提升SIEMENS 9F级联合循环机组背压方式下热电解耦能力关键技术及其应用

梁言凯,边 防,侯 宝,许 明,王冠博,刘琪岳,刘 墨

(京能集团 北京京桥热电有限责任公司，北京 100067)

0 引言

近年，随着北京城市规模不断发展，冬季热负荷需求不断攀升。北京作为政治、文化、国际交往中心，对绿水蓝天的要求也更加严格。当前北京已基本完成供热的煤改气目标，大型燃气-蒸汽联合循环机组因有着清洁高效、供热负荷集中等特点，且处在城市核心热负荷区的独特区位优势，承担着城市供热的主要任务，供热季热负荷需求较高，也因此机组对电负荷要求也较大[1]。但是受华北电网供热季电网运行特点所限，电网调峰需求明显，全网整体用电负荷不高，因此无法保证机组高负荷运行，导致供热需求与电负荷需求形成矛盾。而且，随着清洁风电的消纳问题，更进一步压挤了火电机组的负荷空间，因此对供热机组热电解耦的要求，提出了更加严峻的挑战[2]。

目前国内外联合循环供热机组的供热改造技术方向，主要集中在凝、抽、背改造，低压切缸技术，低压转子光轴改造，高背压供热、大旁路技术等[3]。技术改造的主要方向都集中在联合循环中的汽机侧，而在燃机侧的相关技术改造因受国外设备厂商的限制，仍未涉及。因此，汽机背压方式供热，基本上已达到当前技术条件下的最大供热能力。

针对当前电网形势，北京各燃气电厂进入冬季供热期后，为保证城市供暖，具备条件的燃气机组基本上全部切至背压方式运行，此时机组供热比已达当前技术条件下的最大值，约为0.495左右。以一套SIEMENS 9F级二拖一联合循环机组为例，冬季二拖一背压方式下满负荷运行时，供热能力可达2 100 GJ/h，基本可满足供热要求[4]。但是，当机组处于部分负荷时，就无法满足热负荷需求，因此热力调度常需要启动效率较低、耗电率较高的尖峰燃气热水锅炉进行替代运行，并且启动时间较长，不能及时补充热量缺口，调节方式也不够灵活。

因此，针对北京目前的冬季供热形式，如何进一步提高背压工况下联合循环机组的供热比，提升热电解耦能力，便成了迫切的民生需求。并且这也是各联合循环热电机组提升自身技术能力、提质增效的关键挑战。

1 机组概况

北京某燃气-蒸汽联合循环电厂，配置一套SIEMENS 9F级二拖一多轴燃气-蒸汽联合循环机组。燃机为西门子9F(4)型；1台型号为LZC266-12.5/0.4/545/540供热蒸汽轮机；余热锅炉为无锡华光生产的三压、无补燃、带尾部烟气余热回收、一次再热、自然循环锅炉。

机组二拖一分轴布置，两台余热锅炉产生的高、中、低压主蒸汽采用母管制，汇汽至母管后进入汽轮机做功；若机组进行单台燃机启停调峰或单台燃机检修时，也可转换为一台燃机+汽轮机的一拖一方式运行。

汽轮机为双缸双排汽、高中压合缸、无调节级、一级再热、无回热、中压缸排汽设一级调整抽汽、带低压补汽。汽机转子配置一台3S离合器，纯凝和抽凝方式运行时，3S离合器啮合。供暖季热负荷较高时，可将3S离合器脱开切除低压转子，汽机转为高中压缸背压方式运行。中压缸排汽和低压补汽全部用进入热网系统进行供热[4]。

图1 二拖一机组原则性热力系统图

2 技术原理

2.1 HCO原理介绍

液压间隙优化系统(Hydranlic Clearance Optimization，缩写为HCO)是通过液压控制系统调整燃气轮机转子的轴向位置，降低燃气轮机因轴向间隙大造成的能量损失的装置。

燃机HCO切换至主推力面位置时，转子向压气机进气口方向移动，透平叶顶与气缸间隙减小，透平效率的增加；而压气机叶顶与气缸间隙增大，压气机效率降低。但是燃机透平增加的效率要大于压气机损失的效率，因此机组净效率升高[5]。

如图2 HCO原理图所示，由于燃气轮机设计的特点，压气机流道的锥度α1远小于燃气透平流道的锥度α2，当转子沿压气机进口方向轴向位移ΔX时，燃气透平的间隙减小量dy2远大于压气机的间隙增加量dy1，因此燃气透平增加的功率要大于压气机损失的功率，即

dy2=Δx·tan(α2)

(1)

dy1=Δx·tan(α1)

(2)

图2 HCO系统原理图

根据实际运行参数显示，SIEMENS F(4)型燃机在主推力面运行时燃机功率可提升约3～5 MW，效率提高0.3%[6]。

2.2 提升联合循环机组热电比原理介绍

2.2.1 指标分析

(1)联合循环机组供热比计算公式如下[7]

