采用给水加热实现660 MW超临界机组宽负荷脱硝的理论研究

张国柱， 李冰心， 李亚维， 李 飞， 李本锋， 刘继平

(1.大唐(北京)能源管理有限公司，北京 100097；2.西安交通大学 能源与动力工程学院，西安 710049)

燃煤机组在我国电力生产中占据主导地位，不但承担基本负荷，还需参与调峰.近年来，随着我国经济发展的转型以及风能、太阳能和核能发电的发展，燃煤机组发电量占总发电量的比例逐年下降，年利用小时数已连续多年降至4 000 h左右，机组平均负荷率只有70%左右，一些机组的最低运行负荷率甚至达到40%，频繁调峰以及低负荷运行已成为我国燃煤机组的运行常态[1].

从热力循环的角度分析，影响机组经济性的主要因素有循环热效率和汽轮机相对内效率[2].低负荷运行不但使燃煤机组的热效率下降，还会使NOx排放增加.我国燃煤机组普遍采用选择性催化还原(SCR)法进行烟气脱硝，该装置布置在锅炉省煤器与空气预热器之间.SCR装置的脱硝效果与其运行温度有关，当温度超过400 ℃时，催化剂被烧结，失去活性；当温度低于300 ℃时，脱硝效率将急剧下降，造成氨气大量逃逸[3].我国很多燃煤机组在负荷下降至60%左右时，省煤器出口烟温即降至SCR催化剂的活性温度范围以下，需要停止喷氨以保证机组安全稳定运行，此时机组NOx排放将大大超出GB 13223—2011 《火电厂大气污染物排放标准》给定的上限[4].

国内学者提出了省煤器给水旁路、省煤器加装循环水泵、省煤器烟气旁路、省煤器分级布置及低负荷给水加热等方法，通过提高SCR装置的入口烟温来解决燃煤机组低负荷运行的脱硝问题[5].其中，省煤器给水旁路法需要旁路给水流量在较大的范围内变化才能获得较好的效果，可能会影响锅炉运行稳定性；省煤器加装循环水泵可以大幅度调节SCR入口烟温，但由于给水温度及压力较高，对水泵的要求较高；省煤器烟气旁路法容易造成烟气温度分布不均，影响其效果，且烟气调节挡板容易出现故障.这些措施均会导致锅炉排烟温度上升、机组热经济性下降.省煤器分级布置法虽然效果较好，也不影响机组热经济性，但投资较大，且在高负荷时可能会导致催化剂烧结.

通过合理选择加热汽源，低负荷给水加热不但可以解决低负荷脱硝问题，还可以提高机组热经济性.乔加飞等[6]针对某1 000 MW机组的研究表明，通过在高压缸新增抽汽作为No.0高压加热器的汽源，在75%负荷下可降低汽轮机热耗率27.4 kJ/(kW·h)，但该方案需要进行汽轮机通流部分改造，投资较大；李千军等[7]引入蒸汽喷射器，采用主蒸汽引射高压缸1段抽汽作为低负荷给水加热汽源，可使某660 MW超临界机组煤耗率下降1.0 g/(kW·h)以上，但计算中没有考虑锅炉效率的变化；而李冰心等[8]采用GSE软件，对某660 MW超临界机组采用蒸汽喷射器的低负荷给水加热系统的变工况性能进行了仿真，结果表明该系统可使机组煤耗率降低0.5 g/(kW·h)，并显著提高了低负荷下的脱硝效率.

采用蒸汽喷射器的低负荷给水加热系统既能解决燃煤机组低负荷脱硝问题，又能提高机组的热经济性，投资也较小.李千军等[7-8]的研究主要是针对50%以上负荷，而目前国内很多燃煤机组的运行负荷已降至40%左右，需要对低负荷给水加热系统进行改进；在低负荷下，给水压力降至亚临界，当提高给水温度后，给水在省煤器内可能会出现汽化；研究表明蒸汽喷射器在高负荷下具有较大的富裕升压能力，如果合理利用这一特性对系统进行优化，可以提高其热经济性.笔者以某660 MW超临界机组为例，对低负荷给水加热系统进行改进，研究了No.0高压加热器的给水温升范围和低负荷给水加热系统宽负荷脱硝时的机组热经济性，以及调节高压蒸汽阀门对高负荷运行时机组热经济性的影响.

