第16卷 第1期2003年3月
Ξ
《燃 气 轮 机 技 术》GASTURBINETECHNOLOGYVol116 No.1Mar.,2003
论设计余热锅炉时必须考虑的若干问题
焦树建
(清华大学,北京 100084)
摘 要:在文献[1]、[2]、[3]、[4]和[5]的基础上,比较了单压、双压和三压余热锅炉特性的差异,进而总结了在设计这些余热锅炉时必须着重考虑的若干问题。关 键 词:联合循环;燃气轮机;设计;余热锅炉
中图分类号:TK47314+4 文献标识码:B -2003)-1 概 述
[]][],系统
()和三压(有再热和无再热)tA2和当量效率ηh的计算方法,探讨了各种因素对它们的影响规律,并
η提出了应根据ηh×st(汽轮机循环的有效效率)乘
积为最大,也就是使汽轮机的有效功率Pst为最大的原则,来优化选择余热锅炉的主蒸汽、中压蒸汽以及低压二次蒸汽的参数。在此基础上本文进一步比较分析了这几种余热锅炉特性的差异,进而总结了在设计这些余热锅炉时,必须着重考虑的若干问题,期望能对工程设计工作有参考作用。
2 几种余热锅炉特性的比较
图1中给出了Siemens公司设计计算的以一台V8412燃气轮机组成的联合循环中,五种蒸汽循环过程的参数以及整台机组的性能指标[6]。该组合方案也正是作者在文献
[1]、[2]、[3]、[4]和[5]中,对单压、双压(有再热和无再热)和三压(有再热和无再热)余热锅炉的tA2和ηh进行计算,并对蒸汽循环系统的蒸汽参数进行优化选择的模拟对象,只是把汽轮机的背压由图1所示的815kPa降为810kPa而已。优化所得的蒸汽参数则与图1所示者基本相同。
在文献[7]中作者曾对图1所示示例进行过核算,获得这五种联合循环的性能数据,如表1所示。
由表1所示数据可知:
(1)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机
图1 以一台V8412燃气轮机组成的联合循环中,五种蒸汽循环过程的
参数以及机组的性能指标(6)
已经选定后,随着余热锅炉由单压蒸汽系统向双压蒸汽系统和三压蒸汽系统发展时,联合循环的发电
Ξ收稿日期:2002211204
34燃气轮机技术第16卷
G
效率ηCC将不断地增高。其原因是由于蒸汽系统中ηηst的乘积在不断地增大,特别是当余热锅炉由单h
压蒸汽系统改为双压无再热的蒸汽系统以及由双压再热式(或三压无再热式)蒸汽系统改为三压再热式
G
蒸汽系统时,η但是由双压再CC的增大幅度比较大。
热式蒸汽系统改为三压无再热的蒸汽系统时,联合
序号
G
循环的ηCC和ΣP=Pgt+Pst都变化得很小,甚至并无增大的趋势。由双压无再热的蒸汽系统改为双压
G
再热式蒸汽系统时,ηCC的增大幅度也不是很大的,因而目前工程上用得最多的余热锅炉型式是双压无再热的以及三压有再热的蒸汽系统。
表1 五种联合循环性能参数的核算结果
性能参数的核算结果
由V8412燃气轮机组成的单压余热锅炉型联合循环
主蒸汽参数:613MPa/510℃
燃气轮机净功率Pgt=100000kW;汽轮机净功率Pst=50000kW;机组的总净功率ΣP=150000kW;Pst/Pgt=01;机组的发电
G
12466效率ηCC=01483;燃气轮机净效率ηgt=013220;汽轮机净效率ηst=013300;ηh=01由V8412燃气轮机组成的双压无再热式余热锅炉型联合循环
主蒸汽参数:8138MPa/510℃/0172MPa/204℃;
燃气轮机净功率Pgt=99000kW;汽轮机净功率Pst=;=;Pst/Pgt=015657;机组的发电效
G
ηst=012755率ηCC=0150;燃气轮机净效率gt0ηst01;ηh=017846;ηh由1//2MPa/510℃/0172MPa/232℃;
gt=98500kW;汽轮机净功率Pst=58500kW;机组的总净功率ΣP=157000kW;Pst/Pgt=015939;机组的发电效
G
ηst=012866率ηCC=01506;燃气轮机净效率ηgt=013175;汽轮机净效率ηst=013567;余热锅炉当量效率ηh=018033;ηh由V8412燃气轮机组成的三压无再热余热锅炉型联合循环
主蒸汽参数:1118MPa/510℃/2172MPa/299℃/0172MPa/204℃;
燃气轮机净功率Pgt=98500kW;汽轮机净功率Pst=58500kW;机组的总净功率ΣP=157000kW;Pst/Pgt=015939;机组的发电效
G
ηst=012866率ηCC=01506;燃气轮机净效率ηgt=013175;汽轮机净效率ηst=013567;余热锅炉当量效率ηh=018033;ηh由V8412燃气轮机组成的三压再热式余热锅炉型联合循环
主蒸汽参数:1215MPa/510℃/2186MPa/510℃/0172MPa/232℃;
燃气轮机净功率Pgt=98000kW;汽轮机净功率Pst=61000kW;机组的总净功率ΣP=159000kW;Pst/Pgt=016224;机组的发电效
G
ηst=012986率ηCC=01513;燃气轮机净效率ηgt=013162;汽轮机净效率ηst=013591;余热锅炉当量效率ηh=018315;ηh
1
2
3
4
5
(2)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机已
经选定后,随着余热锅炉由单压向双压和三压蒸汽系统发展时,机组的ΣP=Pgt+Pst会略有增大的趋势,但是增大幅度并不会很大,这是由于在采用再热系统后,再热蒸汽系统的压力损失比较大的缘故。然而当余热锅炉由单压改为双压系统时(无论是有再热或无再热者),ΣP的增加幅度相对来说会略微大一些,其主要原因是由于余热锅炉的ηh增量较大,致使蒸汽流量增幅较大的缘故。当然,那时燃气轮机的净功率Pgt略有下降的趋势,而汽轮机的净功率则有增大一定程度的趋势。
(3)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机已经选定后,随着余热锅炉由单压向双压和三压蒸汽系统发展时,燃气轮机循环的净效率ηgt是略有下降的趋势,这是由于流经余热锅炉的燃气阻力有所增大的缘故,但是汽轮机循环的有效效率ηst却有增大相当幅度的趋势,这是由于蒸汽参数的提高,特别是
在采用再热循环时,循环的平均初温有所增高,而且蒸汽乏汽的温度有明显减小,致使汽轮机的内效率和循环有效率ηst能够同步增高的缘故。
(4)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机已经选定后,随着余热锅炉由单压向双压和三压蒸汽系统发展时,余热锅炉的当量效率ηh总起来说是逐渐增高的,这是由于在采用双压和三压蒸汽系统后,余热锅炉的排气温度tA2都会有相当幅度下降的趋势,特别是由单压系统改为双压系统时,tA2的降低程度更加明显。但是,当采用双压或三压的再热蒸汽系统时,ηh值却有两种变化趋势。倘若在双压(或三压)无再热的以及有再热的蒸汽系统中,各种影响因素〔如燃气初温t4、主蒸汽温度tOH、中压蒸汽参数(pSM、tOM)、低压二次蒸汽参数(pSL、tOL)、节
