超超临界二次再热机组优化设计

中国工程热物理学会工程热力学与能源利用
学术会议论文编号：121161超超临界二次再热机组优化设计
徐钢，周璐瑶，杨勇平*，刘彤，张锴
电站设备状态监测与控制教育部重点实验室，能源动力与机械工程学院，华北电力大学，北京，102206 Tel：(010)61772472Email：xgncepu@；yyp@
摘要：本文针对超超临界二次再热机组开展热力系统的优化设计研究。

论文对沿用传统8级回热抽汽系统、设置外置式蒸汽冷却器及增加回热级数等多种设计方案进行深入分析与优选，并给出主要优化措施的定量节能效果。

研究结果表明：对于超超临界二次再热机组，外置式蒸汽冷却器可明显降低抽汽过热度，增加回热级数则有助于回热系统内水侧焓升的合理分配，这两项优化措施均有利于提高机组效率；经优化后的二次再热机组可比相同初参数、沿用传统回热系统的机组发电效率提高1.56个百分点，机组发电煤耗大幅降低8.56g/kWh，节能效果显著。

关键词：二次再热；热力系统；外置式蒸汽冷却器；回热级数优化；节能效果
0前言
我国能源结构决定了以煤电为主的发电格局，而且在我国的煤炭消耗中，电煤的消耗量占到了煤炭总产量的一半以上，所以降低燃煤发电机组的能耗是我国火力发电面临的重要任务。

随着火电机组向大型化、高参数方向发展，超临界、超超临界发电技术进入快速发展阶段。

从近年来国际上超超临界机组参数发展看，机组的参数水平不断提高，目前主蒸汽压力和温度已达25MPa、630℃水平，正在向28-35MPa、700℃水平发展。

随着蒸汽参数的不断提高，采用二次再热对超超临界机组热力性能的进一步提升作用逐渐显现。

我国已将二次再热超临界机组确定为国家科技能源“十二五”规划重点研究开发项目[1]，因而针对二次再热机组的节能理论研究具有十分重要的理论和现实意义。

目前，国外采用二次再热的机组主要有德国曼海姆电厂，日本川越电厂，丹麦Nordjylland电厂；中国国电集团公司也拟建超超临界二次再热燃煤发电示范项目，实现我国火力发电制造技术的突破，为加快700℃超超临界机组的开发和实施奠定良好基础，满足“十二五”中后期电力供需平衡[2-5]。

而有关二次再热的研究主要有，严俊杰教授对二次再热机组热力系统进行热力学分析，建立二次再热机组热力系统的数学模型，对二次再热机组的热力系统进行热经济性分析；李建刚学者对二次再热机组循环吸热量进行数学建模研究[6-8]。

总体上看，目前关于二次再热的研究大多是基于相关示范机组的性能分析，或是针对某项专门技术（如外置式蒸汽冷却器）的研究；而针对超超临界二次再热机组热力系统的综合全面优化研究较少。

有鉴于此，本文借鉴国外二次再热机组热力系统的设计，针对典型1000MW超超临本文由国家重点基础研究发展计划(973)项目(2009CB219801)，国家自然科学基金(51025624)和国际合作项目
（2010DFA72760-609）资助
界机组开展二次再热的优化设计研究。

文章系统分析了二次再热机组沿用传统的8级抽汽回热方案时系统性能、研究外置式蒸汽冷却器的节能效果及优选方案，并在此基础上提出二次再热机组的10级回热加采用两级前置式外置蒸汽冷却器的优化设计方案，从而为我国超超临界二次再热机组的性能评估与优化设计提供理论基础与分析方法。

1二次再热机组热力系统的初步设计：沿用常规8级抽汽回热方案
1.1常规8级抽汽回热方案简介（参比机组）
目前国内已建成的超超临界机组均为一次中间再热机组，且绝大部分都采用了八级抽汽回热方案。

