二次再热机组回热系统设计研究

王亚军，朱佳琪，李 林，陈仁杰

华东电力设计院有限公司，上海 200063）

二次再热机组回热系统设计研究

王亚军，朱佳琪，李 林，陈仁杰

华东电力设计院有限公司，上海 200063）

本文介绍二次再热机组回热系统的配置方案研究，以及回热系统的基本参数对机组热经济性的影响。

二次再热；回热系统；配置。

1　概述

超超临界发电技术经过几十年的发展，已是成熟的先进技术。在国家“十五”和“十一五”计划期间，中国超超临界洁净煤发电技术迅速成熟并扩大了应用范围。自2006年首台百万等级超超临界机组投产以来，至2015年8月底，国内已经投产的同等容量等级超超临界机组分别超过120台和82台（主要采用8级或9级），为我国大幅降低平均发电煤耗起到了重要作用，并使我国超超临界发电技术水平跨入国际先进行列，回热系统的选择直接影响机组的热经济性。

热力发电厂最基本的蒸汽动力循环是朗肯循环。朗肯循环热效率低的主要原因是蒸汽吸热过程的平均温度较低，致使烟气与蒸汽之间的换热温差较大，相应做功能力损失较大。如采用回热循环，利用已在汽轮机中做过功的蒸汽来加热给水，以提高回热循环的吸热平均温度，使循环热效率提高。因此，选择合适的回热系统设计方案，对机组和全厂的热经济性起着决定性作用。影响汽轮机回热系统效率的基本参数有回热级数、给水温度、回热焓降分配、加热器类型、加热器端差和疏水收集方式、抽汽过热度利用方式和抽汽管道压降，它们都将影响到回热过程的火用损，因而最终将影响汽轮机的热耗率。

本文主要研究1000MW二次再热机组的汽轮机回热系统的配置方案。

2　国际上二次再热机组回热系统的配置

据不完全统计，全世界至少有52台二次再热超超）临界机组投入运行。其中德国共投运11台二次再热超超）临界机组，其中1台机组为燃油和天然气锅炉，8台机组为燃煤锅炉；美国共投运23台二次再热超超）临界机组，其中5台机组为燃重油锅炉，2台机组为燃油和天然气锅炉，其它16台为燃煤锅炉；日本共投运13台二次再热超超）临界机组，其中11台机组为燃重油锅炉，2台机组为天然气锅炉；另外丹麦分别有两台二次再热超超临界机组，分别为1台燃煤机组和1台天然气机组。

近20年来，只有1989年东芝2台31 MPa/566℃，以及1998年丹麦Nordjylland电厂2台29 MPa/582℃机组，机组参数见表1。

表1　最近投运的国外二次再热机组参数

（1）丹麦Nordjylland电厂#3机组位于丹麦Aalborg附近，属于丹麦Vattenfall公司。该电厂于1992年开始建设，1998年竣工，除了提供电力外，还为当地供热。

①机组热效率

发电效率不供热时）47%

供电效率不供热时） 44.4%

热电联产效率 90%

②汽机主要参数

制造厂：GEC ALSTOM高压缸、中压缸为英国生产，低压缸为法国生产）

型式：超超临界两次再热，五缸四排汽：超高压缸VHP）、高压缸HP）/中压0缸IP0）合缸，中压1缸IP1）/中压2缸IP2）合缸，2个低压缸LP）

机组容量：340 / 411MW

机组供热：420 / 0 MJ/s

主汽压力：28.5 MPa

一次高温再热蒸汽压力：7.4 MPa

二次高温再热蒸汽压力：1.9MPa

主汽温度：580℃

一次高温再热蒸汽温度：580℃

二次高温再热蒸汽温度：580℃

Nordjylland电厂#3机组原则性热力系统图见图1。

图1　Nordjylland电厂#3机组原则性热力系统图

③该工程二次再热汽轮机回热系统特点

二次再热，采用2高3中4低1除氧共10级回热，其中2号高加采用1级外置式串联蒸汽冷却器；#7加热器采用混合式，降低传热端差，提高机组热经济性；低压加热器疏水设疏水泵；回收所有部件冷却器的热量。

（2）日本川越电厂1、2号机组是当时作为世界上首台大容量超超临界压力机组而设计、制造的。自1987年7月开工以来，经过安装和调整，于1988年11月锅炉点火，1989年正式投入商业运行。机组的主要设备参数见表2。

