熱電聯產機組工業供汽優化控制機理研究

鄧佳，許朋江，居文平，馬汀山

（西安熱工研究院有限公司，陜西 西安 710054）

隨著我國電力產業結構不斷調整及優化，火力發電廠單一依靠發電擴大經營收益受到了一定的限制，許多電廠發展工業供汽，實現熱電聯產[1-4]?；痣姀S的能源利用率僅為40%左右，而熱電廠是一種既產電又產熱的先進能源利用形式，既節約了能源，又可替代分散供熱的小鍋爐以改善環境質量，其熱效率一般都在45%以上[5-7]。

冷段再熱蒸汽抽汽（冷再）和熱段再熱蒸汽抽汽（熱再）是常見且重要的工業供汽方式，機組運行的經濟性與抽汽參數合理性緊密相關[8-10]。為制定經濟合理的工業供汽改造方案，學者分別研究了熱泵、背壓汽輪機排汽、減溫減壓器、壓力匹配器等不同供工業蒸汽方案，對同類型機組供熱改造具有一定借鑒意義[11-13]。為進一步提高熱電聯產機組運行的經濟性，已有學者分別從減少二次換熱器?損耗、提高乏汽余熱利用、減少抽汽節流損失等方面進行了研究，提出了串并聯耦合吸收式熱泵、優化背壓的新型多熱源梯級供熱、增加背壓機等改進方案，優化后系統綜合能效和經濟性得到改善[14-15]。為優化熱電聯合系統的微電網協調調度并降低運行成本，相關學者分別通過蒙特卡洛實驗比對、改進混沌粒子群優化算法、分層優化調度等方式對微電網進行研究[16-19]。然而實際生產中，有些工業供汽的抽汽位置選取不合理或運行控制不合理，工業供汽反而引起機組能耗升高，機組運行的熱經濟性變差，統計煤耗和計算煤耗嚴重不一致，導致電廠生產虧煤，造成經營困局。目前對于熱電聯產機組工業供汽熱經濟性方面研究較少[20]，尤其是工業供汽優化控制機理研究更少[21]。

針對熱電聯產機組工業供汽引起機組能耗大幅升高、運行熱經濟性變差的問題，本文以某電廠310 MW 真機為研究對象，采用EBSILON 平臺，對冷再和熱再2 種抽汽汽源、不同抽汽參數、不同電負荷工況下汽輪機組的運行狀況進行了靜態模擬，分析了機組?損耗特性、能耗臨界特性等，得到了工業供汽優化控制機理，掌握了工業供汽對熱電聯產機組運行熱經濟性影響規律。

1 計算模型及方法

1.1 機組計算模型

本文汽輪機計算模型為上海電氣集團股份有限公司N310-16.7/538/538 型純凝式機組。額定蒸汽流量929.4 t/h，熱耗率7 850.3 kJ/(kW·h)，背壓4.9 kPa。

1.2 邊界條件及求解方法

采用EBSILON 平臺進行建模。計算邊界包括：汽輪機、發電機、凝汽器、凝結水泵組、低壓加熱器（低加）、除氧器、汽動給水泵組、高壓加熱器（高加）、鍋爐及汽水管道等。汽輪機組變工況運行方式為滑壓運行，以汽輪機組高壓缸進汽調節閥全開工況熱平衡特性為計算基準，分別模擬以冷再和熱再作為抽汽汽源、2.0 MPa/2.5 MPa/3.0 MPa 3 種抽汽壓力、不同負荷工況機組運行狀況。根據Flügel 公式，以各級段流量變化，計算變工況后的壓力和抽汽焓[22-23]。圖1a)和圖1b)分別為冷再和熱再工業抽汽EBSILON 平臺計算模型。

圖1 EBSILON 平臺計算模型Fig.1 Calculation model of EBSILON platform

1.3 ?損耗計算

對該模型機組建立?分析模型，對工業供汽系統進行?損耗分析。汽輪機任意抽汽點相對于排汽狀態的?值[24-25]可表示為：

式中：ex為單位質量蒸汽相對于排汽狀態的?值，kJ/kg；h為蒸汽焓，kJ/kg；h0為排汽焓，kJ/kg；s為單位質量蒸汽的熵，kJ/(kg·K)；s0為排汽熵，kJ/(kg·K)；T0為排汽的環境溫度，等于低壓缸排汽溫度，也等于凝汽器內汽側溫度，K。

