Optimization of Regenerative Stage Numbers for 1 000 MW Wet Cooling Units

目前，国内已投运1 000 MW超超临界湿冷机组汽轮机回热系统大部分采用了8级回热抽汽；而空冷机组基本上都采用了7级回热抽汽。为了更大限度地获得热耗率的改善，回热焓升分配和给水回热级数的优化一直是目前国内研究的重点^[3-7]。下文将针对三大汽轮机厂的1 000 MW一次再热机组分别采用9级、10级回热的可行性做论述。

汽轮机回热系统设计中，给水焓升的确定方法通常是应用等焓升(等温升)法^[8]。根据哈汽厂的1 000 MW超超临界机组8级回热系统的典型热平衡图，得到加热器水侧温升值见表1：

从表1可以看出，高压加热器侧与除氧器、低压加热器侧水侧温升基本符合等温升，且高加侧的温升值稍大，这是由对应的抽汽过热度较大所引起^[3,9-11]。因此，可考虑适当减小各级给水温升值，在中压缸新增一级抽汽去往除氧器，原中压缸排汽去往新增的加热器，则高、低加水侧的温升将更接近等温升分配，且增加的抽汽在低加侧，则# 1高加出口的给水温度变化较小，锅炉效率不会受影响。此方案下的9级抽汽回热系统加热器水侧的温升见表2。

从表2可以看出，增加一级低压加热器后的等温升分配完全可实现。根据哈汽厂热平衡图计算，9级回热比8级回热汽机热耗率降低约22 kJ/kW·h。若考虑增加至10级回热，在最高给水温度不变的前提下，则给水温升值太小，经汽机厂计算，只能再降低热耗率几千焦/千瓦时，不具有经济性。

现以哈汽机型为例，从汽机本体结构上分析采用9级或10级回热抽汽的可行性。哈汽厂中压缸模块见图2，由图可知，中压缸通流采用了正反向布置的12级反动式压力级，考虑现有中压缸模块长度及进汽口、排汽口、抽汽口大小及分布，中压缸底部采用3级对称抽汽口可实现，若想再增加一级抽汽口，现有模块将无法满足，会增加汽缸设计以及抽汽管道布置的困难。低压缸(图3)采用了2×5级的通流级数，且抽汽口对称分布，目前已有4级抽汽，已无法再增加开口。而高压缸蒸汽参数较高，不考虑在高压侧再增加抽汽开口。

Figure 2.  IP Cylinder Module from Harbin Turbine Co., Ltd.

Figure 3.  LP Cylinder Module from Harbin Turbine Co., Ltd.

综上所述，按照目前哈汽厂机型，一次再热采用9级回热方案可行，且具有经济性，10级回热方案较难实施，且不经济，经济性比较详见第3节论述。

经咨询与分析，东汽厂与上汽厂机型的最佳回热级数也为9级。若要增加至10级回热，从汽轮机本体结构分析，目前的高压缸已无法再增加开口；中压缸上部有排汽管，下部已有3个抽汽开口，按目前的机型很难再增加开口；低压缸4级抽口也已饱和，所以，从汽缸上已很难再布置10级抽汽位置。

若考虑加大中压缸，重新分配各缸通流，则有可能在中压缸上再增加一级抽口，但中压缸增大了，汽轮机长度很加长，跨距拉大，势必引起设备造价的增加，且汽机模块须重新设计。而从经济性角度分析，从9级回热增加至10级的热耗率收益在10 kJ/kW·h以内，收益不大。

对于增加一级高加的9级回热方案，由于给水温度将提高至少20 ℃，在整体布置方案不变的情况下，排烟温度会升高，锅炉效率有所下降，详见第2.3节描述。而且，增加一级高压加热器以及相应的给水管道，其造价比增加一级低加增加较多。且更多地利用低压抽汽做功，对于相同功率的机组，凝汽流量小，冷源损失小，循环热效率更高^[1]。因此，不推荐采用增加一级高加的9级回热方案。

综上，针对国内三大主机厂汽轮机机型，推荐采用增加一级低加的9级回热方案，且现阶段国内正在新建的1 000 MW等级湿冷机组已普遍采用此方案。若考虑在中压缸上再增加一级抽汽口，10级回热方案仍具有可行性。

下文将针对二次再热机组分别采用9级，10级，11级回热做一个简单的比选。经过分析与咨询，得到回热级数的变化与热耗率减少的关系如表3。

从表3可以看出，从9级回热到10级回热，热耗率降低较多，收益较大，而从10级增加到11级，则收益有所减小。考虑若回热级数过多，汽机本体开孔也增多，抽汽管道布置困难；同时加热器也相应增加，使得抽汽、疏水系统更加复杂，主厂房尺寸也会增加，增大了初投资。

虽各汽轮机厂设计的1 000 MW二次再热湿冷机组的抽汽参数不同，汽机本体级数不同，各级抽汽口位置略有不同，但各厂均推荐了10级回热方案，具体如下。

上海汽轮机厂推荐采用4级高加、5级低加、1级除氧，共10级回热的热力系统，经济性大幅度提高，热耗率降低幅度较常规一次再热系统达到了240～260 kJ/kW·h(3.3%～3.6%)。二次再热由于超高压缸参数较高，超高压缸缸体不适合开口且无法提供合适的抽汽参数，所以最高一级的抽汽即为超高压缸排汽，按上汽的五缸四排汽型式的高、中压缸缸体上也已经有6级抽汽，抽汽口及温升值均趋于饱和，因此，不推荐再提高回热级数。