图1给出了一个典型的八级抽汽回热系统简图，即3级高压回热加热器，1级除氧器（其本身也相当于一级回热加热器），4级低压回热加热器。

图1典型1000MW一次再热超超临界机组热力系统图（参比机组）图1所示是我国某典型1000MW一次再热超超临界机组的简化系统图，该机组在本文中被作为参比机组。

该机组的锅炉为超超临界参数变压直流锅炉，汽轮机为N1000-26.25/600/600型超超临界、一次中间再热凝汽式汽轮机。

其主蒸汽初压为26.25MPa，再热蒸汽压力为5.555MPa，主蒸汽和再热蒸汽的温度均为600℃。

该机组回热系统具有8级非调整回热抽汽，其主要汽水参数如表1所示。

该机组发电效率为44.78%，发电煤耗为274.69g/kWh。

表1典型1000MW超超临界一次再热机组回热系统汽水参数（参比机组）
加热器抽汽压力
(MPa)抽汽温度
(℃)
饱和温度
(℃)
过热度
(℃)
给水焓升
(kJ/kg)
1#7.494402.4288.4106.4102.5 2# 5.555352.7268.784.0223.9 3# 2.364483.0219.4263.6128.7 4# 1.165381.0184.4196.6175.8 5#0.589289.0156.0133.0127.4 6#0.241192.4124.767.7169.8 7#0.06086.186.10.094.0 8#0.02564.863.6 1.2103.3
1.2基于8级回热抽汽的二次再热机组(方案1)
所谓二次再热，是指在一次再热的基础上，增加了二次中间再热，锅炉侧增加一级再热器，汽轮机侧增加一个中压缸；即汽轮机高压缸排汽经过一次中间再热后进入一级中压缸，一级中压缸排汽经过二次中间再热后进入二级中压缸，二级中压缸排汽进入低压缸，低压缸排汽进入凝汽器。

二次再热有望进一步提高机组发电效率，适合于蒸汽初参数特别是初压力比较高的超超临界机组。

本文在前文参比的百万千瓦超超临界机组基础上，沿用传统8级抽汽回热方案，通过微调部分流程参数，提出了一个基于8级回热抽汽的二次再热机组热力系统设计，这是本文提出的第一个二次再热机组热力系统方案，简称为方案1，如图2所示。

图2沿用传统8级抽汽回热的二次再热机组热力系统图（方案1）如图2所示，在典型1000MW超超临界一次再热机组的基础上，提高机组初参数，将主蒸汽压力从26.25MPa提高到30MPa，主蒸汽温度仍为600℃；机组回热系统仍然沿用一次再热机组回热系统特点，采用8级回热抽汽；借鉴国外二次再热机组的回热系统布置，采用2级高压加热器，1级除氧器，5级低压加热器的回热系统布置结构[9-10]。

在选择再热蒸汽参数时，参考在役机组以及前人研究经验，一次再热蒸汽压力取主蒸汽压力的0.3倍，二次再热压力取一次再热压力的0.3倍；鉴于二次中间再热机组的再热蒸汽温度的调节要比一次中间再热机组更加复杂，因此从安全角度考虑，再热蒸汽温度比主蒸汽温度应该有一定提高，并对二次中间再热机组锅炉的温度偏差控制留有适当裕量，本文将再热蒸汽温度定为610℃。

表2给出了方案1的回热系统主要汽水参数。

表2沿用传统8级抽汽回热的二次再热机组回热系统汽水参数（方案1）
加热器抽汽压力
(MPa)抽汽温度
(℃)
饱和温度
(℃)
过热度(℃)给水焓升
（kJ/kg)
1#9.900402.4308.094.4160.0 2# 6.176521.0277.5243.5240.0 3# 2.970430.0225.2204.8160.0
4# 1.217460.8188.6272.2135.0
5#0.641371.0161.5209.5130
6#0.311279.0134.7144.3160
7#0.093154.296.457.895
8#0.03371.571.20.3150
1.3性能分析与对比
基于通过详细的热力学分析计算，得到方案1和参比机组的发电效率及发电煤耗，如表3所示。