δδΔtaM、ΔtaL)点温差(δH、接近点温差(ΔtaH、M、L)、以及凝汽器背压〕彼此均取得相同,那么,当改用再
热蒸汽系统时,由于tA2是增高的,致使相对于无再
第1期焦树建:论设计余热锅炉时必须考虑的若干问题
η表2 各种因素对单压余热锅炉tA2、h和
Gs的影响规律
影响因素
ps↑tso↑
节点温差δ↑接近点温差Δta↑凝汽器背压pk↑燃气轮机排气温度t↑
tA2
[1]
35
热的蒸汽系统而言,ηh是下降的,但是由于采用再
ηst的乘积和热蒸汽系统后,η因而ηst将增大较多。h
G
ηCC仍然会有一定程度的增加,在文献[2]和[3]的计
ηh↓
↓↓↓↓↑
Gs
算实例中显示了这种情况。另一种情况是:当改用再热蒸汽系统时,我们可以用进一步降低节点温差和接近点温差的方法,使tA2趋于下降,致使ηh反而略有增升的趋势,如表1的数据所示。这种方法可
G
以使ηhηst和ηCC乃至Pst增高得较多。
(5)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机已经选定时,余热锅炉主蒸汽和再热蒸汽的温度可以根据燃气轮机的排气温度(即进入余热锅炉的燃气温度)t4来选择。通常,它们应比t4低25～40℃。而主蒸汽的压力psh、中压蒸汽的参数(pSM、pOM)以及低压二次蒸汽的参数(pSL、tOL)ηηst的乘积为最大,sth优化选择压力ps力pSH;双压再热式余热锅炉中主蒸汽的压力pSH更有所提高;三压无再热余热锅炉中主蒸汽的压力pSH要比双压无再热余热锅炉者高,但比双压再热式余热锅炉者略低。三压再热式余热锅炉中主蒸汽的压力pSH则要比三压无再热余热锅炉者略高,但与双压再热式余热锅炉者相同水平。双压和三压余热锅炉(无论是再热式或非再热式的)中低压二次蒸汽压力pSL均可以选取同一个水平,但再热式余热锅炉中低压二次蒸汽温度tOL则应比非再热式余热锅炉者略高一些。双压再热式余热锅炉中再热蒸汽的压力可以与三压再热式余热锅炉中中压蒸汽的压力相当,但它们都将比三压无再热余热锅炉中中压蒸汽的压力略微高一些。
计算表明:在优化选择主蒸汽压力、中蒸汽压力以及低压二次蒸汽压力时,倘若能改善汽轮机通流部分的设计性能以提高其内效率,那么,与ηhηst乘积为最大的优化点相对应的这些压力值,都有向高压侧发展的趋势。
计算表明:在优化选择低压二次蒸汽的压力pSL
和温度tOL时,必须注意:主蒸汽流在汽缸内膨胀到该二次低压pSL状态时的温度不能比tOL低50℃,否则会不利于汽轮机的结构设计。
表2、表3、表4和表5中分别给出了各种因素对单压余热锅炉、双压无再热余热锅炉、双压再热式余热锅炉、三压无再热余热锅炉的排气温度tA2、当量效率ηh以及各股蒸汽流量的影响规律。
↑
↑↑↑↑↓↓↓↓↓不变↑
表3 各种因素对双压无再热的余热锅炉的
[2]
ηtA2、h和Gs的影响规律
影响因素ptOH↑pSL↑OL↑δH↑低压端节点温差δL↑高压端接近点温差ΔtaH低压端接近点温差ΔtaL凝汽器背压pk↑燃气轮机排气温度t↑
tA2
ηh↓↓↑↓↑↓↓↑
高压蒸汽总蒸汽流量GGSLGS=GSH+GSL不变不变↓不变↓不变不变↑
↑↓↓↑↓↑↓不变↓
↑↓↓↓↑↓↑↓不变↑
↑↑↓↑↓↑↑↓
表4 各种因素对双压再热式余热锅炉的
[3]
ηtA2、h和Gs的影响规律
影响因素
pSH↑tOH↑pSL↑tOL↑
tA2
ηh
高压蒸汽低压蒸汽总蒸汽流量
流量GSH流量GSLGS=GSH+GSL↓↓不变不变↑↓↓不变↓不变不变↑
↑↑↓↓↓↑↑↓↑↓不变↓
基本不变
↓↓↓↑↓↑↓↑↓不变↑
再热蒸汽压力再热蒸汽温度
δH↑δL↑ΔtaH↑ΔtaL↑pk↑t4↑
略有减小略有增大↑↓↑↓↑↓
pro↑↓↑tro↑↑↓
↓↑↑↓↓↑↑↓↑↓↓↑
由表2～表5可以发现:影响余热锅炉排气温
度tA2的因素有三大类,即:①进入余热锅炉的燃气温度t4;②节点温差δ和接近点温度Δta;③蒸汽的参数pSH、tOH、pSM、tOM、pro、tro、pSL、tOL、pK。通过以上计算得知:
(1)不论余热锅炉的蒸汽系统是什么类型(单压、双压、三压、有再热或无再热),t4对tA2的影响方向则是一致的,而且影响幅度是最大的。t4的增高将有利于使tA2下降,促使余热锅炉的当量效率ηh增高。因而在有补燃的余热锅炉中,经补燃后t4值
),即使不采用双压或三压蒸汽系很高(700～1000℃
36燃气轮机技术第16卷
统,tA2仍然可以降得相当低,所以目前大多数补燃式余热锅炉均采用单压蒸汽系统。
表5 各种因素对三压无再热余热锅炉的
[4]
ηtA2、h和Gs的影响规律
影响
因素
pSHtA2
(5)计算表明:在双压或三压余热锅炉中,当一
切影响因素均相同时(t4、pSH、tOH、pSM、tOM、pSL、tOL、δH、δδΔtaH、ΔtaM、ΔtaL、pK),有再热循环时,余M、L、热锅炉的排气温度tA2将高于无再热循环者。
(6)显然,当余热锅炉的蒸汽系统由单压向双压、三压、无再热和有再热方向发展时,总蒸汽流量也会不断地发生变化。单压余热锅炉者最少、双压无再热循环者最多,三压无再热循环者次之。无论是双压或三压循环者,当采用再热方案后,总蒸汽流量都会有一定幅度的减少。
ηh↑↓↑↓↓↓↑↑↓↑↑↓↓高压蒸汽中压蒸汽低压蒸汽总蒸汽流量流量GSH流量GSM流量GSLGS=GSH+GSM+GSL↓↓不变不变不变不变↓不变不变↓不变不变↑↑↓↓↑↓↑↓↑↑↓↑↓↑↑↑↓↑↓↑↓↓↓
↑↓↑↓↓↓↑↑↓↑↑↓↑
↓
tOH↑pSM↓tOM↑pSL↑tOL↑↑δH↑↓δ↓M↑δ↑L↑
ΔtaH↓ΔtaM↓ΔtaL↑pk↑↑t4↑↓
3[]中提出了估算余热锅炉型联合
,即
发电效率Gηηst)/(1+A)CC=(ηgt+C
=ηgt1+
PPgt
/(1+A)
(1)(2)(3)
(2)和接近点温差Δta对tA2的影响有两种截然不同的方向,无论是单压、双压、三压、有再热或无再热的余热锅炉,随着低压侧δtaL的L和Δ增大,tA2是不断增高的,即ηh是下降的。而且变化
δH、的幅度比较大。但是,随着中压侧和高压侧δM、
ΔtaM和ΔtaH的增大,tA2却有不断地略有下降的趋势,虽然其变化幅度相当微小。因而在以上五种不同蒸汽系统的余热锅炉中,影响tA2和ηh的节点温差和接近点温差不是中压侧和高压侧者,而是低压侧的δtaL。L和Δ
(3)在以上五种蒸汽系统的余热锅炉中,蒸汽压力和温度对tA2的影响方向也是不完全一致的。随着低压蒸汽压力pSL和温度tOL的升高,tA2都是增高的,但是pSL的影响幅度要比tOL者大(注:在单压蒸汽系统的余热锅炉中只有一种蒸汽压力pS,可以把它当作低压蒸汽来处理)。随着高压蒸汽压力pSH的增高,tA2是下降的,但是随着高压蒸汽温度
tOH的增高,tA2都是升高的。在三压余热锅中,中压
NG
供电效率ηCC=ηCC(1-ηe)
η功率比值=C
ηPgtgt
对补燃式余热锅炉型联合循环来说
ηηηC=Ar2+ηr1-h
ηMgtηGgt
ηh≈
t4-t1
对非补燃式余热锅炉型联合循环来说,A故式(1)和(4)可简化为:
Gηηst=ηCC=ηgt+Cgt1+
(4)(5)
=0,
gt
(6)
η(7)其中 C=ηr1-h
ηMgtηGgt
ηN
ηη或 CC=ηgt+ηr1-hηst(1-ηe)ηMgtηGgt