冷再/熱再蒸汽壓力較低時，采用中壓缸進汽調節閥節流憋壓，閥前壓力升高以滿足工業供汽壓力需求，閥后壓力下降產生節流損失。?損耗Δex計算見式(2)。

式中：下標1 為中壓缸進汽調節閥前蒸汽狀態參數；下標2 為中壓缸進汽調節閥后蒸汽狀態參數。

1.4 臨界經濟流量計算

熱耗率r是指汽輪發電機組每生產1 kW·h 的電能所需要的熱量，反映了發電廠的熱經濟性，是發電廠重要的經濟性指標之一[25]。機組不對外供熱時的熱耗率，即純凝工況機組熱耗率rcn，計算見式(3)。機組對外工業供汽時的熱耗率，即工業供汽工況機組熱耗率rgy，計算見式(4)。同一電負荷工況，當純凝工況機組熱耗率與工業供汽工況機組熱耗率相等時，機組對外工業供汽流量定義為機組臨界經濟流量mc（mc＞0），計算見式(5)?？梢酝ㄟ^純凝工況和工業供汽工況機組熱耗率指標的對比，來判定該工業供汽是否有利于機組熱經濟性提高。

式中：rcn為純凝工況機組熱耗率，kJ/(kW·h)；rgy為工業供汽工況機組熱耗率，kJ/(kW·h)；Qcn為純凝工況介質的鍋爐吸熱量，kJ/h；Qgy為工業供汽工況介質的鍋爐吸熱量，kJ/h；P為機組發電功率，kW；m為機組對外工業供汽流量，kg/h；mc為機組臨界經濟流量，kg/h；h1為工業抽汽焓值，kJ/kg；h2為工業供汽回水焓值，kJ/kg。

2 模型驗證

為驗證本文所進行的EBSILON 靜態模擬的計算結果有效，對模型機組的真機在330、300、250、190、140 MW 工況下進行性能試驗，測定機組熱耗率。同時采用EBSILON 平臺對該機組在330、310、230、190、155、124 MW 純凝工況下的運行狀態進行了靜態模擬，預測機組熱耗率。試驗和模擬結果如圖2 所示。

圖2 純凝工況機組熱耗率的試驗值和模擬值Fig.2 Experimental value and simulation value of heat consumption of unit under pure condensing conditions

從圖2 可知，機組熱耗率試驗值和模擬值在趨勢上有很高的一致性，且試驗熱耗率比模擬值略高。330 MW 負荷工況時，試驗值比模擬值高2.0%；140 MW 負荷工況時，試驗值比模擬值高3.5%。本文模型機組的EBSILON 模擬結果與真機的試驗結果比較相近，對比結果表明EBSILON 平臺的模擬結果具有較高的可靠性。

3 工業抽汽熱經濟性分析

3.1 不同汽源機組熱耗率特性分析

通過EBSILON 軟件模擬出機組分別以冷再和熱再蒸汽作為抽汽汽源、3.0 MPa 抽汽壓力下機組的熱耗率特性曲線如圖3 所示。

圖3 不同汽源工業抽汽壓力3.0 MPa 機組熱耗率特性曲線Fig.3 Heat consumption characteristic of unit under 3.0 MPa industrial steam extraction pressure of different steam sources