从表3数据看出，方案1与参比机组相比，机组发电效率提高1.78个百分点，发电煤耗降低10.52g/kWh，节能效果明显。

表3沿用传统8级抽汽回热的二次再热机组性能分析
参比机组方案1
机组热耗率（kJ/kg）7402.167118.60
发电效率（%）44.7846.56
发电效率提高（%）- 1.78
发电煤耗(g/kWh)274.69264.16
发电煤耗降低(g/kWh)-10.53
2二次再热机组热力系统中外置式蒸汽冷却器的设置与优化
众所周知，在现代大型火电机组中，回热系统的过热度偏高，由此带来较大的换热损失；而在二次再热机组中，由于采用了两次再热，各级回热器的过热度进一步提高，由此带来的换热损失也进一步增大。

从表2可见，大部分抽汽级的过热度均达到100℃以上；特别是2#和4#抽汽，其过热度可达243.5℃和272.2℃。

结合图2可以看出，2#和4#抽汽的抽汽口恰好分别位于一次再热和二次再热之后，由此导致第2级和第4级抽汽的过热度很大，相应的回热加热器的换热温差很大，换热效果差。

增设蒸汽冷却器是解决回热加热器中抽汽过热度大的问题的有效方法。

采用蒸汽冷却器是指为了利用回热抽汽的过热度，在抽汽进入回热加热器之前释放一部分热量，这样一方面既降低了抽汽过热度，使回热加热器火用损减小；另一方面又可提高进一步提高给水温度，提高机组的热经济性。

德国曼海姆电厂的二次再热机组就采用了设置两级外置式蒸汽冷却器的方式来降低相应的回热抽汽过热度。

[10]
2.1设置外置蒸汽冷却器的8级回热二次再热机组
图3给出了设置外置式蒸汽冷却器的8级回热二次再热机组热力系统图，其中两级外置式蒸汽冷却器分别设置在不同的位置，2#高压加热器的蒸汽冷却器设置在一号高压加热器之前，4#低压加热器的蒸汽冷却器设置在除氧器入口处。

这种前后分置的外置式蒸汽冷却器布置方式与德国曼海姆电厂的二次再热机组的回热系统结构布置是一致的。

图3采用两级外置式蒸汽冷却器前后布置的二次再热机组热力系统图（方案2）
2.2外置式蒸汽冷却器位置的优化
对前后分置外置式蒸汽冷却器的方案进一步分析可以发现：4#低压加热器的蒸汽冷却器布置在除氧器入口，其加热除氧器入口的凝结水可以减少第三级（除氧器）的抽汽量，但并不能直接提高给水温度。

注意到4#抽汽的蒸汽温度可达460℃，高出最终给水温度（308℃）约150℃，完全有可能直接向1#高压加热器出口的给水传热以提高给水温度，从而更好地利用这部分过热度。

有鉴于此，本文设计了二次再热机组外置式蒸汽冷却器的优化方案，根据能量“梯级利用”的原则，提出把两级蒸汽冷却器均设在前端，如图4所示布置方案，将4#蒸汽冷却器设置在2#蒸汽冷却器之前，用于进一步提高给水温度，提高蒸汽过热度的利用效率，进而提高机组发电效率，降低发电煤耗。

[9‐10]
图4采用两级外置式蒸汽冷却器前端布置的二次再热机组热力系统图（方案3）
2.3计算结果与分析
表4给出了不同外置式蒸汽冷却器布置方案的热力学性能比较结果。

从表4数据可以看出：（1）对于超超临界二次再热机组，将两级外置式蒸汽冷却器前后布置（方案2），
比不设外置式蒸汽冷却器（方案1）的热力性能进一步改善，发电效率提高0.62个百分点，发电煤耗降低3.43g/kWh。

（2）将两级外置式蒸汽冷却器均设在前端（方案3），与前后分置（方案2）相比，发电效率进一步提高0.26个百分点，发电煤耗进一步降低1.46 g/kWh，系统的热力学性能得到进一步改善。

提高机组初参数并且采用二次再热后，全厂发电效率比一次再热机组提高1.78个百分点，机组热耗率下降283.56kJ/kWh，发电煤耗降低10.53g/kWh；前后分置两级外置式蒸汽冷却器后，各项热经济性指标均有所提高，但幅度减小；将两级外置式蒸汽冷却器都设在一号高加之前，热经济指标进一步提高。