1 低负荷给水加热系统模型

1.1 机组的设计数据

所研究的660 MW超临界湿冷机组锅炉型号为SG2066/25.4，汽轮机为N660-24.2/566/566一次再热直接湿冷凝汽式汽轮机.该机组典型工况下的锅炉及汽轮机相关参数见表1.从表1可以看出，当机组负荷下降至40%时，省煤器出口烟温已降至300 ℃以下.该机组实际运行时要求SCR装置的入口烟温在320～400 ℃，则在50%负荷下SCR装置就需停运.

表1某660MW超临界湿冷机组典型工况

Tab.1Typicalworkingconditionsofa660MWwetcoolingunit

参数负荷/%100755040机组功率/MW660.1495.1330.1221.3主蒸汽质量流量/(t·h-1)1897.21393.1900.0607.7屏式过热器出口汽温/℃538.7538.1528.8535.0后烟道省煤器出口水温/℃325.5308.6289.4268.4前烟道省煤器出口水温/℃294.1288.2269.8243.8省煤器入口水温/℃282.6272.1249.4161.9前烟道省煤器入口烟温/℃347.1346.8322.6291.9后烟道省煤器入口烟温/℃363.5320.9297.8277.3省煤器出口烟温/℃355.8337.8314.4286.31段抽汽压力/MPa6.6055.5153.7342.4631段抽汽温度/℃367.2355.0357.6360.4排汽压力/kPa5.885.885.885.88

1.2 低负荷给水加热系统设计

根据文献[7]和文献[8]的研究结果，设计低负荷给水加热系统如图1所示.该系统中蒸汽喷射器(以下简称喷射器)的引射汽源来自锅炉屏式过热器出口，以减少系统管道及设备的投资，被引射蒸汽来自汽轮机高压缸1段抽汽，喷射器出口蒸汽进入No.0高压加热器对给水进行加热，其疏水自流进入No.1高压加热器.与文献[8]中的系统相比，该系统增加了喷射器旁路，部分引射蒸汽可通过该旁路直接进入No.0高压加热器.图中VH、VL和VB分别为高压蒸汽入口调节阀、1段抽汽入口调节阀和旁路调节阀.

1.3 低负荷给水加热系统计算模型

当采用图1所示的低负荷给水加热系统之后，锅炉给水温度升高.如果忽略散热损失，则省煤器的热平衡及传热方程为：

(1)

设采用低负荷给水加热系统前后烟气及空气流量不变，省煤器入口烟温也不变，即可获得省煤器出口烟温及出口水温.排烟温度变化及其对锅炉热效率的影响可用文献[9]中的方法计算.

进入喷射器的高压蒸汽质量流量为：

qm,H=0.638ξAH(pHρH)1/2

(2)

式中：ξ为喷嘴效率；AH为高压喷嘴喉部面积，m2;pH为高压喷嘴入口压力，Pa；ρH为高压喷嘴入口密度，kg/m3.

李冰心等[8]的研究表明，对于给定的喷射器，其引射系数φ在很大的负荷范围内基本不变，由此获得进入喷射器的1段抽汽的质量流量qm,VL为：

qm,VL=φqm,H

(3)

式中：φ为引射系数.

进入No.0高压加热器的蒸汽质量流量qm,0为：

qm,0=qm,H+qm,VL+qm,VB=qm,VH+qm,VL

(4)

式中：qm,VB为高压旁路蒸汽质量流量，kg/s.

进入No.0高压加热器的蒸汽焓值h0为：

(5)

式中：hVH、hVL分别为高压管道和引射蒸汽焓值，kJ/kg.

采用上述处理方法后，可将No.0高压加热器按照常规的回热加热器进行处理，并按照文献[9]中的方法对各工况进行回热系统热平衡计算，得到机组热经济性指标的变化.