從圖3 可知，3.0 MPa 工業抽汽壓力下，同一抽汽流量下，以冷再和熱再分別作為抽汽汽源，機組熱耗率存在微小差異。隨著機組負荷的減小，冷再和熱再2 種抽汽汽源的熱耗率差異逐漸增大。該機組再熱系統的設計壓損為高壓缸排汽壓力的7.5%，熱再蒸汽壓力比冷再蒸汽壓力低。同一抽汽壓力、流量工況下，如果冷再和熱再的蒸汽壓力均可以滿足工業用汽需求，則2 種抽汽汽源機組的熱耗率相等；如果冷再或熱再的抽汽壓力不能滿足工業用汽需求，需要憋壓節流以提高蒸汽壓力滿足工業抽汽需求，憋壓節流會產生一定能損，對機組熱經濟性有害。熱再蒸汽壓力需要提升的幅度大于冷再，熱再蒸汽節流損失大于冷再，因此熱再工業抽汽工況機組熱耗率大于冷再工業抽汽工況機組熱耗率。熱耗率驗收（turbine heat acceptance，THA）工況下，冷再和熱再蒸汽壓力均大于3 MPa，2 種抽汽汽源機組熱耗率相等。75%THA～30%THA 工況，機組冷再和熱再蒸汽壓力均低于3 MPa，均需要憋壓節流以滿足工業抽汽需求，熱再抽汽工況機組節流損失更大，因此機組熱耗率更大。75%THA、60%THA、50%THA、40%THA、30%THA 工況，熱耗率偏差分別為 0.45%～0.68%、0.56%～1%、0.58%～1.26%、0.63%～1.29%、0.61%～1.49%。

3.2 同一汽源機組熱耗率特性分析

以冷再作為抽汽汽源，工業抽汽壓力分別為2.0 MPa 和2.5 MPa 時，計算機組不同工況下的熱耗率特性曲線如圖4 所示。從圖3—圖4 可知：以冷再作為抽汽汽源，同一工業抽汽壓力，隨抽汽流量不斷增大，機組熱耗率整體變化趨勢是逐漸減??；電負荷越低，熱耗率變化率越大，熱耗率特性曲線斜率絕對值越大；電負荷高、抽汽流量小或電負荷低、抽汽流量大的工業供汽工況機組熱耗率相對較低。工業抽汽壓力3.0MPa，75%THA、60%THA、40%THA 工況，100 t/h 抽汽流量時熱耗率分別為7 750、7 959、8 272 kJ/(kW·h)；320 t/h 抽汽流量時熱耗率分別為6 832、6 828、6 722 kJ/(kW·h)。

圖4 不同冷再抽汽壓力下機組熱耗率特性曲線Fig.4 Heat consumption characteristic of unit under different industrial steam extraction pressure

3.3 工業抽汽憋壓臨界特性分析

圖5 為冷再汽源、2.0 MPa/3.0 MPa 工業抽汽壓力、不同電負荷工況下，工業供汽帶節流（圖中簡稱供汽）和抽汽不節流（圖中簡稱不節）時理論計算抽汽流量與抽汽壓力特性曲線。

圖5 不同冷再抽汽壓力時抽汽流量-壓力特性Fig.5 Characteristic of extraction steam flow-pressure under different cold reheat extraction pressure

表1 為冷再汽源、3.0 MPa 工業抽汽壓力、不同電負荷工況下，純凝工況和工業供汽工況開始（工業抽汽帶節流）時高壓缸排汽壓力。

表1 冷再3.0 MPa 抽汽壓力時不同工況高壓缸排汽壓力Tab.1 Extraction pressure of different conditions at under cold reheat extraction pressure of 3.0 MPa

從圖5 可知，同一抽汽壓力、同一電負荷工況下，隨著工業抽汽流量增大，高壓缸排汽壓力逐漸減小。當高壓缸排汽壓力小于工業抽汽的用汽壓力時，通過中壓缸進汽調閥憋壓節流以滿足工業抽汽需求，憋壓節流會產生一定的壓損，對機組的熱經濟性有害。本文將開始憋壓節流的抽汽流量稱為抽汽憋壓臨界點mp。

從圖5a)可知，2.0 MPa 工業抽汽壓力下，THA抽汽不節流工況高壓缸排汽壓力大于2.0 MPa，工業供汽不需要憋壓節流。75%THA 和60%THA 工況抽汽憋壓臨界點分別為366 t/h 和115 t/h，當抽汽流量小于該臨界值時，抽汽不節流工況高壓缸排汽壓力大于2.0 MPa，此時供汽工況抽汽壓力等于抽汽不節流工況；當抽汽流量大于該臨界值時，需要通過憋壓使供汽壓力提高至2.0 MPa。50%THA、40%THA、30%THA 抽汽不節流工況高壓缸排汽壓力小于2.0 MPa，為滿足工業用戶用汽需求，開始抽汽時即需憋壓至2.0 MPa。