表2　日本川越电厂1、2号机组的主要设备参数

其中，汽轮机为超高压缸（主蒸汽） 和高压缸（一次再热蒸汽） 部分合缸布置在同一缸内，并采用1只双流构造的中压缸（二次再热蒸汽） 和2 只低压缸。与现有的常规超超临界、一次中间再热机组一样由4 缸组成，由于采用合缸技术，非常好地解决了当时汽轮机轴系的长度限制问题。不过由于只有4缸，汽轮机抽汽数量有限，因此川越电厂汽轮机回热系统采用了常规的3高4低1除氧的配置。东芝公司的二次再热汽轮机结构见图2。

图2　TOSHIBA东芝）700MW二次再热汽轮机结构图

3　二次再热回热系统配置

3.1回热系统的技术规范

影响汽轮机回热系统效率的基本参数有回热级数、给水温度、回热焓降分配、加热器类型、加热器端差和疏水收集方式、抽汽过热度利用方式和抽汽管道压降，它们都将影响到回热过程的火用损，因而最终将影响汽轮机的热耗率。

3.1.1回热级数的确定原则

在采用回热循环的发电厂，影响抽汽回热系统热经济性的主要因素有：回热给水总焓升温升）在各加热器间的加热分配、锅炉最佳给水温度、回热加热级数，三者之间紧密联系，互有影响。图3为机组热效率增量、给水温度与回热级数的关系。

图3　回热级数、给水温度与机组热效率

由图3可知，当给水温度一定时，随着回热级数的增加，回热抽汽的做功增加，附加冷源热损失减少，汽轮机绝对内效率将增加。理论上，给水回热的级数越多，汽轮机的热循环过程就越接近卡诺循环，循环效率就越高，但加热级数增加时，热效率的增长逐渐放慢，相对得益不多，运行也更加复杂。

因此，在选择回热加热级数时，需要考虑以下因素。

（1）取决于汽轮机本体结构，要求本体结构能够实现。

（2）按等焓温升原则布置回热抽汽，同时考虑在合适的级别抽取回热。

（3）不同回热级数的其给水温度要求，存在一个最佳给水温度，从而使得汽轮机内效率提高到最高；综合考虑锅炉和汽轮机的设计，使全厂效益最大化，合理确定给水温度。

（4）对于一定的给水温度，存在一个最佳回热级数，使得汽轮机汽轮机内效率提高到最大值。考虑到增加一级加热器所增加设备投资费用，所增加的费用应当能从节约燃料的收益中得到补偿，同时还要尽量避免发电厂的热力系统过于复杂，以保证运行的可靠性。

（5）在抽汽级数一定的情况下，高加个数和低加个数的分配对汽机热耗影响很小，因此，高加和低加的个数，主要取决于除氧器抽汽口的位置，结合等焓温升，综合考虑。

3.1.2回热级数选择

目前，已投运的1000MW级一次再热超超临界机组的回热级数为8级，与超临界机组相同，但与超临界机组相比，给水温度提高了10多度，加热器传热温差增加，在一定程度上牺牲了热效率。随着我国能源政策以及节能减排要求的日益推进，国内开展了超超临界一次再热机组9级回热抽汽的研究并取得了较大进展，已经在最近一些正在施工的机组上得到应用。

与一次再热机组相比，二次再热的最高给水温度提高了将近30℃，至少应增加一级抽汽，而汽缸个数的增加也为增设回热抽汽口提供了有利条件。经过咨询三大动力厂及国外主要制造商，按其1000MW级二次再热机组的汽轮机结构，结合依托示范工程的技术条件，二次再热机组可选用9级，10级，11级回热系统。以下为二次再热工程不同回热级数技术经济对比见表3。

表3　不同回热级数技术经济对比

从表3可以看出，每增加一级回热抽汽得到的收益随着回热级数增加下降，收益增加值越小。从9级回热到10级回热，热耗降低较多，收益较大，其增量投资回收时间短，具有明显效果。

而从10级增加到11级，则收益有所减小。如以10级为基准，考虑11级增量的投资回收期，静态为1840-400）/（433.5-293.25）=10.2年，动态投资回收期为13.9年，已经很不经济。

且考虑到11级回热抽汽需在汽机超高压缸体开孔，缸体受力复杂，同时使得抽汽、疏水系统更加复杂，综合比较投入与收益，设备本体的结构等可以得出，对于二次再热机组，回热级数宜设置为10级。

