增压级给水泵在M701F4 燃机TCA 冷却水系统的应用

莫俊武，樊爱兵

（1.江苏华电仪征热电有限公司，江苏 扬州，211400 2.华电江苏能源有限公司，江苏 南京，210028）

0 引言

作为一种热力学布雷顿循环，燃气轮机热效率随着燃烧温度的升高而提高，但过高的初温或导致热通道部件在超过其熔化温度下运行。借助热障涂层保护和冷却工质的冷却，保证热通道部件的工作温度低于熔化温度，使效率提高及热通道部件寿命延长成为现实。采用压气机抽气作为冷却工质是成熟的冷却方式，此功能的冷却空气被称为TCA（Turbine Cooling Air），通常冷却空气量占进气总量的20%～30%。为了获得高的整体冷却效率和低热效率损失，M701F4 燃机从压气机末级抽气引至冷却系统，通过水冷式TCA 冷却器冷却到230 ℃后对转子和透平动叶进行冷却。三菱/东方推荐的M701F4 燃机的TCA 冷却系统是标准配置，回收TCA 的部分能量，但TCA 水回路仍有优化空间。制造厂及电厂业主提出并分析了各种优化方案：（1）增大TCA 的换热面积/流量、降低TCA冷却水出口温度，从而降低高压泵出口压力[1－2]；（2）增加独立的TCA 泵[2]等。

本文提出了带有增压级给水泵的优化方案，增压级给水泵具有吐出口和增压级抽口，提供2种不同的出口压力，分别与HRSG 的高压省煤器、燃机的TCA 水侧进口相连通，经加热后输送到高压汽包中。增压级的扬程按TCA 的水回路需求压力设计，给水泵吐出口压力按HRSG 主回路给水压力要求而设计，解决了单一出口给水泵能耗及HRSG 高压省煤器设计压力高的问题，对进一步优化M701F4 燃机性能具有借鉴意义。

1 M701F4 燃机标准的TCA 冷却水系统

M701F4 燃机冷却转子和透平动叶的空气来自压气机排气，经水冷式冷却器冷却后为暴露在高温燃气通道内的动叶和透平转子轮盘提供热障。M701F4 燃机TCA 水侧的典型系统图见图1。

从图1 中可以看出，高压给水泵进口水源有两路：一路来自凝结水泵，另一路来自低压汽包，两路之间设有旁路阀，以便在需要时切换水源。来自低压汽包/凝结水泵的给水经高压给水泵升压后分两路加热送到高压汽包：一路在TCA 冷却器中与高温空气进行热交换，另一路在高压省煤器内与高温燃气进行热交换，随后两路混合输送到高压汽包。

M701F4 燃机标准的TCA 冷却水系统典型设计的特征是TCA 冷却器的冷却水与高压省煤器的进水采用同一台高压给水泵，且共用一个出口。

毋庸置疑，TCA 出口的冷却空气温度对安全运行至关重要。过高的冷却空气温度会导致过流部件未达到合适的冷却，或因温度过高致使寿命缩短甚至突发安全事故；过低的冷却空气温度则会影响燃气轮机的出力和效率，三菱分析表明，TCA 气侧温度每下降10～15 ℃，燃气轮机的出力将下降1%[2]；另一方面给水过高的升温将诱发TCA 冷却器水侧及其下游给水管内闪蒸，对冷却器和下游管道产生破坏。此外，给水在TCA 与高压省煤器温升应一致，保证混合后的出口水温接近高压汽包内蒸汽饱和温度。为了保证热通道部件合适的冷却、维持燃机高效运行，同时避免冷却器水侧及下游管线闪蒸，M701F4 对TCA 冷却器进出口水温、压力，出口气温的要求如下：

（1）燃机从点火到全速空载期间，TCA 冷却器气侧出口温度不大于100 ℃，相应TCA 冷却器的入口水温应小于60 ℃；

（2）TCA 冷却器气侧出口温度需保证230 ℃，以免燃机热通道部件受到损坏；

（3）TCA 冷却器水侧出口压力≥水侧出口温度+15 ℃对应的饱和压力[2]，以防TCA 冷却器水侧及其下游给水管内出现闪蒸汽蚀。

2 标准配置的不足之处

根据某燃机联合循环电厂的设计条件及运行模式，基于M701F4 燃机对TCA 冷却器水侧和气侧参数要求，计算得出的不同燃机负荷下TCA 对给水泵出口压力的要求见图2 中曲线3，主蒸汽对给水压力、给水流量随燃机负荷的变化需求也同时展示在图中，分别见曲线1、曲线2。