從圖5b)和表1 可知，3.0 MPa 工業抽汽壓力時，除THA 抽汽不節流工況以外，其他抽汽不節流工況高壓缸的排汽壓力均小于3.0 MPa，抽汽憋壓臨界點均為0，所以其他工況均需憋壓節流至3.0 MPa 以滿足工業供汽壓力需求。

對比圖5a)和圖5b)可知，同一電負荷，同一抽汽流量工況下，抽汽壓力越高，抽汽憋壓臨界點越小，需要憋壓節流的工況越多，相應節流損失也越多，所以日常運行中，應盡量降低工業供汽壓力，以減少節流損失，提高機組運行經濟性。

3.4 局部?損耗分析

以熱再供汽為例，通過式(2)計算抽汽壓力2.5 MPa 時，不同電負荷工況下抽汽流量-?損耗曲線，結果如圖6 所示。

圖6 中調門憋壓節流?損耗變化Fig.6 Throttling loss of medium pressure regulating valve

從圖6 可知，為滿足工業供汽壓力需求，中壓缸進汽調節閥憋壓節流產生的?損耗隨著抽汽流量的增加或電負荷的減小逐漸增大。當工業抽汽在汽輪機內做功的有益貢獻不能抵消中壓缸進汽調節閥憋壓節流產生的?損耗以及汽輪機中壓缸進汽循環熱效率降低所產生的不利效果時，就表現為工業供熱能耗升高。中壓缸進汽調節閥憋壓節流?損耗隨著抽汽流量的增加而增長的速度較為平緩，但隨著電負荷的減小而快速增大。75%THA 負荷時影響量約33 kJ/kg 以內，50%THA 時迅速增長到70 kJ/kg 左右。因此，一般工業供汽產生負節能效果的作用往往在低負荷小供汽量工況。

3.5 工業供汽能耗臨界特性分析

機組進行工業供汽可以減少冷源損失，以期降低機組熱耗率，提高機組運行的熱經濟性。然而當工業供汽壓力高于高壓缸排汽壓力時，需要通過中壓缸進汽調閥憋壓節流，以滿足工業用戶用汽參數需求，憋壓節流產生能損，導致機組能耗增加。因此，工業供汽分攤引起能耗降低與憋壓節流導致能耗增加間存在一個能耗平衡臨界值，使得電負荷相同時工業供汽工況與純凝工況熱耗率相等。把不同電負荷工況下臨界值連接起來，即為機組工業供汽能耗臨界特性曲線。圖7 為冷再汽源、工業抽汽壓力分別為2.0 MPa/2.5 MPa/3.0 MPa 時理論計算得到的機組工業供汽能耗臨界特性曲線。從圖7 可知，隨著工業抽汽流量逐漸增大，熱耗率先急劇增大然后逐漸減小。開始抽汽時流量較小，憋壓節流導致的能耗增加起主導作用，機組工業供汽工況熱耗率急劇增大；隨著工業抽汽流量逐漸增大，工業供汽分攤引起的熱耗率降低作用逐漸顯現，當達到臨界值mc時，機組工業供汽工況熱耗率與純凝工況相等；隨著工業抽汽流量的進一步增大，熱耗率逐漸減小至抽汽量為0 時的水平后繼續減小，即機組抽汽量大于臨界值mc后，機組工業供汽工況熱耗率相比于純凝工況才是減小的，工業抽汽才對提高機組熱經濟性有益。表2 為模型機組工業供汽臨界經濟流量mc。

圖7 不同抽汽壓力下工業供汽能耗臨界特性曲線Fig.7 Critical characteristic curve of industrial steam supply energy consumption with different extraction pressure