10级回热方案有4级高加1级除氧5级低加（简称415）、5级高加1级除氧4级低加（简称514）和3级高加3级中加3级低加1级除氧（简称3331）三个方案。第二个方案514设置5级高加时，每级高加间的温升太小，才11℃左右，经济性不明显；且抽汽口间距太近，对汽机本体结构也有影响；第三个方案3331，案采用3级高加3级中加1级除氧3级低加时，虽然热耗有所下降，但系统比较复杂，需要设置两台混合式加热器，厂用电增加，与国内通常的方案区别较大；第一个方案415，采用4级高加1级除氧5级低加时，温升分配更均匀，热耗收益适中，与国内常规方案相似，更易推广。

3.1.3回热焓降分配

目前国内三大动力厂汽轮机设计的均采用单轴五缸四排汽二次再热汽轮机，汽轮机额定进汽参数为31 MPa，同时主机模块将采用现有成熟汽缸模块，因此回热焓降分配已由汽轮机本身结构的特点根据汽轮机抽排）汽压力基本确定。

目前，国内三大主汽厂1000MW二次再热机组回热系统推荐方案均为10级回热系统，且均采用4级高加1级除氧5级低加方案。

3.2加热器类型对回热经济性的影响

加热器类型有混合式和表面式两类。就回热加热器本身而言，混合式加热器由于汽水直接接触传热，端差为零，能将水加热到加热蒸汽压力所对应的饱和温度，热经济性高于有端差的表面式加热器。同时由于没有金属传热面，构造简单，在金属耗量、制造、投资以及汇集各种汽、水流等方面都优于表面式。

3.2.1混合式加热器

在混合式加热器由于加热蒸汽与给水之间没有传递端差，可以将给水加热到加热蒸汽压力下的饱和温度，因此，热经济较好。同时由于没有金属传热面，构造简单，在金属耗量、制造、投资以及汇集各种汽、水流等方面都优于表面式。但混合式加热器给水或凝结水与抽汽混合压力受抽汽压力制约，相应混合式加热器后要配置水泵对给水或凝结水进行升压，所组成的回热系统复杂。为保证系统的安全性，还要设置备用水泵和容积大且足够高度的给水箱。

英国与前苏联两国的某些800MW，1000MW大机组的低压加热器，部分或全部采用混合式。我国从前苏联引进型机组如绥中电厂800MW）、田湾核电厂1000MW）等采用混合式低压加热器，能使热效率提高0.03%～0.05%。绥中电厂凝结水原则性热力系统图见图4。

对辽宁绥中电厂针对混合式低加的运行可靠性做了专门的调研。根据调研结果，混合加热器本体控制方面比表面式加热器要简单，没有正常疏水调阀的控制，只需要监视其水位、压力、温度就可以，同时没有凝结水旁路，其运行可靠性比表面式加热器高。

同时，调研中了解到两个混合式加热器曾发生水位控制困难的问题，主要原因是该混合式加热器为立式布置，因此水位波动比较大，不容易控制，后来运行人员逐渐掌握其特性后才得以解决。

不过每个混合式加热器后都必须配置泵，同时为保证泵的必需汽蚀余量以及负荷波动时要设一定储量的水箱，这都将使回热系统和主厂房布置复杂化，投资和土建费用增加。

由于国内电网调度的原因，新建超超临界机组业主对于厂用电率指标很重视，配置多级凝泵使得厂用电率增加，这是不利因素。因此对于采用多个加热器组成的热力系统来说，表面式除因有端差热经济性低而外，在系统简单性、运行安全可靠性以及系统投资等方面要优于混合式。因此自我国引进美国、欧洲等西方大容量高参数机组时也跟随了其流派，高低加采用表面式加热器。

图4　引进前苏联技术的绥中电厂800MW机组#7、#8混合式低压加热器

3.2.2表面式加热器

表面式加热器通过金属壁面加热给水，因此存在传热端差，经济性较混合式加热器略低。但是，表面式加热器所组成的回热系统简单，运行安全可靠，所需要设置的水泵少，节省厂用电。因此自我国引进美国、欧洲等西方大容量高参数机组时也按其技术流派，高、低加采用表面式加热器。

