燃气机组热调峰性能及经济性分析

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2024年3月26日发(作者：)

第 54 卷 第 6 期

2021 年 6 月

中国电力

ELECTRIC POWER

Vol. 54, No. 6

Jun. 2021

燃气机组热调峰性能及经济性分析

刘嘉乐，马素霞，马红和，张立芳

(太原理工大学 电气与动力工程学院，山西 太原　030024)

摘　要：通常，许多燃气热电机组采用低压缸空载供热改造以保障冬季供热。为分析在有限天然气量、不

同背压下低压缸空载的供热性能，以某燃气-蒸汽联合循环直接空冷机组为例，通过计算不同背压下低压

缸的最小进汽量，确定空载供热的安全调节范围；并建立包含供热量、低压缸功量、冷源损失及辅助设备

耗电量的能量系统㶲分析模型，评价低压缸空载工况的供热经济性。结果表明，降低背压有利于增加燃气

机组的最大供热出力、低电负荷下的热调峰能力及低压缸能量系统的㶲效率。

关键词：燃气热电机组；低压缸空载；最小进汽量；热调峰；供热经济性；㶲效率；直接空冷

DOI：10.11930/.1004-9649.202101041

0 引言

冬季供暖是民生保障工程。近年来，随着环

保要求日益严苛，工业供热锅炉被逐步取缔，热

电厂承担了主要供热任务。由于新能源电力的迅

猛发展以及国家对“弃风、弃光”的限制，使得

热电厂电负荷减小，限制了机组的供热能力。这

种热电耦合现象给冬季供暖带来了极大的困扰

[1]

。

燃气热电机组凭借联合循环效率高、污染排放

低、电热负荷响应快等优点，得到较快发展

[2]

。

但同时，由于天然气用量的爆发式增长，大范围

的“气荒”问题频繁发生

[3]

，也使燃气热电厂尖

峰供热能力不足。

因此，如何在有限天然气供应条件下最大限

度地提升适应性调峰供热能力是燃气热电机组急

需解决的技术难题。综合现有热电厂供热改造技

术

[4-6]

，低压缸零出力技术凭借改造成本低和供热

经济性好等优点

[7]

，拥有广泛的工程应用前景。

低压缸零出力改造技术采用完全密封的蝶阀切断

低压缸原进汽管道，新增旁路管道通入少量冷却

蒸汽以带走低压缸内的鼓风热量，并防止末级叶

片发生颤振

[4-8]

。但目前，对于最小冷却蒸汽量的

确定方法鲜有文献提及。而且，关于供热经济性

收稿日期：2021−01−08； 修回日期：2021−04−02。

基金项目：国家重点研发计划资助项目(低热值煤清洁高效

燃烧资源利用与灵活发电关键技术，2020YFB0606300)。

的研究大多集中在以热效率来评价供热系统的能

量利用程度，并未考虑能量品质和辅助设备能耗

等因素。

本文以某燃气-蒸汽联合循环热电联产的直接

空冷机组为例，分析低压缸空载供热性能，利用

末级动叶出口相对容积流量确定不同背压下低压

缸的最小进汽流量，并通过计算供热安全区，分

析低压缸空载供热的适应性调峰能力。最后，采

用㶲分析方法全面评价低压缸空载供热的运行经

济性。

1 机组概况

某机组为国内首座燃气-蒸汽联合循环热电联

产直接空冷机组。如图1所示，该机组为2台燃

气轮机、2台余热锅炉配1台蒸汽轮机，即“二

拖一”模式，总装机容量约为860 MW。余热锅

炉为三压、再热型式，设置有高、中、低压主蒸

汽及再热蒸汽系统。蒸汽轮机为双缸、一次中间

再热、抽凝式直接空冷汽轮机，主要技术参数见

表1。

冬季供热期间，两台余热锅炉的低压蒸汽与

中压缸排汽混合，一部分进入低压缸做功后流入

空冷岛，另一部分前往热网加热器加热一次网回

水。低压缸空载供热方案通过加大空冷岛的抽真

空能力，降低机组运行背压以减小低压缸进汽量，

最大化供热蒸汽量，提升机组的最大供热能力。

104

第 6 期刘嘉乐等：燃气机组热调峰性能及经济性分析

燃烧室

低压蒸汽

1

号

余

热

锅

炉

中压蒸汽

再热蒸汽

高压蒸汽

至热网加热器

压气机

燃气透平

1 号燃气轮机

燃烧室

2

号

余

热

锅

炉

高压缸

中压缸

低压缸

压气机燃气透平

2 号燃气轮机

空冷岛

至冷再热管道

图 1 燃气热电厂热力系统示意

Fig. 1 Diagram of the thermal system for gas-fired cogeneration power plant

表 1 汽轮机主要设计参数

根汽流倒流带入的水滴侵蚀叶片

[8-10]

。

末级相对容积流量表示为

G

1

v

21

V=

（1）

Gv

2

式中：G、G

1

分别为设计工况和变工况下的质量

流量，kg/s；v

2

、v

21

分别表示设计工况和变工况

下动叶出口比容，m

3

/kg。

文献[11]通过实验测得

V=0.325

为脱流区高度

急剧增加的转折点。文献[12]通过模拟发现相对

容积流量

V=0.3341

时，叶根处流体流动紊乱程度

最剧烈。文献[13]中电厂实测

V=0.1∼0.3

内出现

应力峰值。因此，末级动叶能否安全工作有一个

转折点，即最小相对容积流量

V

min

。当

V

大于

Table 1 Main design parameters of steam turbine

项目

制造厂家

汽轮机型号

额定输出功率/MW

主蒸汽压力/MPa

主蒸汽温度/℃

再热蒸汽压力/MPa

低压蒸汽压力/MPa

低压蒸汽温度/℃

排汽压力/MPa

排汽流量/（t·h

−1

）

末级叶片高度/mm

低压缸级数

内容

东方汽轮机股份有限公司

TC2F-40.5

264.28

11.96

566

3.06

0.63

332.7

0.012

773

661

2×5

V

min

时，则认为末级处于安全运行状态。

2.2 不同背压下的最小进汽流量

采用阻尼结构的空冷机组末级叶片在设计时

通常在

V=0.15

处进行动应力校核

[14]