(8)
蒸汽压力pSM和温度tOM对tA2的影响方向则与高压
蒸汽压力pSH和温度tOH的影响方向是一致的。而且无论在双压或是三压有再热的余热锅炉中,再热蒸汽压力pro和温度tro对tA2的影响方向也是与pSH和tOH者一致的。
(4)在以上五种蒸汽系统的余热锅炉中,凝汽压力Pk对tA2的影响方向则是完全一致的,即随着pk的增高,tA2是增大的。其影响幅度并不很小。
式中η联合循环中燃气轮机循环的有效效gt—
率,即在燃气轮机的发电机轴端测得的燃气轮机的效率;
η燃气轮机系统的机械效率;Mgt—
ηGgt—燃气轮机发电机的效率;
ηst—联合循环中汽轮机循环的有效效率;即在汽轮机的发电机轴端测得的汽轮机的效率;A—进入补燃式余热锅炉的燃料量与进入燃气
第1期焦树建:论设计余热锅炉时必须考虑的若干问题37
轮机燃烧室的燃料量的比值倍率;
Pst—汽轮机发电机轴端测得的功率;
Pgt—燃气轮机发电机轴端测得的功率;
η联合循环的厂用电耗率;e—
η燃气轮机燃烧室的燃烧效率;r1—
η补燃式余热锅炉的补燃燃烧效率;r2—
η余热锅炉的当量热效率;h—
t4—燃气轮机的排气温度;tA2—余热锅炉的排气温度;t1—大气温度。
仅受排气水露点的限制,在三压蒸汽系统的余热锅
炉中,tA2有可能被控制到80～90℃水平;在燃用含有硫份的液体燃料时,tA2将受排气的酸露点限制。在三压蒸汽系统的余热锅炉中,tA2宜控制到130℃左右,而在单压蒸汽系统的余热锅炉中,tA2总会在150℃左右。
表6、表7和表8中分别给出了GE公司和Siemens公司建议的联合循环中,汽轮机主蒸汽参数的优化选取范围,可供参考。
表6 GE公司建议的单压和双压循环的蒸汽参数规范
项目
((MPa(MPa)
)再热蒸汽温度(℃
二次蒸汽压力(MPa)
)二次蒸汽温度(℃
单压无再
4538
3
由式(6)、式(7)和式(8)中很明显地可以看出:对于非补燃式余热锅炉型联合循环来说,当燃气轮
ηηGgt、η机选定后(即ηgt、Mgt、r1已确定,G
ηh和ηstCC5538
3
双压有再热的循环
>[1**********]06-2175538
>
3
≥608126
538
3
大。显然h,Pst为最大,。
因而,就是:根据ηhηst趋于最大这个原则,来优化选择余热锅炉中各股流道的蒸汽参数。有关优化选择这些参数的方法可参见文献[1]—[5]。当然,这些参数的选择必然与燃气轮机的排气温度t4、蒸汽循环的方式(单压、双压、三压和有无再热)以及余热锅炉设计时所选取的节点温差和接近点温差等参数有密切关系。而且与各制造厂家的技术水平和技术传统有一定关系。
为此,在优化选择余热锅炉蒸汽参数之前,首先必须确定余热锅炉蒸汽循环方式以及设计选取的节点温差和接近点温差。
通常,GE公司设计联合循环时,是根据燃气轮机的排气温度t4来选择蒸汽循环方式的。当排气温度低于538℃时,不宜采用再热循环方案,但它们可以是单压的、双压的或者是三压的循环方式。当排气温度增高到593℃时,则应考虑采用三压有再热的蒸汽循环方式。而且只有当t4≥593℃,同时汽轮机的功率较大时,才可以考虑把汽轮机的主蒸汽参数提高到1615MPa/565℃的亚临界参数的水平。
一般情况下余热锅炉的节点温差应控制在δ=10～20℃范围内,接近点温差则宜控制在Δta=5～20℃范围内。如前所述:减小低压端的节点温差和接近点温差都有利于降低余热锅炉的排气温度tA2,致使当量效率ηh增高,但tA2值将受排气的酸露点和水露点的制约。当燃用不含硫份的天然气时,tA2
[***********]5
3倘若燃气轮机的排气温度t4
表7 GE公司建议的三压循环的蒸汽参数规范
循环方式
项 目
汽轮机功率(MW)
主蒸汽压力(MPa)
)主蒸汽温度(℃
再热蒸汽压力(MPa)
)再热蒸汽温度(℃
中压蒸汽压力(MPa)
)中压蒸汽温度(℃
低压蒸汽压力(MPa)
)低压蒸汽温度(℃
三压无再热循环≤40
5185
538
3
三压有再热循环
>[1**********]06-2175538
>40
3
≥608126
538
3
[1**********]160
[1**********]170
[1**********]180
2106-[**************]
3倘若燃气轮机的t4
表8 Siemens公司建议的蒸汽参数规范
汽轮机
循环方式功率
(MW)
主蒸汽压力
(MPa)
再热蒸汽压力
(MPa)
二次蒸汽压力
(MPa)
温度(℃)
480～ 540500～ 565520～ 565
温度
(℃)温度
(℃)
单压
循环双压循环
30～ 20030～ 300
410～
710515～ 815
015～
018
210～
315
520～
565
014～
016
200～
260200～ 230
三压有再50～ 1110～
热的循环 300 1410
显然,可以根据上述汽轮机的蒸汽参数来选取余热锅炉的蒸汽参数。通常,余热锅炉出口的主蒸汽压力大约要比汽轮机入口处的蒸汽压力高3%左右,主蒸汽温度大约要高3～4℃。再热蒸汽的压力则要比从汽轮机来的冷再热蒸汽的压力低12%～14%,再热蒸汽从余热锅炉出口到汽轮机入口之间,
其温度大约也要下降2～3℃左右,其压力降低也大约为215%～3%。当然,余热锅炉出口的主蒸汽温度与燃气轮机的排气温度t4密切相关。通常,主蒸汽温度要比t4低25～40℃左右。中压蒸汽的温度和低压蒸汽的温度则比它们各自在余热锅炉中上游方向的燃气温度低11℃左右。
从表6和表7中可以看到:随着汽轮机功率的增高,主蒸汽的压力是不断增高的,其原因正如前面指出的那样:这是由于汽轮机的内效率将随机组功率的增大而增高,致使与ηhηst的乘积达到最大值时所对应的主蒸汽压力将有增大趋势的缘故。
当然,为了提高汽轮机循环的有效效率,必须改善汽轮机通流部分的气动设计,减小级间和轴端的漏汽损失以及乏汽湿度的影响,以便增大汽轮机的内效率。同时应力争由凝汽器中排出的凝结水,是:有关余热锅炉结构型式的选取。
目前,在联合循环中使用的余热锅炉的结构型式有自然循环锅炉和强制循环锅炉之分。在自然循环锅炉中蒸发器与锅筒之间的水循环是依靠自然循环来完成的,锅炉中燃气是水平向流过垂直布置的受热管束,整台锅炉是卧式布置的。在强制循环锅炉中蒸发器与锅筒之间的水循环是依靠循环泵来完成的,锅炉中燃气是垂直地流过水平布置的受热管束,整台锅炉系立式布置。这两种循环方式对余热锅炉性能等的影响如表9所示。
强制循环锅炉的主要优点是:①冷态起动时间约为20～25min,比自然循环者(25～30min)略短一些;②由于炉体立式布局,可节省占地面积,因而常用于厂区面积有限的地方。通常,鉴于自然循环锅炉不耗外功,可用率又较高,又便于组合安装和检修,因而在安装场地面积允许的前提下,一般偏向于选用自然循环型式的余热锅炉。
表9 两种循环方式对余热锅炉性能等的影响
变 量传热面积可用率(约值)%水循环的自平衡性循环泵的设置外部耗功占地面积钢结构与管道基础与撑脚安装所需设备
自然循环相 同99195有无无较多轻而多轻而多轻
强制循环相 同97150有限有
有循环泵耗功
较少重而少重而少重
设计余热锅炉时需要着重考虑的第三个问题是:是否需要采用补燃方式?