综上所述，考虑表面式和混合式加热器的优缺点，二次再热工程推荐采用表面式加热器。

3.3加热器端差和抽汽管道压降

加热器端差越小，机组的热经济性越高，但设计时端差的减小，是以增大换热面积和投资为代价的。大容量机组端差减小的效益大，一般选较小值。经与汽机厂和高加厂交流，推荐二次再热工程加热器端差取值见表4。

表4　加热器端差取值

抽汽管道压降使该级抽汽利用时产生能量的贬值，增大上一级抽汽量而使回热经济性下降，对抽汽管道压降影响最大的是抽汽管的介质流速和局部阻力。抽汽管道的管径通过技术经济比较确定，抽汽管道压降取值如下：

高压抽汽管道压降不大于抽汽压力3%

低压抽汽管道压降不大于抽汽压力5%

3.4疏水收集方式

对于表面式加热器，疏水收集方式有两种：一是利用相邻加热器汽侧压差，使疏水逐级自流的方式，高压加热器疏水逐级自流，最后进入除氧器而汇于给水；低压加热器疏水逐级自流，最后进入凝汽器热井而汇于主凝结水。二是采用疏水泵，将疏水打入该加热器出口处，由于这个汇入点的混合温差最小，因此混合产生的附加冷源热损失也最小。

因此在所有疏水收集方式中，疏水逐级自流的热经济性最差，但可通过加装外置式疏水冷却器来加以改善，采用疏水泵方式热经济性仅次于没有疏水的混合式加热器。不同疏水收集方式的热经济变化为0.5%～0.15%，虽然疏水逐级自流方式的热经济性最差，但由于系统简单可靠、投资小、维护工作量小而被广泛采用。二次再热机组由于采用10级回热，低压加热器级数比常规多，因此考虑为提升机组经济性和平衡系统可靠性，高压加热器疏水采用疏水逐级自流方式，低压加热器为减少大量疏水直接流入凝汽器增加冷源热损失，采用疏水泵与疏水冷却器组合的方式。

对于常规百万超超临界机组来说，国内三大汽轮机厂由于引进技术方的流派不同疏水收集方式也不尽相同，其中哈尔滨和东方分别引进日本东芝和日立技术，其技术来源为美国西屋和GE技术，疏水方式采用疏水逐级自流的方式。而上海汽轮机厂引进德国西门子技术，其疏水方式采用高加疏水逐级自流，低加采用疏水泵与外置疏水冷却器组合的方式，相比虽增加了设备投资和运行复杂度，但减少了大量疏水直接流入凝汽器增加冷源热损失，提高了机组热经济性。从国内已投产的百万上海汽轮机机组运行情况来看，玉环、金陵、北仑等工程低加疏水泵和外置式疏水冷却器的运行均非常可靠，同时通过疏水泵变频运行在部分负荷下可获得一定的节能效益。

3.5抽汽过热度利用方式

由于二次再热提高了高压缸和中压缸第一级抽汽的过热度，当与之对应的加热器出口水温不变时，该加热器的换热温差加大，不可逆损失就会增加。因此需装设蒸汽冷却器，其他抽汽温度都低于450℃，过热度不高，与给水温差小，对给水温度提升有限，系统更加复杂，因此，其他抽汽不建议设置外置式蒸汽冷却器。

3.5.1蒸汽冷却器形式和连接方式

蒸汽冷却器可分为内置式和外置式两种，分别见图5、图6。

图5　内置式蒸汽冷却器

图6　外置式蒸汽冷却器

外置式蒸汽冷却器由于在连入热力系统的方式上较灵活、多样，且可直接提高给水温度，经济效果比内置式的要好，但是系统相对复杂，并增加投资。综合考虑，过热度较大的抽汽高加宜采用外置式蒸汽冷却器。

外置式蒸汽冷却器主要有串联和并联两种方式，由于连接方式不同，其热经济效果也不相同，且有较大差异。一般来说，外置式串联蒸汽冷却器的热经济性比并联高，原因在于外置式串联蒸汽冷却器的进水温度比较高，传热过程平均温差较小，火用损失小，抽汽过热度利用充分，效果显著，但是给水系统阻力有所增加。并联方式能相对减少给水系统阻力，但是蒸汽冷却器进水温度较串联时低，传热温差大，同时给水分流后进入下一级加热器的主给水流量减少，相应的回热抽汽量有所减少，热经济相对较低。因此，推荐采用外置式蒸汽冷却器串联连接方式。