2 研究结果及讨论

2.1 No.0高压加热器的温升范围

在低负荷给水加热系统实际运行时，No.0高压加热器的温升既要保证SCR脱硝温度，又要满足省煤器出水不汽化的要求.由于设计工况下省煤器入口烟温为450 ℃，只要省煤器正常运行，其出口烟温均不会超过400 ℃，低负荷给水加热系统需要控制省煤器出口烟温高于320 ℃，且满足省煤器出水不汽化的要求.一般认为省煤器出口水温比其饱和水温低20 K，给水在省煤器就不会汽化.根据这些条件，计算No.0高压加热器温升对省煤器出口烟温及出口水温的影响，结果如图2所示.图中实线表示脱硝要求的最小温升，虚线表示给水不汽化要求的最大温升，当No.0高压加热器温升在实线以上、虚线以下时，才能同时保证脱硝及给水不汽化.由图2可知，当负荷较高时，No.0高压加热器可选择的温升范围相当大；而在负荷低于30%左右时，实线在虚线以上.为了解决该问题，可在负荷低于30%时提高主蒸汽压力，以满足脱硝要求的No.0高压加热器温升.

图2 No.0高压加热器的温升范围

2.2 热经济性研究

喷射器的设计引射比是影响低负荷给水加热系统性能的重要参数，当喷射器入口蒸汽参数不变时，设计引射比增加，其出口压力降低，No.0高压加热器温升也降低.根据文献[8]的结果，取50%负荷为喷射器的设计负荷，分别取No.0高压加热器温升为20 K、25 K和30 K，设计喷射器参数如表2所示.表中只有No.0高压加热器温升为30 K的方案才能满足45%负荷下脱硝的要求；其他2种方案在45%负荷下喷射器出口蒸汽压力过低，不能达到脱硝所需的加热温升，此时可关闭图1中的阀门VL，开启阀门VB，将高压蒸汽直接节流后与喷射器出口蒸汽混合供给No.0高压加热器，以实现宽负荷脱硝，此时喷射器仅起到节流减压的作用.

表2 喷射器设计参数[8]

图3给出了不同设计温升下的低负荷给水加热系统的全工况热经济性.从图3可以看出，在较大的负荷范围内，3种方案热经济性均相差不大，但在高负荷下温升较大的方案热经济性较差；而在低负荷下喷射器只起到节流作用，因此其经济性随负荷的降低而迅速下降，但能满足脱硝要求，以达到排放指标.

图3 不同设计温升下的低负荷给水加热系统热经济性

Fig.3 Thermal efficiency of the low-load feedwater heating system at different design temperature rises

2.3 高负荷时喷射器的运行优化

从图3还可以看出，当机组运行在80%负荷(即528 MW)及以上时， 锅炉排烟温度上升，锅炉效率下降，此时机组标准煤耗率上升，热经济性降低.

由图4可知，当低负荷给水加热系统运行在较高负荷(90%负荷)以上时，可以调节高压蒸汽入口调节阀的开度，通过降低喷射器入口高压蒸汽压力，改变给水温升，提高机组热经济性，从而避免低负荷给水加热系统的频繁切除，简化操作运行.

图4 阀门VH的开度对低负荷给水加热系统热经济性的影响

Fig.4 Effect of VH valve opening on thermal efficiency of the low-load feedwater heating system

2.4 No.0高压加热器的选型

图5给出了低负荷给水加热系统在不同设计温升下No.0高压加热器加热负荷Q随机组负荷的变化规律.由图5可知，不同设计温升下，随着机组负荷的变化No.0高压加热器加热负荷的变化较大.实际选型应按照图5所示，选择加热负荷较高的工况作为No.0高压加热器的设计数据，并在其他负荷下进行换热能力的校核.

3 结 论

(1) 低负荷给水加热系统运行至45%负荷(即297 MW)以下时，可关闭1段抽汽入口调节阀，开启旁路调节阀，将高压蒸汽直接节流后与喷射器出口蒸汽混合供给No.0高压加热器，以实现宽负荷脱硝.

图5 不同设计温升下的No.0高压加热器变工况性能

Fig.5 Performance of No.0 high-pressure heater under variable working conditions

(2) 当低负荷给水加热系统运行在90%负荷(即594 MW)以上时，可以调节高压蒸汽入口调节阀的开度，提高机组热经济性.

(3) 在No.0高压加热器设计选型时，应按照其最高的加热负荷进行设计，并在其他负荷下进行校核.

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