在文献[8]中作者已证明:在目前燃气轮机的循环效率ηgt已相当高的前提下,采用补燃方式的余热锅炉型联合循环虽然可以增大机组的功率,但其发电和供电效率却都是下降的。因而,对于以纯发电为目的联合循环来说,目前,比较少考虑采用补燃方式的余热锅炉。
但是对于以“热电联产”为目的的联合循环来说,采用补燃方式的余热锅炉则是完全必要的,其目的有两个方面,即:①,可彻底摒弃一般;②使。
所谓部分补燃型余热锅炉是指在余热锅炉的入口处,向由燃气轮机送来的高温燃气喷入少量燃料,使进入余热锅炉受热面的燃气温度被提高到700～1000℃。在这种温度水平下,余热锅炉中无需设置辐射受热面,像非补燃型余热锅炉那样,只需采用对流受热面结构设计即可。部分补燃型余热锅炉的蒸发量将比非补燃型余热锅炉者多一倍左右。目前,在“热电联产”型联合循环中常用的就是部分补燃型的余热锅炉。
所谓完全补燃型余热锅炉是指向余热锅炉内喷入大量燃料,在余气系数α=1110的条件下,把从燃气轮机送来的高温燃气中的剩余O2气几乎完全燃烧完。那时,余热锅炉中需要敷设辐射受热面。它的蒸汽产量可以达到非补燃型余热锅炉者6～7倍。这种余热锅炉实际上用得很少。
总之,目前在一般常见的“热电联产”型联合循环中,只需设计部分补燃型的余热锅炉就能满足要求,其补燃温度则应根据所要求生产的蒸汽量来确定。由于进入余热锅炉的燃气温度很高,一般只需采用单压蒸汽系统就能把余热锅炉的排气温度tA2控制到比较低的水平范围之内,以确保燃气的余热得以充分利用。
此外,在设计余热锅炉时还有以下一些问题值得注意,即:
(1)与普通的蒸汽锅炉相比,由于燃气轮机排向余热锅炉的燃气流量与所产蒸汽流量(重量)之比值要大得多(普通锅炉中为1～112,而后者为4～
(下转第60页)
能相比较,先进PSR在重量、体积、换热性能等方面有着无以比拟的优越性,其工程应用潜力巨大
。
参考文献:
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[3]辛明道,张培杰,杨军1空气在微矩形槽道内的对流换热[J]1工
程热物理学报,1995,16(1)1
[4]张培杰,辛明道1空气在微矩形槽道内的流动阻力[J]1工程热物
理学报,1996,17(增刊)1
[5]KaysWM,LondonAL,宣益民等译1紧凑式热交换器[M]1北京:
科学出版社,[1**********]61
[6]朱聘冠1[M]1:,1989112图3 317MW燃气轮机回热器比较
Comparatieanalysisofthermalofkindsofchannelshape
er,YANGJing
PowerEngineering,ShanghaiJiaotongUniv.,Shanghai200030,China)
Abstract:totheexistedexperimentaldataandtheoryofflowandheattransferinsmallchannels,thethermalperformanceofPSR
withthreekindsofchannelshape,namelyellipsecurvecorrugation;sinecurvecorrugationandparabolacurvecorrugation,arecomparativelycalculatedandanalyzedbasedona3.7MWgasturbine.Theresultshowsthatamongtheabove3kindsofchannelshape,sinecurvechannelhasalittlehigherheattransfereffectandacceptablepressurelossunderthesamecorrugationheighbandcorrugationwidtha.ItisnotgeometrystructurebutprobablygeometrysizesthataffectthethermalperformanceofPSR.Therefore,theanalysisandcalculationaremuchvaluabletothedesignofPSRchannelshapeandthecognizanceofitsoptimizationobjectfunction.Keywords:Primarysurfacerecuperator;Channelshape;Thermalperformance
(上接第38页)10),因此,余热锅炉中燃气的流速比较高,气流的湍流度大。这对于传热是有利的,但也会引起一些其他问题,如烟道和换热面的振动,烟道
绝热层的磨损、燃气的偏流、烟道挡板因热应力的作用而发生变形等等。因此,在作余热锅炉的结构设计时,有必要对烟道的流动情况进行模拟试验,以检验燃气流动和分布的均匀性、噪声和振动等情况。
(2)在设置旁通烟道时,必须注意旁通阀的严密性要求。通常要求燃气泄漏量不超过015%～110%,否则会严重影响联合循环的效率。
(3)一般来说,燃气轮机的背压每提高1%,机组的功率会下降015%～018%左右。当在燃气轮机之后加装余热锅炉时,其排气背压将增高140～250mm2H2O,致使燃气轮机的功率减少112%～115%。为此,在设计余热锅炉时必须设法减少余热锅炉的流阻损失。
(4)余热锅炉的设计必须适应燃气轮机快速启动的需要。为此必须解决管束等部件快速膨胀的问题。运行中升负荷的速度主要受限于锅筒(即汽包)的膨胀,因而锅筒壁应尽可能地薄。
(5)锅筒的容积应当是正常运行条件下蒸发器
内蒸汽体积的115～215倍,这样才能适应启动过程中蒸发器内工质容积激变的问题。
(6)余热锅炉应按滑压运行方式设计,以便改善部分负荷效率和联合循环机组的性能。参考文献:
[1]焦树建1论余热锅炉型联合循环中单压余热锅炉的特性与汽轮机特性的优化匹配[J]1燃气轮机发电技术,200113(1):232301[2]焦树建1论余热锅炉型联合循环中双压无再热余热锅炉的特性与汽轮机特性的优化匹配[J]1燃气轮机发电技术,200113(2):192261
[3]焦树建1论余热锅炉型联合循环中双压再热式余热锅炉的特性与汽轮机特性的优化匹配[J]1燃气轮机技术,2001114(2):142231[4]焦树建1论余热锅炉型联合循环中三压无再热余热锅炉的特性与汽轮机特性的优化匹配[J]1燃气轮机技术,2001114(3):102161[5]焦树建1论余热锅炉型联合循环中三压再热式余热锅炉排气温度的计算(尚未发表)。[6]WilhelmEngllke.Steamturbinesforcombinedcyclepowerplants.Jointpowergenerationcomference[C]1Baston,Massachusetts,1990