东方汽轮机厂目前采用了4高5低1除氧的10级回热系统。若再增加一级回热，则需在高压缸增加一级抽口，这样将导致高压侧的抽汽参数过高，不利于汽机本体设计和制造，且同时增加的加热器以及抽汽、疏水系统，使主厂房布置也更加困难。因此暂不推荐采用11级回热抽汽方案。

哈尔滨汽轮机厂的二次再热汽轮机为五缸四排汽结构，推荐的回热系统级数也为10级，即4级高加、5级低加和1级除氧。

综合比较投入与收益以及设备本体的结构等可以得出，对于现阶段的1 000 MW二次再热湿冷机组，回热级数宜设置为10级。

给水温度的确定需要全面考虑以下因素：

(1)当回热级数一定时，给水温度提高，锅炉内平均吸热温度上升，平均换热温差下降，则由温差带来的火用损下降。

(2)当回热级数一定时，给水温度提高，每台加热器的换热温差将上升，加热器火用损增加。

(3)给水温度的提高，使排烟温度升高，锅炉效率降低，或需增大锅炉尾部受热面，使锅炉投资增加。

(4)经济上最有利的给水温度还需考虑汽轮机、锅炉以及相关辅助设备和系统等的初投资、折旧费以及运行费用的影响。

最佳给水温度就是上述的收益与增加的投资达到最佳值，一般给水温度大约为蒸汽初压下饱和水温的65%～75%。从已投运的超超临界机组的给水温度来看，省煤器进口的给水温度都不超过305 ℃。

目前超超临界机组一次再热机组的水冷壁管材质大都采用成熟的15CrMoG或15CrMoG加12Cr1MoVG。当给水参数提高时，锅炉厂通常会采用增大管道壁厚的方式，以保证水冷壁材料不发生改变。按目前的超超临界机组的给水温度来看，水冷壁材质还有约30 ℃的裕量，基本不会跳档。若给水参数超过了15CrMoG能承受的最高工作温度及壁厚极限，水冷壁材质将改用12Cr1MoV，两者价格相当，所以即使水冷壁材质升档，水冷壁成本增加不大，可以不计。但由于对其他受热面的影响，锅炉整体投资将有所增加。

但给水温度的提高，对锅炉水冷壁安全性方面会带来一定影响。在锅炉正常运行时，由于给水温度的提升，省煤器出口工质温度也会有一定升高，正常运行工况下锅炉炉膛水冷壁是安全的。但是，在RB(辅机故障减负荷)工况发生时，由于工质侧压力急剧下降，在水冷壁入口处的水由于压力下降会出现汽化现象，导致水冷壁工质分配不均而影响炉膛水冷壁的安全性。因此，常规超临界锅炉要求水冷壁入口工质处于“欠焓”状态。在省煤器出口压力一定时，因给水温度越高，省煤器出口给水焓值越高，若RB工况时降低的压力太低，则省煤器出口对应的饱和水焓过低，不能保证水冷壁入口给水的欠焓值时，将会影响到锅炉水冷壁的安全性。因此，当给水温度提高时，需关注RB等非正常工况以及负荷大范围变化时，炉膛水冷壁的安全性问题。

对于二次再热机组，省煤器进口给水参数较常规一次再热增加较多，而由于二次再热炉膛也较大，导致水冷壁出口温度升高，为提高安全裕度，材质需要升档。锅炉厂对水冷壁膜式壁材质选用的各种方案还在论证中。

二次再热回热级数由10级增加到11级，热耗率最多只能再降低不到10 kJ/kW·h，但汽机本体设计和主厂房的布置的困难相应增加，设备初投资增加较多，因此，采用11级回热不具有经济性。下文将针对1 000 MW一次再热湿冷机组采用9级回热和常规8级回热进行经济性比较。

参考《火电工程限额设计参考造价指标》(2013年水平)中1 000 MW机组的设备价格以及装置性材料实际综合价格，9级回热的低压加热器(五级，卧式，含阀门)价格约为1 500万元，8级为1 200万元；9级回热抽汽管道较8级新增约20 t，单价按2.75万元/t计，加热器疏水排汽管道新增约5 t，单价按2.09万元/t计。9级回热汽轮机本体增加了抽汽口，若计入抽汽逆止阀及疏水阀，汽轮机价格增加约100万元。两种回热抽汽方案的经济性比较见表4。

由上表可知，两台机组的9级回热方案初投资比8级回热高930.9万元，但年节省燃煤费用约762.8万元，按20年收益折现，则9级回热较8级回热在两台机组全寿命期内的运行收益约为8 372.3万元，综合收益约为7 441.4万元，具有经济性。

按上述推荐的回热级数，1 000 MW一次再热和二次再热湿冷机组的技术和经济性指标比较如表5(单台机组)：

从上表可以看出，单台机组二次再热较一次再热初投资增加约2.86亿元，每年节省的燃煤费用约0.32亿元。静态投资回收期小于9年，动态投资回收期小于16年。

回热级数的合理选择决定了机组和全厂的热经济性，对实现降低煤耗、节能环保意义重大。本文通过论证和分析比较，得出了现阶段1 000 MW等级一次再热和二次再热湿冷机组的最佳回热级数分别为9级和10级。