金利鹏，赵佳骏，吴剑波，张 光

(1.浙江浙能温州发电有限公司，浙江 温州 325602; 2.浙江省火力发电高效节能与污染物控制技术研究重点实验室，浙江 杭州 311121; 3.浙江浙能技术研究院有限公司，浙江 杭州 311121)

0 引言

随着人们节能环保意识的提高，可再生能源将逐渐成为发电用主要能源[1-2]。然而，可再生能源可调节性较差；同时，煤电产能过剩导致电网峰谷差增大。因此，开展火电机组的深度调峰研究有利于提高电网调峰和新能源消纳能力[3]。虽然目前电网对深度调峰机组有相关的补偿政策，但深度调峰运行时机组能耗显著提升[4]，较大程度地影响机组经济效益。

因此，提高机组运行经济性是近年来深度调峰研究的主要方向。主要包括增设低温省煤器、外置式冷却器、零号高压加热器等热力系统的优化研究[5]；机组深度调峰运行滑压优化、一次调频控制策略优化研究[6-7]；增加小流量凝泵的凝结水系统优化研究[8]等。对深度调峰的优化方式较为多样化，但没有形成一套系统的节能潜力挖掘分析方法。本文以某330 MW亚临界机组为研究对象，通过摸底性试验探索机组当前深度调峰存在的问题，诊断其在各运行负荷下的能耗状况，并形成相应的能耗优化策略，对于系统地确定机组深度调峰最优运行方式有一定的参考价值。

1 深度调峰运行试验研究

1.1 最低运行负荷试验研究

机组可长期运行的最低负荷，主要取决于锅炉侧的不投油最低稳燃负荷和SCR脱硝装置长时间运行的下限负荷。以水冷壁壁温、脱硝烟温、燃烧稳定性作为约束条件，通过试验研究机组负荷阶梯式下降时的稳定运行能力。

负荷下降过程中，实测炉膛温度变化如图1所示，屏过及SOFA处的烟温随负荷下降而降低，而主燃烧器区域的平均温度变化不大，均能保持在1 200 ℃左右。

图1 不同负荷下的炉膛温度

机组下降至30%额定负荷运行，未发现水冷壁、屏过等壁温超温现象，炉本体可以长期安全运行，且不投油稳燃能力充足。此时SCR入口烟温已接近催化剂许用温度下限。

1.2 汽机侧运行安全性评估

汽机侧安全性评估主要是深度调峰运行对主机、抽汽回热系统、给水系统等的影响。深度调峰过程中，汽轮机振动、胀差均在正常范围，但中压缸体上位于抽汽处的两个半缸体存在大温变梯度，影响机组运行安全。低压缸七、八抽温度及排汽温度正常，后缸喷水未开启，末级叶片未出现鼓风现象。

抽汽回热系统运行正常，负荷降至120 MW以下时#6、#7低加出现疏水不畅的问题，危急疏水阀开启后水位较平稳。

给水系统在机组深度调峰过程中受影响较大。给水流量随负荷降低而减少，两台汽动给水泵并列运行容易发生抢水现象，需手动开启再循环阀。四抽蒸汽能够满足两台小机带负荷能力，无需进行小机汽源切换操作，减少了小机汽源切换的风险性。同时小机排汽温度正常，末级无鼓风现象。

1.3 机组运行能耗诊断

在机组额定负荷和最低运行负荷之间，选取330 MW、250 MW、200 MW、165 MW、120 MW、100 MW六个负荷工况点，进行机组能耗诊断试验。

由于机组在120 MW和100 MW工况点存在中压缸体上位于抽汽处的两个半缸体存在大温变梯度的问题，因此在该工况点运行时由喷嘴配汽改为节流配汽模式运行方式。给水系统中汽动给水泵为双汽泵运行方式。

本次能耗诊断包括汽轮机组主、辅机综合运行性能水平，在计算过程中同时对热耗率和功率等修正[9]。机组在各负荷点的经济性指标如表1所示。如图2所示，随负荷的下降，供电煤耗而增加，且增加速率逐渐提升，低于165 MW负荷运行时由于采用节流配汽方式运行，使供电煤耗进一步提高。

表1 机组在各负荷点的经济性指标

图2 机组在各负荷点的经济性指标趋势图

2 中压缸抽汽口上下缸温差大分析

机组各负荷段运行时中压缸抽汽端上下缸温差如表2所示。上下缸温差随着负荷的下降而增加，深度调峰运行时更为明显，温差过大会减小汽轮机径向间隙，引起动静部分碰磨，导致机组振动增大、转子弯曲等问题[10]。

图3 中压缸抽汽端上下缸温差

2.1 原因分析

在排除中压缸抽汽端上下缸温度测点不准、下缸保温不严、下缸积水等可能性后，判断可能有高温汽源漏至中压内外缸夹层内，且漏点接近中压缸抽汽端的上部温度测点所在部位。泄漏途径可能为：(1)高中压外缸为整体合缸，外缸上部高中缸压槽型带状密封间隙偏大，使高压侧腔室的蒸汽从此泄漏至中压抽汽腔室；(2)中压缸#1持环和中压内缸上部槽型带状密封间隙偏大，中压进汽腔室的再热蒸汽直接从围带密封处泄漏至抽汽腔室；(3)持环平衡孔塞和内缸平衡孔塞的位置处漏汽。

机组高负荷运行时再热蒸汽温度较高，中压缸#1持环和中压下缸温度也随着升高，上下缸温差较小。当机组负荷减小时，下中压缸温度随着再热蒸汽温度下降而下降，而上缸温度测点离第三段抽汽口较远，且抽汽口抽吸蒸汽能力随抽汽量的减少而下降，同时存在上述高温蒸汽的泄漏，导致上中压缸温度下降缓慢，使得低负荷时上、下中压缸温差逐渐增大。