[7]焦树建1论余热锅炉型联合循环中各部套特性参数的匹配与变化规律[J]1燃气轮机发电技术1200012(3～4):712851[8]焦树建1常规的燃气2蒸汽联合循环热效率的计算关系式,燃气轮机发电技术[J]1199114(2):252461
第16卷 第1期2003年3月
Ξ
《燃 气 轮 机 技 术》GASTURBINETECHNOLOGYVol116 No.1Mar.,2003
论设计余热锅炉时必须考虑的若干问题
焦树建
(清华大学,北京 100084)
摘 要:在文献[1]、[2]、[3]、[4]和[5]的基础上,比较了单压、双压和三压余热锅炉特性的差异,进而总结了在设计这些余热锅炉时必须着重考虑的若干问题。关 键 词:联合循环;燃气轮机;设计;余热锅炉
中图分类号:TK47314+4 文献标识码:B -2003)-1 概 述
[]][],系统
()和三压(有再热和无再热)tA2和当量效率ηh的计算方法,探讨了各种因素对它们的影响规律,并
η提出了应根据ηh×st(汽轮机循环的有效效率)乘
积为最大,也就是使汽轮机的有效功率Pst为最大的原则,来优化选择余热锅炉的主蒸汽、中压蒸汽以及低压二次蒸汽的参数。在此基础上本文进一步比较分析了这几种余热锅炉特性的差异,进而总结了在设计这些余热锅炉时,必须着重考虑的若干问题,期望能对工程设计工作有参考作用。
2 几种余热锅炉特性的比较
图1中给出了Siemens公司设计计算的以一台V8412燃气轮机组成的联合循环中,五种蒸汽循环过程的参数以及整台机组的性能指标[6]。该组合方案也正是作者在文献
[1]、[2]、[3]、[4]和[5]中,对单压、双压(有再热和无再热)和三压(有再热和无再热)余热锅炉的tA2和ηh进行计算,并对蒸汽循环系统的蒸汽参数进行优化选择的模拟对象,只是把汽轮机的背压由图1所示的815kPa降为810kPa而已。优化所得的蒸汽参数则与图1所示者基本相同。
在文献[7]中作者曾对图1所示示例进行过核算,获得这五种联合循环的性能数据,如表1所示。
由表1所示数据可知:
(1)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机
图1 以一台V8412燃气轮机组成的联合循环中,五种蒸汽循环过程的
参数以及机组的性能指标(6)
已经选定后,随着余热锅炉由单压蒸汽系统向双压蒸汽系统和三压蒸汽系统发展时,联合循环的发电
Ξ收稿日期:2002211204
34燃气轮机技术第16卷
G
效率ηCC将不断地增高。其原因是由于蒸汽系统中ηηst的乘积在不断地增大,特别是当余热锅炉由单h
压蒸汽系统改为双压无再热的蒸汽系统以及由双压再热式(或三压无再热式)蒸汽系统改为三压再热式
G
蒸汽系统时,η但是由双压再CC的增大幅度比较大。
热式蒸汽系统改为三压无再热的蒸汽系统时,联合
序号
G
循环的ηCC和ΣP=Pgt+Pst都变化得很小,甚至并无增大的趋势。由双压无再热的蒸汽系统改为双压
G
再热式蒸汽系统时,ηCC的增大幅度也不是很大的,因而目前工程上用得最多的余热锅炉型式是双压无再热的以及三压有再热的蒸汽系统。
表1 五种联合循环性能参数的核算结果
性能参数的核算结果
由V8412燃气轮机组成的单压余热锅炉型联合循环
主蒸汽参数:613MPa/510℃
燃气轮机净功率Pgt=100000kW;汽轮机净功率Pst=50000kW;机组的总净功率ΣP=150000kW;Pst/Pgt=01;机组的发电
G
12466效率ηCC=01483;燃气轮机净效率ηgt=013220;汽轮机净效率ηst=013300;ηh=01由V8412燃气轮机组成的双压无再热式余热锅炉型联合循环
主蒸汽参数:8138MPa/510℃/0172MPa/204℃;
燃气轮机净功率Pgt=99000kW;汽轮机净功率Pst=;=;Pst/Pgt=015657;机组的发电效
G
ηst=012755率ηCC=0150;燃气轮机净效率gt0ηst01;ηh=017846;ηh由1//2MPa/510℃/0172MPa/232℃;
gt=98500kW;汽轮机净功率Pst=58500kW;机组的总净功率ΣP=157000kW;Pst/Pgt=015939;机组的发电效
G
ηst=012866率ηCC=01506;燃气轮机净效率ηgt=013175;汽轮机净效率ηst=013567;余热锅炉当量效率ηh=018033;ηh由V8412燃气轮机组成的三压无再热余热锅炉型联合循环
主蒸汽参数:1118MPa/510℃/2172MPa/299℃/0172MPa/204℃;
燃气轮机净功率Pgt=98500kW;汽轮机净功率Pst=58500kW;机组的总净功率ΣP=157000kW;Pst/Pgt=015939;机组的发电效
G
ηst=012866率ηCC=01506;燃气轮机净效率ηgt=013175;汽轮机净效率ηst=013567;余热锅炉当量效率ηh=018033;ηh由V8412燃气轮机组成的三压再热式余热锅炉型联合循环
主蒸汽参数:1215MPa/510℃/2186MPa/510℃/0172MPa/232℃;
燃气轮机净功率Pgt=98000kW;汽轮机净功率Pst=61000kW;机组的总净功率ΣP=159000kW;Pst/Pgt=016224;机组的发电效
G
ηst=012986率ηCC=01513;燃气轮机净效率ηgt=013162;汽轮机净效率ηst=013591;余热锅炉当量效率ηh=018315;ηh
1
2
3
4
5
(2)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机已
经选定后,随着余热锅炉由单压向双压和三压蒸汽系统发展时,机组的ΣP=Pgt+Pst会略有增大的趋势,但是增大幅度并不会很大,这是由于在采用再热系统后,再热蒸汽系统的压力损失比较大的缘故。然而当余热锅炉由单压改为双压系统时(无论是有再热或无再热者),ΣP的增加幅度相对来说会略微大一些,其主要原因是由于余热锅炉的ηh增量较大,致使蒸汽流量增幅较大的缘故。当然,那时燃气轮机的净功率Pgt略有下降的趋势,而汽轮机的净功率则有增大一定程度的趋势。
(3)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机已经选定后,随着余热锅炉由单压向双压和三压蒸汽系统发展时,燃气轮机循环的净效率ηgt是略有下降的趋势,这是由于流经余热锅炉的燃气阻力有所增大的缘故,但是汽轮机循环的有效效率ηst却有增大相当幅度的趋势,这是由于蒸汽参数的提高,特别是
在采用再热循环时,循环的平均初温有所增高,而且蒸汽乏汽的温度有明显减小,致使汽轮机的内效率和循环有效率ηst能够同步增高的缘故。