图2 TCA 水侧、给水压力随负荷的变化趋势

从图2 可以看出，随着负荷的降低，主回路给水流量、压力均下降，而TCA 冷却器对高压给水泵的出口压力要求在增加，约在50%负荷达到峰值16.3 MPa，在30%负荷有所降低[1]。

此种情况下，如TCA 冷却器的冷却水与高压省煤器的进水采用同一台高压给水泵，且单进单出，则存在以下不足：

（1）TCA 的温度关系到燃机热通道部件的安全运行，同时为防止TCA 冷却器水侧出口管道内发生闪蒸汽蚀，给水泵的运行压力必须优先满足TCA 冷却器水侧压力的需要，这导致给水泵扬程始终大于主蒸汽的需求值，致使能耗偏高，尤其是低负荷下能耗增大更为严重。

（2）由于给水泵扬程大于汽水回路的实际需求值，高压给水泵下游的高压省煤器、管路的设计压力均要提高，壁厚增加，无疑增加了投资。

（3）锅炉高压给水泵需定压运行以免TCA 冷却器水侧出口管道内发生汽蚀，无法使用变频泵。

3 增压级给水泵优化方案

为了解决单吸单出高压给水泵的扬程不能同时兼顾主回路给水、TCA 冷却水压力的需要，可采用单吸双出口的增压级的给水泵替代单吸单出的高压给水泵。

增压级给水泵是在末级叶轮之后增添一个大轮毂直径、低比转速叶轮，并加设增压级抽头，这样给水泵就具有主吐出口和增压级抽头，增压级抽头压力高于给水泵的吐出口压力。

增压级给水泵在M701F4 燃机TCA 冷却器冷却水系统应用中，给水泵的吐出口与HRSG 的高压省煤器相连接，增压级抽头与燃机的TCA 冷却器水侧进口相连接，同时，TCA 冷却水与高压省煤器出水相对独立，TCA 冷却器冷却水将直接回高压汽包，而不与高压省煤器来水混合后经液位控制阀进入高压汽包，两者分别进入高压汽包，见图3，这样就避免了TCA 冷却器冷却水流量控制阀FCV-2 与高压汽包液位控制阀LCV 之间相互干扰，此外，可在近高压汽包的TCA 冷却器冷却水管道上加装节流孔板，确保管道内的水不闪蒸汽化，为防止冷却水流对高压汽包水位测量的影响，冷却水接入口应放置在高压汽包的远离水位测量位置。由于TCA 冷却器冷却水和主回路给水独立进入高压汽包，可取消省煤器前的差压控制阀。TCA 冷却器液位高报警信号发出后，但水位继续上升，给水泵最小流量阀应开启。

图3 增压级给水泵在M701F4 燃机TCA 水侧的系统图

给水泵主吐出口的设计点：供热机组以冬季设计条件100%负荷下最大供热模式运行时的给水流量及主蒸汽压力为基点而确定；对于纯冷凝机组，按冬季设计条件下100%负荷时的给水流量及主蒸汽压力为基点而确定。

增压级叶轮水力设计点：出口压力按TCA 冷却器出口水温最大值+15 ℃所对应的饱和蒸汽压力，流量按此工况下所需的减温水流量+20%裕量。在上述示例电厂中，TCA 水侧需求冷却水压力的峰值为16.3 MPa，发生在50%燃机负荷附近。为了满足TCA 冷却器冷却水运行压力的要求，需将50%负荷的16.3 MPa 作为增压级的设计压力，此负荷下的流量作为增压级的设计流量，同时75%、100%负荷下的TCA 水侧压力和流量作为校核工况，即增压级的性能曲线应全程覆盖TCA 所需的减温水流量及其与压力见图4。

图4 增压级的性能

4 节能减排分析

根据章节3 所确定的设计原则，可将增压级给水泵与标准设计的单吸单出高压泵(兼用于TCA 冷却)所需的轴功率进行比较，75%负荷下的结果见表1。

通过表1 可以看出，采用增压级高压给水泵与单吸单出的高压给水泵相比，按年运行3 500 h计算，每年可节约厂用电51 万度，CO2减排205 t。

表1 TCA 冷却系统水侧参数汇总表

5 结论

将带有增压级给水泵应用于M701F4 联合循环电站的TCA 冷却水系统，可在标准配置增效减排的基础上，进一步发挥该机型的技术优势，提高其节能减排的水平。