2.2 解决措施

在机组检修时对中压缸揭缸检查，重点检查可能存在泄漏的区域。在未进行开缸检修前，可以从再热冷段引一路蒸汽至中压缸上部夹层腔室中，与漏入腔室的高温蒸汽混合对其进行冷却，降低上下缸温差。

3 汽轮机配汽方式优化

3.1 节流配汽对高排温度的影响

为有效避免中压缸抽汽端上下缸温差大的问题，机组在低于50%额定负荷区间运行时会采用全周进汽均匀的节流配汽方式[11]。在50%额定负荷运行时，通过将喷嘴配汽切换节流配汽的试验，研究节流配汽对高排温度的影响。配汽方式切换前后的机组相关参数变化如表3所示，采用节流配汽后高排温度有明显上升，约为11.17℃。如图4所示，高排温度的提升有利于提高再热蒸汽温度，减小缸体的温差。

表3 配汽方式切换前后机组相关参数变化

图4 配汽方式切换前后参数变化

3.2 配汽方式经济性比较

节流配汽方式由于所有调门都保持一定开度，因此每个阀门都存在节流损失，造成缸效降低，经济性明显要低于喷嘴配汽方式。高压缸效率对机组热耗率的影响可用公式(1)进行计算[12]

(1)

式中 ΔHR——机组热耗率变化量/kJ·(kWh)-1·s-1；

Δηhp——高压缸效率变化量/%；

Php——高压缸做功量/kJ·h-1；

Pqj——发电机端功率/kW；

HR——机组热耗率/kJ·(kWh)-1。

深度调峰时两种配汽方式的经济性比较如表4所示。节流配汽各负荷段高压缸效率为实测数据，若调门开度保持稳定，调门节流压损随负荷下降而增加，引起高压缸效率的下降。喷嘴配汽50%额定负荷工况高压缸效率为实测数据，假设降负荷过程中高调门开度保持不变，由于仅2号调门存在节流压损，喷嘴配汽下高压缸效率随负荷变化较小，120 MW和100 MW负荷高压缸效率近似等于50%额定负荷工况。

表4 两种配汽方式的经济性比较

可以看出，若能有效处置缸体温差大的问题，在深度调峰的过程中就可以选择喷嘴配汽模式运行，与节流配汽模式相比可降低热耗约59～225 kJ/kWh-1，折合供电煤耗2.34～9.40 g/kWh。

4 单汽泵运行试验研究

4.1 单汽泵运行试验

机组给水系统采用传统的两运一备的配置方式，其中机组正常运行时投运两台汽动给水泵。给水泵小汽轮机的汽源为四段抽汽，并以辅助蒸汽作为备用汽源。深度调峰运行时给水流量相对较小，四抽蒸汽能满足两台给水泵汽轮机的需求，因此无需开启辅汽汽源。

试验选取深度调峰阶段3个典型工况点(包括165 MW、120 MW、100 MW)进行单汽泵运行试验，即停用其中的一台汽泵，仅保持另一汽泵保持运行状态。单汽泵运行时给水泵汽轮机汽源为四级抽汽，未开启辅汽汽源，给水系统运行稳定。

深度调峰单、双汽泵运行下给水泵汽轮机转速如表5所示，根据给水泵汽轮机效率曲线，其效率在转速3 200～4 200 rpm间随转速的增加而上升，可以看出单汽泵运行有利于提升给水泵汽轮机效率，从而降低机组热耗率。

表5 单、双汽泵运行下给水泵汽轮机转速

4.2 单汽泵运行经济性

通过试验结果计算，典型工况下单、双汽泵运行下的经济性指标如表6所示，随着负荷的下降单汽泵运行的节煤量更为明显。与常规的双汽泵运行方式相比，机组深度调峰采用单汽泵运行可降低供电煤耗0.41～2.18 g/kWh。

表6 典型工况下单、双汽泵运行下的经济性指标

为探索单汽泵的负荷切换点，绘制单、双汽泵运行下汽轮机热耗率随负荷变化曲线如图5所示，双汽泵曲线由双汽泵方式下的6个工况点拟合而成，单汽泵曲线由单汽泵方式下的3 个工况点(165 MW、120 MW、100 MW)及双汽泵方式下的3个高负荷工况 点(200 MW、250 MW、330 MW)拟合而成。可以看出，单汽泵的负荷理论切换点约为60%额定负荷，实际运行应综合考虑单汽泵的带负荷能力和切换安全性合理选择切换点。

图5 单、双汽泵运行下汽轮机热耗率曲线

5 结论

本文对某330 MW亚临界机组开展深度调峰运行优化研究工作，通过试验研究，对机组深度调峰运行进行安全性评估和能耗诊断，挖掘机组节能潜力，试验结果表明：

(1)综合锅炉侧的不投油最低稳燃负荷和SCR脱硝装置长时间运行，确定机组可长时间运行的下限负荷为30%额定负荷。

(2)机组深度调峰主要存在的问题为中压缸体上位于抽汽处的两个半缸体存在大温变梯度的问题，其原因为高温汽源漏至中压内外缸夹层。若能有效处置该问题，在深度调峰时可采用喷嘴配汽模式，可降低供电煤耗2.34～9.40 g/kWh。

(3)深度调峰下单汽泵运行是可行性的。与常规的双汽泵运行方式相比，机组深度调峰采用单汽泵运行可降低供电煤耗0.41～2.18 g/kWh。