表2 工業供汽臨界經濟流量mcTab.2 Critical economic flow mc of industrial steam supply

從表2 可知，工業抽汽壓力越低，機組工業供汽臨界經濟流量越小。THA 工況高壓缸排汽可以滿足工業用戶需求，無憋壓節流能量損失，各抽汽壓力下的供汽臨界經濟流量均為0。75%THA 工況，2.0 MPa/2.5 MPa/3.0 MPa 3 種工業抽汽壓力下，機組工業供汽臨界經濟流量分別為0、0、11 t/h，即2.0 MPa 和2.5 MPa 工業抽汽壓力下，高壓缸排汽可以滿足工業用戶用汽壓力需求，只要開始抽汽，工業抽汽就對降低機組能耗水平有益；在3.0 MPa工業抽汽壓力下，只有當機組工業供汽流量大于11 t/h 時，工業供汽分攤引起的熱耗率降低才占主導作用，機組工業供汽工況熱耗率小于純凝工況，工業供汽才對降低機組能耗水平有益。由此可見，并不是只要機組進行了工業供汽改造，機組能耗水平就一定會降低。

機組在工業供汽能耗臨界特性曲線左側區域工況運行時，工業供汽工況熱耗率大于純凝工況，工業供汽熱經濟收益為負；機組在工業供汽能耗臨界特性曲線上運行時，機組工業供汽工況熱耗率等于純凝工況熱耗率，工業供汽熱經濟收益為0；機組在工業供汽能耗臨界特性曲線右側區域工況運行時，機組工業供汽工況熱耗率小于純凝工況熱耗率，工業供汽熱經濟收益為正，工業供汽有益于降低機組能耗水平。從圖5a)和圖7a)可知，抽汽壓力不變，隨著電負荷減小，工業供汽臨界經濟流量逐漸增大。工業抽汽壓力2.0 MPa 時，THA、75%THA、60%THA、50%THA、40%THA 和30%THA 工況機組工業供汽臨界經濟流量分別為0、0、0、7、26、40 t/h。THA、75%THA、60%THA 工況，無需節流。50%THA 工況，當抽汽流量大于0 時，需要憋壓節流以滿足工業用汽壓力需求；當供汽流量大于7 t/h后，工業供汽分攤引起的能耗降低起主要作用，憋壓節流導致的能耗增加被平衡掉，因此工業供汽臨界經濟流量為7 t/h。40%THA 和30%THA 工況與50%THA 工況同理，工業抽汽壓力2.5 MPa 和3.0 MPa 工況也與工業抽汽壓力2.0 MPa 工況同理。

熱電聯產機組在某些工況下，工業供汽梯級利用會適當增大高壓缸的排汽壓力，造成工業供汽臨界經濟流量增大。如果機組的工業抽汽流量不變，則能損增加；如果工業抽汽梯級利用引起能耗降低的正向作用不能平衡掉這一能損，則梯級利用很可能導致機組能耗增加?；谶@一特性，工業抽汽梯級利用相關改造，尤其是對于工業抽汽流量較小或電負荷較低的機組，很有必要進行經濟性論證。

4 結論

針對熱電聯產機組工業供汽引起機組能耗大幅升高、導致電廠生產熱經濟性下降的問題，本文以某310 MW 機組為研究對象，通過模擬和試驗研究，分析了機組不同汽源熱耗率特性、?損耗特性和能耗臨界特性等，得到了工業供汽優化控制機理，掌握了工業供汽對熱電聯產機組運行熱經濟性影響規律。研究總結如下：

1）同一抽汽參數，以冷再和熱再分別作為抽汽汽源，機組熱耗率存在微小差異，隨著機組負荷的減小，2 種抽汽汽源的熱耗率差異逐漸增大。

2）工業抽汽分攤引起能耗降低正向作用與憋壓節流導致能耗增加負面作用間存在一條能耗臨界特性曲線，能耗臨界特性曲線對于工業供汽機組經濟運行具有重要意義。只有當機組在該曲線右側區域工況運行時，工業供汽工況熱耗率才小于純凝工況熱耗率，工業供汽對降低能耗水平有益，機組熱經濟性提高；在該曲線上運行時，工業供汽熱耗率等于純凝工況熱耗率，工業供汽對提高機組熱經濟性沒有貢獻；在該曲線左側區域運行時，工業供汽反而會引起機組整體煤耗水平升高，機組熱經濟性變差。

3）建議熱電廠工業供汽改造時，合理規劃各機組間供汽及汽源參數，尤其是對于工業抽汽流量較小或電負荷較低的機組，很有必要進行經濟性論證，以使單臺機組盡量運行在能耗臨界特性曲線的右側區域。