表4不同外置式蒸汽冷却器布置方案下二次再热机组性能比较
热经济指标参比机组方案1方案2方案3机组热耗率(kJ/kg)7402.167118.607029.896896.57发电效率(%)44.7846.5647.1847.44发电效率提高（%)- 1.78 2.4 2.66
发电煤耗(g/kWh)274.69264.16260.73259.27
发电煤耗降低
-10.5313.9615.42 (g/kWh)
3二次再热机组热力系统的进一步优化：采用10级回热抽汽方案
3.1采用10级回热抽汽的二次再热机组热力系统设计
由于二次再热机组有两次中间再热，紧邻一次再热和二次再热之后的抽汽口的回热抽汽过热度较大，换热火用损较大，。

从表2可以看出，在8级回热系统中，1#高压加热器比2#高压加热器给水焓升还小，但是2#高压加热器的抽汽来自一次再热之后第一个抽汽口，抽汽过热度过大，加热器火用损较大，换热效果差，应适当降低其给水焓升。

最末级加热器给水焓升达150(kJ/kg)，各级低压加热器偏离等焓升最佳分配原则较多。

[6-7]为了消除再热后抽汽过热度过高导致对回热系统经济性产生的不利影响，考虑采用设置外置式蒸汽冷却器的措施还应该考虑适当调整焓升分配。

而且经过计算分析发现，对于沿用8级回热抽汽的二次再热机组，各级低压加热器给水焓升偏离等焓升分配较多，为了实现回热系统的优化，本文提出了采用10级回热抽汽的布置方案[11-13]。

本文在给水温度、再热参数和除氧器压力均已经确定的情况下对回热系统给水焓升分配进行优化。

在二次再热机组的二级中压缸增设2级抽汽口，回热系统采用10级抽汽回热，即4级高压加热器，1个除氧器，5级低压加热器。

其中2#高压加热器和4#高压加热器分别来自于一次再热和二次再热之后的抽汽口，由于再热后蒸汽过热度过大，也采用设置外置式蒸汽冷却器的方式，降低抽汽过热度，减小换热火用损，提高换热效果，同时利用抽汽的过热度加热了给水，提高了给水温度，机组经济性提高。

基于上文的热力学分析，本文提出了二次再热机组的优化设计方案（方案4），即：采用10级回热抽汽设计、将两级外置式蒸汽冷却器都设置在1号高压加热器之前的优化布置方案，其热力系统图如图5所示。

根据热力发电厂中的理论，为了消除再热后抽汽过热度过高导致对回热系统经济性产生的不利影响，除采取增设蒸汽冷却器的措施以外，还应该适当调整回热系统焓升分
配，加大再热前抽汽口对应的那一级回热加热器的给水焓升，可以取再热后第一级抽汽所对应回热加热器给水焓升的1.3~2.0倍甚至更大，通常取1.5~1.8倍。

本文取2#高压加热器的给水焓升为160kJ/kg，1#高压加热器的给水焓升取其1.5倍，即240kJ/kg。

4#高压加热器的给水焓升取100kJ/kg，3#高压加热器的给水焓升取其1.3倍，即130kJ/kg。

本文中除氧器与各级低压加热器的给水焓升分配为等焓升分配，为100kJ/kg，与原来的8级回热系统相比，机组经济性提高明显。

图5采用10级回热、两级外置式蒸汽冷却器前端布置的二次再热机组热力系统图经过热力学分析计算，得到10级抽汽回热系统的主要汽水参数，如表5所示。

表5优化设计方案的回热系统汽水参数（方案4）
加热器抽汽压力
(MPa)抽汽温度
(℃)
饱和温度
(℃)
过热度
(℃)
给水焓升
(kJ/kg)
1#9.900404.7308.096.7240.0
2# 4.694502.7260.0242.7160.0
3# 2.970426.4224.8201.6130.0
4# 1.404528.0195.2332.8100.0
5#0.913390.0176.0214.0100.0
6#0.554366.0155.8210.2100.0
7#0.305290132.4157.6100.0
8#0.125199.085.1113.9100.0
9#0.05812685.140.9100.0
10#0.01962.258.4 3.8100.0
3.2优化结果与分析
比较表5和表2，各级加热器给水焓升比较结果如表6所示。