(4)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机已经选定后,随着余热锅炉由单压向双压和三压蒸汽系统发展时,余热锅炉的当量效率ηh总起来说是逐渐增高的,这是由于在采用双压和三压蒸汽系统后,余热锅炉的排气温度tA2都会有相当幅度下降的趋势,特别是由单压系统改为双压系统时,tA2的降低程度更加明显。但是,当采用双压或三压的再热蒸汽系统时,ηh值却有两种变化趋势。倘若在双压(或三压)无再热的以及有再热的蒸汽系统中,各种影响因素〔如燃气初温t4、主蒸汽温度tOH、中压蒸汽参数(pSM、tOM)、低压二次蒸汽参数(pSL、tOL)、节
δδΔtaM、ΔtaL)点温差(δH、接近点温差(ΔtaH、M、L)、以及凝汽器背压〕彼此均取得相同,那么,当改用再
热蒸汽系统时,由于tA2是增高的,致使相对于无再
第1期焦树建:论设计余热锅炉时必须考虑的若干问题
η表2 各种因素对单压余热锅炉tA2、h和
Gs的影响规律
影响因素
ps↑tso↑
节点温差δ↑接近点温差Δta↑凝汽器背压pk↑燃气轮机排气温度t↑
tA2
[1]
35
热的蒸汽系统而言,ηh是下降的,但是由于采用再
ηst的乘积和热蒸汽系统后,η因而ηst将增大较多。h
G
ηCC仍然会有一定程度的增加,在文献[2]和[3]的计
ηh↓
↓↓↓↓↑
Gs
算实例中显示了这种情况。另一种情况是:当改用再热蒸汽系统时,我们可以用进一步降低节点温差和接近点温差的方法,使tA2趋于下降,致使ηh反而略有增升的趋势,如表1的数据所示。这种方法可
G
以使ηhηst和ηCC乃至Pst增高得较多。
(5)当组成余热锅炉型联合循环的燃气轮机已经选定时,余热锅炉主蒸汽和再热蒸汽的温度可以根据燃气轮机的排气温度(即进入余热锅炉的燃气温度)t4来选择。通常,它们应比t4低25～40℃。而主蒸汽的压力psh、中压蒸汽的参数(pSM、pOM)以及低压二次蒸汽的参数(pSL、tOL)ηηst的乘积为最大,sth优化选择压力ps力pSH;双压再热式余热锅炉中主蒸汽的压力pSH更有所提高;三压无再热余热锅炉中主蒸汽的压力pSH要比双压无再热余热锅炉者高,但比双压再热式余热锅炉者略低。三压再热式余热锅炉中主蒸汽的压力pSH则要比三压无再热余热锅炉者略高,但与双压再热式余热锅炉者相同水平。双压和三压余热锅炉(无论是再热式或非再热式的)中低压二次蒸汽压力pSL均可以选取同一个水平,但再热式余热锅炉中低压二次蒸汽温度tOL则应比非再热式余热锅炉者略高一些。双压再热式余热锅炉中再热蒸汽的压力可以与三压再热式余热锅炉中中压蒸汽的压力相当,但它们都将比三压无再热余热锅炉中中压蒸汽的压力略微高一些。
计算表明:在优化选择主蒸汽压力、中蒸汽压力以及低压二次蒸汽压力时,倘若能改善汽轮机通流部分的设计性能以提高其内效率,那么,与ηhηst乘积为最大的优化点相对应的这些压力值,都有向高压侧发展的趋势。
计算表明:在优化选择低压二次蒸汽的压力pSL
和温度tOL时,必须注意:主蒸汽流在汽缸内膨胀到该二次低压pSL状态时的温度不能比tOL低50℃,否则会不利于汽轮机的结构设计。
表2、表3、表4和表5中分别给出了各种因素对单压余热锅炉、双压无再热余热锅炉、双压再热式余热锅炉、三压无再热余热锅炉的排气温度tA2、当量效率ηh以及各股蒸汽流量的影响规律。
↑
↑↑↑↑↓↓↓↓↓不变↑
表3 各种因素对双压无再热的余热锅炉的
[2]
ηtA2、h和Gs的影响规律
影响因素ptOH↑pSL↑OL↑δH↑低压端节点温差δL↑高压端接近点温差ΔtaH低压端接近点温差ΔtaL凝汽器背压pk↑燃气轮机排气温度t↑
tA2
ηh↓↓↑↓↑↓↓↑
高压蒸汽总蒸汽流量GGSLGS=GSH+GSL不变不变↓不变↓不变不变↑
↑↓↓↑↓↑↓不变↓
↑↓↓↓↑↓↑↓不变↑
↑↑↓↑↓↑↑↓
表4 各种因素对双压再热式余热锅炉的
[3]
ηtA2、h和Gs的影响规律
影响因素
pSH↑tOH↑pSL↑tOL↑
tA2
ηh
高压蒸汽低压蒸汽总蒸汽流量
流量GSH流量GSLGS=GSH+GSL↓↓不变不变↑↓↓不变↓不变不变↑
↑↑↓↓↓↑↑↓↑↓不变↓
基本不变
↓↓↓↑↓↑↓↑↓不变↑
再热蒸汽压力再热蒸汽温度
δH↑δL↑ΔtaH↑ΔtaL↑pk↑t4↑
略有减小略有增大↑↓↑↓↑↓
pro↑↓↑tro↑↑↓
↓↑↑↓↓↑↑↓↑↓↓↑
由表2～表5可以发现:影响余热锅炉排气温
度tA2的因素有三大类,即:①进入余热锅炉的燃气温度t4;②节点温差δ和接近点温度Δta;③蒸汽的参数pSH、tOH、pSM、tOM、pro、tro、pSL、tOL、pK。通过以上计算得知:
(1)不论余热锅炉的蒸汽系统是什么类型(单压、双压、三压、有再热或无再热),t4对tA2的影响方向则是一致的,而且影响幅度是最大的。t4的增高将有利于使tA2下降,促使余热锅炉的当量效率ηh增高。因而在有补燃的余热锅炉中,经补燃后t4值
),即使不采用双压或三压蒸汽系很高(700～1000℃
36燃气轮机技术第16卷
统,tA2仍然可以降得相当低,所以目前大多数补燃式余热锅炉均采用单压蒸汽系统。
表5 各种因素对三压无再热余热锅炉的
[4]
ηtA2、h和Gs的影响规律
影响
因素
pSHtA2
(5)计算表明:在双压或三压余热锅炉中,当一
切影响因素均相同时(t4、pSH、tOH、pSM、tOM、pSL、tOL、δH、δδΔtaH、ΔtaM、ΔtaL、pK),有再热循环时,余M、L、热锅炉的排气温度tA2将高于无再热循环者。
(6)显然,当余热锅炉的蒸汽系统由单压向双压、三压、无再热和有再热方向发展时,总蒸汽流量也会不断地发生变化。单压余热锅炉者最少、双压无再热循环者最多,三压无再热循环者次之。无论是双压或三压循环者,当采用再热方案后,总蒸汽流量都会有一定幅度的减少。
ηh↑↓↑↓↓↓↑↑↓↑↑↓↓高压蒸汽中压蒸汽低压蒸汽总蒸汽流量流量GSH流量GSM流量GSLGS=GSH+GSM+GSL↓↓不变不变不变不变↓不变不变↓不变不变↑↑↓↓↑↓↑↓↑↑↓↑↓↑↑↑↓↑↓↑↓↓↓
↑↓↑↓↓↓↑↑↓↑↑↓↑
↓
tOH↑pSM↓tOM↑pSL↑tOL↑↑δH↑↓δ↓M↑δ↑L↑
ΔtaH↓ΔtaM↓ΔtaL↑pk↑↑t4↑↓
3[]中提出了估算余热锅炉型联合
,即
发电效率Gηηst)/(1+A)CC=(ηgt+C
=ηgt1+
PPgt
/(1+A)
(1)(2)(3)
(2)和接近点温差Δta对tA2的影响有两种截然不同的方向,无论是单压、双压、三压、有再热或无再热的余热锅炉,随着低压侧δtaL的L和Δ增大,tA2是不断增高的,即ηh是下降的。而且变化
δH、的幅度比较大。但是,随着中压侧和高压侧δM、
ΔtaM和ΔtaH的增大,tA2却有不断地略有下降的趋势,虽然其变化幅度相当微小。因而在以上五种不同蒸汽系统的余热锅炉中,影响tA2和ηh的节点温差和接近点温差不是中压侧和高压侧者,而是低压侧的δtaL。L和Δ
