低而降低，蒸汽溫度降低導致凝汽式汽輪機 的排汽干度降低，這會加劇對汽輪機末級葉片的侵蝕，當壓力隨溫度一起降低時，有助于提高汽輪 機的排汽干度。
⑵ 滑壓運行時，運行壓力由余熱鍋爐與汽輪機的平衡運行點來確定，余熱鍋爐產生的蒸汽量 應滿足汽輪機的流量特性。對于余熱鍋爐來說，定壓運行時，由于壓力高，蒸發量減少，余熱鍋爐 的排煙溫度升高，余熱利用率降低；當采用滑壓運行方式時，雖然壓力降低，蒸汽系統循環效率降 低，但余熱鍋爐蒸發量增大，余熱利用率高，由于流量大使汽輪機做功增多。計算表明：滑壓運行 汽輪機功率略高于定壓運行，但兩者相差不多。
⑶ 汽輪機滑壓運行，不用噴嘴配汽調節，取消調節級，簡化了進汽結構，提高了汽輪機設計 工況的效率。 
     本文計算了PG5301 燃機聯合循環單壓蒸汽系統及PG9351FA 燃機三壓再熱蒸汽系統的變工況， 其中PG5301 是應用戶的要求而進行的，壓力選為2.4 MPa，溫度為430 ℃，結果如表2，PG9351FA 的參數為：高壓蒸汽壓力：9.8 MPa；高壓蒸汽溫度：540 ℃；高壓蒸汽流量：81.39 kg/s；中壓蒸 汽壓力：2.7 MPa；中壓蒸汽溫度：306 ℃；中壓蒸汽流量：11.2 kg/s；低壓蒸汽壓力：0.18 MPa； 低壓蒸汽溫度：223.1 ℃；低壓蒸汽流量：10.87 kg/s；再熱蒸汽壓力：2.7 MPa；再熱蒸汽溫度：540 ℃；汽機功率：132.99 MW(去掉給水泵耗功后為131.9 MW)；汽機效率：0.8433；末級葉片濕度： 0.9376，結果見表3，可以看出滑壓運行具有以下特點：
⑴ 單壓滑壓運行時，汽輪機末級干度能夠保持較高的數值。
⑵ 單壓滑壓運行時，余熱鍋爐排煙溫度隨著壓力的下降而降低，一般燃油時，當排煙溫度小 于酸的露點溫度時，必須改為定壓運行，存在著最低滑壓運行點。這時汽輪機末級葉片干度就會快 速下降，從而蒸汽系統在燃機較低負荷時不能投運。
⑶ 若沒有壓氣機進口導葉調節，蒸汽系統變工況運行的接近點溫差隨燃機排煙溫度迅速減小。 以PG9351FA 燃機聯合循環三壓再熱蒸汽循環系統為例，燃機變工況時入口可轉導葉全開。 蒸汽系統采用主蒸汽滑壓，中壓及低壓蒸汽壓力不變。 當燃機排煙溫度下降時，接近點溫差減少，省煤器會發生汽化現象。本設計接近點溫差在額定 工況下可以達到9.7℃，而在燃機排煙溫度降低到580 ℃時，接近點溫差變為0.7℃，即將在省 煤器中發生汽化。本變工況計算由于沒有可轉導葉調節，壓氣機流量幾乎不隨負荷下降，透平進口 及排氣溫度都下降較大，省煤器中比較容易汽化。要避免發生省煤器中汽化，可轉導葉應參加調節， 燃氣流量下降，以使燃機進氣溫度或排氣溫度保持不變。另外，為避免省煤器中汽化還可以引入另 一閉環循環水回路通過省煤器，以增加省煤器中的流量，解決汽化問題。
   由于省煤器在變工況時發生汽化，所以本計算考慮了接近點溫差取得更大的可能性，故又計算 比較了接近點溫差分別取為20 ℃和30 ℃的汽輪機功率輸出情況，結果見表4。接近點溫差增大， 蒸汽發電量減少，聯合循環效率降低，影響明顯。

5 結論
⑴ 無論是單壓還是多壓蒸汽循環系統，由于余熱利用率、理想郎肯循環效率及汽輪機效率隨 壓力變化不同，存在著較優化的蒸汽系統參數匹配。在蒸汽系統參數優化過程中應充分考慮余熱鍋 爐及汽輪機產品的實際設計條件，以得到較精確，并具有工程可實施性的優化結果；
⑵ 蒸汽系統的優化配置應根據國產設備的造價進行綜合經濟技術分析；
⑶ 聯合循環汽輪機的設計在結構上要盡量減少溫差，以減少熱應力，要精心設計汽輪機低壓 部分，以獲得更高的效率；
⑷ 滑壓運行是聯合循環蒸汽系統合適的運行方式，對于無再熱蒸汽系統，采用油為燃料時， 由于余熱鍋爐排煙溫度的限制，存在滑壓運行的最小壓力點；對于多壓再熱蒸汽系統，末級濕度的 降低很緩慢；
⑸ 蒸汽系統變工況運行時，接近點溫差減小得較快。應采取措施阻止省煤器汽化。
參考文獻：
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作者簡介：
王德慧（1969～），碩士
李政清華大學教授
徐大懋中國工程院院士