本文中方案4的10级回热系统中除氧器与各级低压加热器的给水焓分配为等焓升分配，为100kJ/kg，机组经济性更好。

经过对该新型10级回热二次再热机组热力系统进行热力学分析计算，与原
来的8级回热系统相比，机组发电效率提高，机组热耗率及发电煤耗下降效果较为明显。

表6不用级数系统中各级加热器焓升(kJ/kg)
新型10级回热二次再热机组热力系统与8级回热二次再热机组热力系统的热力学计算分析比较结果如表7所示。

从表7可以看出，方案4与方案3相比较，机组热耗下降99.5kJ/kWh ，发电效率提高0.68%，发电煤耗降低3.67g/kWh ，节能效果显著。

表7不同回热级数方案的节能效果比较
热经济指标参比机组方案3(8级抽汽)
方案4(10级抽汽)
机组热耗率(kJ/kWh)7402.166986.66887.1热耗率降低(kJ/kWh)
-415.56515.06发电效率(%)44.7847.4448.12发电效率提高(%)- 2.66 3.34发电煤耗(g/kWh)274.69259.27255.60发电煤耗降低(g/kWh)
-
15.42
19.09
4进一步讨论
4.1各方案热力性能的比较
根据上文的分析讨论，4种方案与参比机组相比，经济性都有提高，其中方案1与参比机组相比，机组效率提高，方案2、方案3和方案4与方案2相比均又有提高，但提高幅度在变小。

参比机组与本文所提各种方案的发电效率和发电煤耗比较的示意图分别如图
6(a)和图6(b)所示。

(a)
(b)
图6各方案下发电效率和发电煤耗对比
1#
2#3#4#5#6#7#8#9#10#方案316024016013513016095150--方案4
240
160
130
100
100
100
100
100
100
100
由图6可以看出：与参比机组相比，回热系统设计不变，单纯提高初压力、采用二次再热（方案1）时，会使机组效率提高1.78个百分点，（发电煤耗率降低10.53g/kWh），节能效果还是比较显著的；但进一步采用前后布置和前端布置的外置式蒸汽冷却器（方案2和3）后，发电煤耗率可进一步降低3.43g/kWh和1.46g/kWh，反映出外置式蒸汽冷却器的引入可以降低发电煤耗，进一步提高系统性能；而在方案3的基础上通过增加回热级数到10级并进行相应的热力系统参数优化（方案4）后，机组发电煤耗可进一步下降3.67g/kWh。

另外，从；图中可以看出对热力系统进行优化后的二次再热机组（方案4）比直接沿用传统回热设计的二次再热机组（方案1）的发电煤耗进一步下降了8.56g/kWh，发电效率上升了1.56个百分点。

这表明，对二次再热机组的热力系统进行综合全面的优化设计，对于提高机组整体效率效果明显；而同时这种优化并不需要对材料、设备性能做大幅改进，仅是通过合理的优化集成措施即可实现，因而具有很高的可实现性与技术经济性。

4.2设置外置式蒸汽冷却器的讨论
从第2章的分析可以看出：对于超超临界二次再热机组，将两级外置式蒸汽冷却器前后布置（方案2），比不设外置式蒸汽冷却器（方案1）的热力性能得到改善，发电效率提高0.62个百分点，发电煤耗降低3.43g/kWh。

而将两级外置式蒸汽冷却器均设在前端（方案3），与前后分置（方案2）相比，发电效率则进一步提高0.26个百分点，发电煤耗进一步降低1.46g/kWh，系统的热力学性能得到进一步改善。

表8给出了不设置蒸汽冷却器（方案1）、两级蒸汽冷却器前后分置（方案2）与两级蒸汽冷却器均设在前端（方案3）时回热系统各级回热加热器的火用分析结果，从表中结果可以看出：（1）通过蒸汽冷却器的设置，2#、4#回热加热器的火用损降低较多，其原因是2#抽汽和4#抽汽的过热度较高，设置两级外置式蒸汽冷却器后，进入回热加热器的抽汽温度降低，换热温差变小，换热效果提高，因此换热火用损减小；各级回热加热器火用损基本呈下降趋势，回热系统的总火用损降低7250kW，降低约14%。