(3)在以上五种蒸汽系统的余热锅炉中,蒸汽压力和温度对tA2的影响方向也是不完全一致的。随着低压蒸汽压力pSL和温度tOL的升高,tA2都是增高的,但是pSL的影响幅度要比tOL者大(注:在单压蒸汽系统的余热锅炉中只有一种蒸汽压力pS,可以把它当作低压蒸汽来处理)。随着高压蒸汽压力pSH的增高,tA2是下降的,但是随着高压蒸汽温度
tOH的增高,tA2都是升高的。在三压余热锅中,中压
NG
供电效率ηCC=ηCC(1-ηe)
η功率比值=C
ηPgtgt
对补燃式余热锅炉型联合循环来说
ηηηC=Ar2+ηr1-h
ηMgtηGgt
ηh≈
t4-t1
对非补燃式余热锅炉型联合循环来说,A故式(1)和(4)可简化为:
Gηηst=ηCC=ηgt+Cgt1+
(4)(5)
=0,
gt
(6)
η(7)其中 C=ηr1-h
ηMgtηGgt
ηN
ηη或 CC=ηgt+ηr1-hηst(1-ηe)ηMgtηGgt
(8)
蒸汽压力pSM和温度tOM对tA2的影响方向则与高压
蒸汽压力pSH和温度tOH的影响方向是一致的。而且无论在双压或是三压有再热的余热锅炉中,再热蒸汽压力pro和温度tro对tA2的影响方向也是与pSH和tOH者一致的。
(4)在以上五种蒸汽系统的余热锅炉中,凝汽压力Pk对tA2的影响方向则是完全一致的,即随着pk的增高,tA2是增大的。其影响幅度并不很小。
式中η联合循环中燃气轮机循环的有效效gt—
率,即在燃气轮机的发电机轴端测得的燃气轮机的效率;
η燃气轮机系统的机械效率;Mgt—
ηGgt—燃气轮机发电机的效率;
ηst—联合循环中汽轮机循环的有效效率;即在汽轮机的发电机轴端测得的汽轮机的效率;A—进入补燃式余热锅炉的燃料量与进入燃气
第1期焦树建:论设计余热锅炉时必须考虑的若干问题37
轮机燃烧室的燃料量的比值倍率;
Pst—汽轮机发电机轴端测得的功率;
Pgt—燃气轮机发电机轴端测得的功率;
η联合循环的厂用电耗率;e—
η燃气轮机燃烧室的燃烧效率;r1—
η补燃式余热锅炉的补燃燃烧效率;r2—
η余热锅炉的当量热效率;h—
t4—燃气轮机的排气温度;tA2—余热锅炉的排气温度;t1—大气温度。
仅受排气水露点的限制,在三压蒸汽系统的余热锅
炉中,tA2有可能被控制到80～90℃水平;在燃用含有硫份的液体燃料时,tA2将受排气的酸露点限制。在三压蒸汽系统的余热锅炉中,tA2宜控制到130℃左右,而在单压蒸汽系统的余热锅炉中,tA2总会在150℃左右。
表6、表7和表8中分别给出了GE公司和Siemens公司建议的联合循环中,汽轮机主蒸汽参数的优化选取范围,可供参考。
表6 GE公司建议的单压和双压循环的蒸汽参数规范
项目
((MPa(MPa)
)再热蒸汽温度(℃
二次蒸汽压力(MPa)
)二次蒸汽温度(℃
单压无再
4538
3
由式(6)、式(7)和式(8)中很明显地可以看出:对于非补燃式余热锅炉型联合循环来说,当燃气轮
ηηGgt、η机选定后(即ηgt、Mgt、r1已确定,G
ηh和ηstCC5538
3
双压有再热的循环
>[1**********]06-2175538
>
3
≥608126
538
3
大。显然h,Pst为最大,。
因而,就是:根据ηhηst趋于最大这个原则,来优化选择余热锅炉中各股流道的蒸汽参数。有关优化选择这些参数的方法可参见文献[1]—[5]。当然,这些参数的选择必然与燃气轮机的排气温度t4、蒸汽循环的方式(单压、双压、三压和有无再热)以及余热锅炉设计时所选取的节点温差和接近点温差等参数有密切关系。而且与各制造厂家的技术水平和技术传统有一定关系。
为此,在优化选择余热锅炉蒸汽参数之前,首先必须确定余热锅炉蒸汽循环方式以及设计选取的节点温差和接近点温差。
通常,GE公司设计联合循环时,是根据燃气轮机的排气温度t4来选择蒸汽循环方式的。当排气温度低于538℃时,不宜采用再热循环方案,但它们可以是单压的、双压的或者是三压的循环方式。当排气温度增高到593℃时,则应考虑采用三压有再热的蒸汽循环方式。而且只有当t4≥593℃,同时汽轮机的功率较大时,才可以考虑把汽轮机的主蒸汽参数提高到1615MPa/565℃的亚临界参数的水平。
一般情况下余热锅炉的节点温差应控制在δ=10～20℃范围内,接近点温差则宜控制在Δta=5～20℃范围内。如前所述:减小低压端的节点温差和接近点温差都有利于降低余热锅炉的排气温度tA2,致使当量效率ηh增高,但tA2值将受排气的酸露点和水露点的制约。当燃用不含硫份的天然气时,tA2
[***********]5
3倘若燃气轮机的排气温度t4
表7 GE公司建议的三压循环的蒸汽参数规范
循环方式
项 目
汽轮机功率(MW)
主蒸汽压力(MPa)
)主蒸汽温度(℃
再热蒸汽压力(MPa)
)再热蒸汽温度(℃
中压蒸汽压力(MPa)
)中压蒸汽温度(℃
低压蒸汽压力(MPa)
)低压蒸汽温度(℃
三压无再热循环≤40
5185
538
3
三压有再热循环
>[1**********]06-2175538
>40
3
≥608126
538
3
[1**********]160
[1**********]170
[1**********]180
2106-[**************]
3倘若燃气轮机的t4
表8 Siemens公司建议的蒸汽参数规范
汽轮机
循环方式功率
(MW)
主蒸汽压力
(MPa)
再热蒸汽压力
(MPa)
二次蒸汽压力
(MPa)
温度(℃)
480～ 540500～ 565520～ 565
温度
(℃)温度
(℃)
单压
循环双压循环
30～ 20030～ 300
410～
710515～ 815
015～
018
210～
315
520～
565
014～
016
200～
260200～ 230
三压有再50～ 1110～
热的循环 300 1410
显然,可以根据上述汽轮机的蒸汽参数来选取余热锅炉的蒸汽参数。通常,余热锅炉出口的主蒸汽压力大约要比汽轮机入口处的蒸汽压力高3%左右,主蒸汽温度大约要高3～4℃。再热蒸汽的压力则要比从汽轮机来的冷再热蒸汽的压力低12%～14%,再热蒸汽从余热锅炉出口到汽轮机入口之间,
其温度大约也要下降2～3℃左右,其压力降低也大约为215%～3%。当然,余热锅炉出口的主蒸汽温度与燃气轮机的排气温度t4密切相关。通常,主蒸汽温度要比t4低25～40℃左右。中压蒸汽的温度和低压蒸汽的温度则比它们各自在余热锅炉中上游方向的燃气温度低11℃左右。
从表6和表7中可以看到:随着汽轮机功率的增高,主蒸汽的压力是不断增高的,其原因正如前面指出的那样:这是由于汽轮机的内效率将随机组功率的增大而增高,致使与ηhηst的乘积达到最大值时所对应的主蒸汽压力将有增大趋势的缘故。