热电比=Q/(Q+S×36)

(3)

Q—供热量

S—发电量

(2)供热量计算公式如下

Q=Q1+Q2

(4)

Q1—烟气余热回收供热量

Q2—汽机排汽供热量

(3)机组总负荷P，计算公式如下

P=2×P1+P2

(5)

P1—燃机负荷

P2—汽机负荷

由公式(3)可以看出：相同电负荷前提下，供热比越高，供热量越大，供热能力越强。

由公式(4)总供热量受烟气余热回收供热量和汽机排汽供热量影响，汽机负荷占比越高，总供热量越大。

由公式(5)可看出，总负荷相同情况下，若提升联合循环机组中汽机负荷(P2)占比，须降低燃机负荷(P1)占比。

2.2.2 技术原理

HCO主、辅推力面切换前后T-S图，如图3。

图3 HCO主、辅推力面切换前后T-S图

机组冬季供热期处于背压工况运行时，将燃机HCO系统切换至辅推力面运行，会导致燃机透平运行效率降低；如T-S图所示，布雷登循环4点升至4＇点，燃机出力下降。同时，由于透平侧叶片顶部和气缸之间的间隙增大漏气量增加，使燃机排气温度升高，Q1烟气余热回收供热量增加，机组供热比增大。

机组接受电网负荷指令P相同情况下，为维持总负荷恒定，燃机需增加燃气流量弥补负荷损失，耗气量增加后进入余热锅炉的烟气量也随之增加，余热锅炉产汽量也将提升。如图3所示，朗肯循环7＇点升至7＇点汽机负荷P2占比增加。由于汽机处于背压工况运行，中压缸排汽热量完全被热网回收用于供热，蒸汽量提升必然也会使Q2汽机排汽供热量增加，机组供热比增大。

因此SIEMENS 9F级燃气-蒸汽联合循环机组背压方式运行时，通过将燃机HCO系统切至辅推力面运行，可增加机组供热比，提升机组热电解耦能力。

2.2.3 热力性能计算

(1)燃机HCO切至辅推面后，该型号燃机实际负荷损失约3 MW，共损失6 MW。联合循环机组中汽机占比约1/3[8]，因此汽机负荷升高约2 MW；机组二拖一背压工况下，实际热电比约为4.5，设定Q2汽机排汽供热量增量为Q＇2，计算公式为

Q＇2=2×供热比×3.6=32.4 GJ/h

(6)

(2)为维持总负荷不变，两台燃机切至辅推面后需各涨负荷2 MW。通过历史切换曲线可知，冬季燃机由主推面切至辅推面后，排气温度由560 ℃升至570 ℃，因锅炉排烟余热回收，因此排烟温度维持60 ℃恒定。设定辅推面Q1烟气余热回收供热量为Q＇1由热力学第二定律Q=C×M×▽T可知

Q＇1/Q=▽T＇/▽T=1.02

(7)

该厂满负荷时烟气回收供热量为260 GJ/h，因此Q1最大增量为

Q1max=(Q＇1/Q1-1)×260 GJ/h=5.2 GJ/h

(8)

联合循环机组负荷调节范围50%～100%，因此Q1增量约为2.6～5.2 GJ/h。

由计算结果可知，供热增量主要以Q2汽机排汽供热量增量为主，新增总供热量Q＇约为35～37.6 GJ/h。

3 试验验证

2020年02月22日02：00，机组负荷450 MW，二拖一背压负荷下限运行。将#1、#2燃机HCO系统切至辅推力面运行，切换前后机组运行参数如曲线图所示，详细参数见表1。

表1 HCO切换前后参数对照表

实验数据表明：

机组二拖一背压运行，HCO切至辅推面后燃机排气温度增加10 ℃，燃机、汽机负荷各增长2 MW，天然气耗气量增加约350 m3，供热量增加30 GJ/h与性能计算值基本接近。

经过折算，两台燃机HCO切至辅推面运行后，联合循环机组综合气耗降低0.001 5 Nm3/kWh，供热比提升0.005 3，热电解耦能力进一步增强。

图4 HCO主、辅推力面切换参数曲线图

4 取得的经济效益

机组二拖一背压运行，HCO切至辅推面后供热量增加30 GJ/h。按2019年供热季估算，机组利用小时不变，全年二拖一背压运行时间约1 350 h，每GJ盈利约60元，全年增加盈利为

盈利=60×30×1 350=243万元

6 结论

通过理论计算及现场试验验证，SIEMENS 9F级二拖一燃气-蒸汽联合循环机组背压方式运行时，将燃机HCO系统切至辅推力面运行，供热能力提升具体结论如下：

(1)全负荷区间可增加供热能力约30 GJ/h,供热比提升0.005，综合气耗降低0.001 5 Nm3/kWh。

(2)全年利用小时数不变的情况下可增加供热量约4万GJ，增加盈利约240万元。