（2）将4#抽汽的蒸汽冷却器布置在最前端时，回热系统火用损又降低4805，降低约10%，而且进一步提高了给水温度，从而该种布置可继续提高机组发电效率，降低发电煤耗。

表8不同外置式蒸汽冷却器设置方案的各级加热器火用损（kJ/s）
加热器1#2#3#4#5#6#7#8#总和方案122879978946511325512640853076286448206方案22046725392159343368742472909211940956方案32269519170338775482740212168186736151 4.3增加回热级数的讨论
根据第三章分析可知，采用10级回热抽汽更易于实现回热系统除氧器及各级低压加热器的等焓升分配，从而实现回热系统的优化。

表7给出了采用8级回热抽汽（方案
3）与采用10级回热抽汽（方案4）的二次再热机组热力性能比较结果，从其中可以看出，采用10级回热抽汽的方案比采用8级回热抽汽的方案发电效率提高0.68个百分点，发电煤耗降低3.38g/kWh。

图7则给出了采用10级回热抽汽和采用8级回热抽汽方案时回热系统各级加热器的火用损比较结果，可以看出：（1）10级回热抽汽系统相比于8级回热抽汽系统，1#回热加热器火用损有所增加，9#、10#回热加热器是额外增加的，但是2#-6#回热加热器的火用损明显下降，最终回热系统总火用损仍然可降低9020kW,下降了约25%[14-16]；（2）采用10级回热抽汽时，回热系统各级加热器的火用损分布比较均匀，特别是第一级以外的各级加热器，因为采用10级回热抽汽时各级焓升分配更加接近等焓升，回热系统换热效果更好，因此换热火用损降低，进而提高机组效率，降低发电煤耗。

图7采用10级抽汽优化回热方案与采用8级抽汽回热方案的火用损对比
5结论
本文针对大型超超临界机组热力系统进一步节能降耗的需求，基于能的梯级利用原理，在目前国内典型百万千瓦超超临界发电机组热力系统基础上，系统研究了二次再热对超超临界机组性能的改进效果；探讨二次再热机组回热系统中如何进一步降低过热度、提升系统性能；对比分析了增加回热级数对二次再热机组热力系统的影响。

研究结果表明：
（1）二次再热的引入，对超超临界机组进一步提高性能效果显著，主要原因在于采用二次再热后，热力循环的吸热平均温度升高，循环热效率增大，因此机组效率随之提高。

本文案例分析结果表明，采用二次再热后，系统效率可大幅提升1.78个百分点，发电煤耗下降10.53g/kWh。

（2）二次再热机组中，由于采用了两次再热，回热系统的过热度偏高。

为降低再热后回热抽汽的过热度，采用外置式蒸汽冷却器，过热蒸汽先释放一部分热量来加热给水，过热度降低的抽汽进入回热加热器，换热温差减小，换热效果更好，将取得显著的节能效果。

案例研究表明：采用两级外置式蒸汽冷却器均设在前端的布置方案，与前后分置外置式蒸汽冷却器的方案相比，节能效果更明显。

（3）二次再热机组由于初压力更高，系统更复杂，其回热系统如沿用传统的8级回热抽汽，给水焓升分配不合理导致回热加热器换热火用损大，而本文所提出的10级回热抽
汽系统，则重新分配了各级给水焓升，换热火用损降低，节能效果显著。

（4）总体上，采用二次再热、但沿用传统8级回热抽汽的二次再热机组，可比一次再热机组发电效率提高1.78个百分点；而对二次再热系统的热力系统进行全面优化后，其机组发电效率又比沿用传统8级抽汽的二次再热机组进一步提高1.56个百分点，系统优化的节能效果几乎与前者相当，而这种系统优化并不需要提高部件性能、采用新型材料，更易实现，由此可见对于二次再热机组热力系统优化的重要性与有效性。

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