当然,为了提高汽轮机循环的有效效率,必须改善汽轮机通流部分的气动设计,减小级间和轴端的漏汽损失以及乏汽湿度的影响,以便增大汽轮机的内效率。同时应力争由凝汽器中排出的凝结水,是:有关余热锅炉结构型式的选取。
目前,在联合循环中使用的余热锅炉的结构型式有自然循环锅炉和强制循环锅炉之分。在自然循环锅炉中蒸发器与锅筒之间的水循环是依靠自然循环来完成的,锅炉中燃气是水平向流过垂直布置的受热管束,整台锅炉是卧式布置的。在强制循环锅炉中蒸发器与锅筒之间的水循环是依靠循环泵来完成的,锅炉中燃气是垂直地流过水平布置的受热管束,整台锅炉系立式布置。这两种循环方式对余热锅炉性能等的影响如表9所示。
强制循环锅炉的主要优点是:①冷态起动时间约为20～25min,比自然循环者(25～30min)略短一些;②由于炉体立式布局,可节省占地面积,因而常用于厂区面积有限的地方。通常,鉴于自然循环锅炉不耗外功,可用率又较高,又便于组合安装和检修,因而在安装场地面积允许的前提下,一般偏向于选用自然循环型式的余热锅炉。
表9 两种循环方式对余热锅炉性能等的影响
变 量传热面积可用率(约值)%水循环的自平衡性循环泵的设置外部耗功占地面积钢结构与管道基础与撑脚安装所需设备
自然循环相 同99195有无无较多轻而多轻而多轻
强制循环相 同97150有限有
有循环泵耗功
较少重而少重而少重
设计余热锅炉时需要着重考虑的第三个问题是:是否需要采用补燃方式?
在文献[8]中作者已证明:在目前燃气轮机的循环效率ηgt已相当高的前提下,采用补燃方式的余热锅炉型联合循环虽然可以增大机组的功率,但其发电和供电效率却都是下降的。因而,对于以纯发电为目的联合循环来说,目前,比较少考虑采用补燃方式的余热锅炉。
但是对于以“热电联产”为目的的联合循环来说,采用补燃方式的余热锅炉则是完全必要的,其目的有两个方面,即:①,可彻底摒弃一般;②使。
所谓部分补燃型余热锅炉是指在余热锅炉的入口处,向由燃气轮机送来的高温燃气喷入少量燃料,使进入余热锅炉受热面的燃气温度被提高到700～1000℃。在这种温度水平下,余热锅炉中无需设置辐射受热面,像非补燃型余热锅炉那样,只需采用对流受热面结构设计即可。部分补燃型余热锅炉的蒸发量将比非补燃型余热锅炉者多一倍左右。目前,在“热电联产”型联合循环中常用的就是部分补燃型的余热锅炉。
所谓完全补燃型余热锅炉是指向余热锅炉内喷入大量燃料,在余气系数α=1110的条件下,把从燃气轮机送来的高温燃气中的剩余O2气几乎完全燃烧完。那时,余热锅炉中需要敷设辐射受热面。它的蒸汽产量可以达到非补燃型余热锅炉者6～7倍。这种余热锅炉实际上用得很少。
总之,目前在一般常见的“热电联产”型联合循环中,只需设计部分补燃型的余热锅炉就能满足要求,其补燃温度则应根据所要求生产的蒸汽量来确定。由于进入余热锅炉的燃气温度很高,一般只需采用单压蒸汽系统就能把余热锅炉的排气温度tA2控制到比较低的水平范围之内,以确保燃气的余热得以充分利用。
此外,在设计余热锅炉时还有以下一些问题值得注意,即:
(1)与普通的蒸汽锅炉相比,由于燃气轮机排向余热锅炉的燃气流量与所产蒸汽流量(重量)之比值要大得多(普通锅炉中为1～112,而后者为4～
(下转第60页)
能相比较,先进PSR在重量、体积、换热性能等方面有着无以比拟的优越性,其工程应用潜力巨大
。
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Comparatieanalysisofthermalofkindsofchannelshape
er,YANGJing
PowerEngineering,ShanghaiJiaotongUniv.,Shanghai200030,China)
Abstract:totheexistedexperimentaldataandtheoryofflowandheattransferinsmallchannels,thethermalperformanceofPSR
withthreekindsofchannelshape,namelyellipsecurvecorrugation;sinecurvecorrugationandparabolacurvecorrugation,arecomparativelycalculatedandanalyzedbasedona3.7MWgasturbine.Theresultshowsthatamongtheabove3kindsofchannelshape,sinecurvechannelhasalittlehigherheattransfereffectandacceptablepressurelossunderthesamecorrugationheighbandcorrugationwidtha.ItisnotgeometrystructurebutprobablygeometrysizesthataffectthethermalperformanceofPSR.Therefore,theanalysisandcalculationaremuchvaluabletothedesignofPSRchannelshapeandthecognizanceofitsoptimizationobjectfunction.Keywords:Primarysurfacerecuperator;Channelshape;Thermalperformance
(上接第38页)10),因此,余热锅炉中燃气的流速比较高,气流的湍流度大。这对于传热是有利的,但也会引起一些其他问题,如烟道和换热面的振动,烟道
绝热层的磨损、燃气的偏流、烟道挡板因热应力的作用而发生变形等等。因此,在作余热锅炉的结构设计时,有必要对烟道的流动情况进行模拟试验,以检验燃气流动和分布的均匀性、噪声和振动等情况。
(2)在设置旁通烟道时,必须注意旁通阀的严密性要求。通常要求燃气泄漏量不超过015%～110%,否则会严重影响联合循环的效率。
(3)一般来说,燃气轮机的背压每提高1%,机组的功率会下降015%～018%左右。当在燃气轮机之后加装余热锅炉时,其排气背压将增高140～250mm2H2O,致使燃气轮机的功率减少112%～115%。为此,在设计余热锅炉时必须设法减少余热锅炉的流阻损失。
(4)余热锅炉的设计必须适应燃气轮机快速启动的需要。为此必须解决管束等部件快速膨胀的问题。运行中升负荷的速度主要受限于锅筒(即汽包)的膨胀,因而锅筒壁应尽可能地薄。
(5)锅筒的容积应当是正常运行条件下蒸发器
内蒸汽体积的115～215倍,这样才能适应启动过程中蒸发器内工质容积激变的问题。
(6)余热锅炉应按滑压运行方式设计,以便改善部分负荷效率和联合循环机组的性能。参考文献:
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