3.5.2外置式蒸汽冷却器的容量选择

根据汽轮机厂提供的热平衡图参数，我们与高加厂进行了咨询配合，由于换热量相对较小，前置蒸汽冷却器换热面积小，既要考虑汽侧蒸汽合理的流速，又要考虑高加结构合理的长径比，前置蒸汽冷却器为部分容量。经高加技术经济比较，二次再热机组针对2#、4#高加设置的外置式蒸汽冷却器在给水侧按并联考虑，单台前置流量按不小于给水流量25%容量考虑，外置式蒸汽冷却器局部热力系统图见图7。

图7　外置式蒸汽冷却器局部热力系统图

3.5.3给水温升优化

外置式蒸汽冷却器可最终提高进入锅炉的给水温度以提高工质在锅炉内吸热过程的平均温度，从而提高机组的热效率。但是由于给水加热温度提高，回热抽汽量增加，对于相同的发电量来说，需要增加进入汽轮机中的新蒸汽量，当给水加热温度超过某一数值时，将使热耗率增大，从而使循环热效率降低。因此对于一定的进汽压力，都存在相应的最佳给水温度，使热效率达最大值。

目前国内投运的超临界机组的最高给水温度约为285～290℃，超超临界机组的最高给水温度约为300℃。对于二次再热机组，VWO工况的主蒸汽压力提高至31.9 MPa（a），给水温度应随着提高至约330℃。另外，对于二次再热机组，一抽汽源来自于高压缸排汽，即一次再热冷段，其压力又受到最佳再热压力的限制。因此，经过综合经济性计算和比较，推荐最终给水温度为330℃，其中#1加热器出口水温～320℃，两级外置蒸汽冷却器提升给水温度～10℃。

3.5.4高加运行控制分析

由图7可知，2号高加前置蒸汽冷却器和4号高加前置蒸汽冷却器和给水管道并联后，与高加串联，且布置在最后一级高加后。

外置式蒸汽冷却器由于在连入热力系统的方式上较灵活、多样，且可直接提高给水温度，经济效果比内置式的要好，但是系统相对复杂，投资也相对较高。外置式蒸汽冷却器主要有串联和并联两种方式。由于连接方式不同，其热经济效果也不相同，且有较大差异。一般来说，外置式串联蒸汽冷却器的热经济性比并联高，原因在于外置式串联蒸汽冷却器的进水温度比较高，传热过程平均温差较小，抽汽过热度利用充分，效果显著，但是给水系统阻力较大。并联方式能相对减少给水系统阻力，但是蒸汽冷却器进水温度较串联时低，传热温差大，同时给水分流后进入下一级加热器的主给水流量减少，相应的回热抽汽量有所减少，热经济相对较低。

针对二次再热机组高、中压缸第1级抽汽2抽和4抽）过热度高的特点，因此二次再热回热系统采用2台外置式蒸汽冷却器与主给水串联的方式，布置在1号高加出口，提高给水温度10℃，从而进一步提高机组热效率。

4　总结

结合以上描述，并根据依托国电泰州二期实施情况，推荐二次再热回热系统采用四级高压加热器、一个除氧器和五级低加组成，同时根据二次再热汽轮机的特点，为进一步提高机组的热经济性，增加了两只外置式蒸汽冷却器。该回热系统配置是在常规成熟的汽轮机八级回热的基础上发展而来，技术延续性好，成熟度高。因此，推荐二次再热机组采用10级抽汽回热加2级外置式蒸汽冷却器的汽轮机回热系统。

［1］ GB 50660-2011，大中型火力发电厂设计规范［S］.

［2］ GB151-1999，管壳式换热器［S］.

［3］ GB50764-2012，电厂动力管道设计规范［S］.

Design on Regenerative System of Double Reheat Unit

WANG Ya-jun， ZHU Jia-qi， LI Lin， CHENG Ren-jie
（East China Electric Power Design Institute Co.， Ltd.， Shanghai 200063， China）

The article introduces the research on the configuration scheme of the regenerative system of double reheat unit and the influence of the basic parameters on the thermal efficiency of units.

double reheat； heat regenerative system； configuration.

TM621

A

1671-9913（2016）03-0016-09

2016-02-17

王亚军（1974- ），男，安徽舒城人，高级工程师，从事电站热机专业的设计。