。本机组末级

叶片采用双层围带、中部自带凸台拉筋，阻尼系

数大幅度增加，可以有效防止叶片振动。因此，

结合该机组冬季最大抽汽供热工况，认为末级相

对容积流量大于0.2时，机组可以安全运行。留

有0.05的安全裕量，最终给定末级最小相对容积

流量

V

min

=0.25

。该蒸汽轮机无回热抽汽，低压缸

进汽量与排汽量一致，根据式（2）可以计算出

不同背压下的低压缸最小进汽量为

G

min

=

V

min

G

0

v

c0

v

c1

p

c1

（2）

2 低压缸空载供热

2.1 小容积流量工况

低压缸空载供热时低压缸处于小容积流量工

况，级内流动将发生很大的变化，出现脱流和涡

流，甚至引发颤振。一般将动叶根部开始出现脱

流的工况称为小容积流量工况

[9]

。长时间处于小

容积流量工况时叶片甚至机组的安全将受到以下

严重威胁：（1）末级处于鼓风工况，消耗机械

功导致效率降低，并产生鼓风热量，可能引起低

压缸过热甚至变形；（2）末级叶片动应力增

加，可能导致叶片颤振甚至断裂；（3）末级叶式中：G

min

为低压缸最小进汽量，kg/s；G

0

为低

105

中国电力

第 54 卷

压缸额定进汽流量，kg/s；v

c0

为额定排汽比容，

m

3

/kg；v

c1

为背压p

c1

对应的排汽比容，m

3

/kg。

基于热平衡图，获得不同燃气量下机组的低

压缸前蒸汽量（为中压缸排汽和低压蒸汽的混合

蒸汽），减去不同背压下的最小进汽量，得到最

大采暖抽汽量，即机组的最大供热能力。本机组

低压缸最小进汽量与背压的关系如图2中实线所

示；机组最大供热能力与背压的关系如图2中虚

线所示。由图2可知：（1）最小进汽量随着背压

的降低而呈正比减小，数学关系可以拟合为式

（3）；（2）不同燃气量下机组最大供热出力均

随着背压的降低而增加。因此，降低背压有利于

减小低压缸进汽流量，增大供热蒸汽量，实现机

组最大供热能力的提升。

G

min

=15.015p

c1

+6.0595（3）

200

600

)

1

−

h

·

t

160

燃气量为 60.95 t/h；

(

/

量

燃气量为 46.95 t/h；

500

W

M

汽

燃气量为 33.88 t/h

/

力

进

120

小

400

出

热

最

供

缸

80

压

300

大

最

低

40

357911

200

背压/kPa

图 2 不同背压下的低压缸最小进汽量及其最大供热出力

Fig. 2 Low-pressure cylinder minimum intake and

maximum heating output under different back pressures

2.3 热电联产机组的热调峰性能

当电负荷受电网调控而降低时，机组应具备

较强的应急热调峰能力，且该应急热调峰能力与

供热安全区直接相关

[15]

。计算燃气-蒸汽联合循环

机组的供热安全区需要考虑燃气轮机的最大燃气

量、燃烧器最小稳燃气量，以及蒸汽轮机的低压

缸最小进汽量。本机组的最大燃气量为60.95 t/h，

燃烧器稳燃气量为26.38 t/h。

某一燃气量下，连接最小供热工况点和最大

供热工况点，即可得到该工况下机组的电热特性

曲线。如图3所示，AB（B′）为燃气量最大时机

组的电热特性曲线，DC（C′）为燃气量最小时机

组的电热特性曲线，CB（C′B′）为低压缸进汽量

最小时机组的电热特性曲线，也是机组的最大供

106

热工况曲线。上述特征曲线与坐标轴围成的区域

即为热电联产机组的供热安全区。其中，ABCD

区域为机组原供热安全区，AB′C′D区域为低压缸

空载供热安全区。可以看出，相较于本机组的原

抽汽供热方式，低压缸空载供热工况的低压缸最

小进汽量负荷线后移，供热能力增加。最大热出

力点由B后移至B′，约增加了68 MW；最小电出

力点由

C下移至C′，约减小了13.6 MW。

250

A

原抽汽供热安全区；

空载供热增加安全区

W

200

燃气量为 60.95 t/h

M

/

力

出

150

B

B'

电

P

组

100

1

Q

1

Q

'

1

机

D

燃气量为 26.38 t/h

50

C

C'

0

0500600

机组热出力/MW

图 3 燃气机组低压缸空载供热安全区

Fig. 3 Safe operation area of unit with no-load heating

热调峰性能是指在电负荷一定的条件下，热

电联产机组供热出力调节的极限能力。如图3所

示，当机组电负荷为P

1

时，其水平线与供热安全

区边界相交于两点，分别表示当前电负荷下机组

的最大、最小供热能力。此时，原供热调节范围

为0~Q

1

，低压缸空载的供热调节范围增加至

0~Q′

1

。将电负荷线从50.25 MW逐渐向上平移至

264.28 MW，便可以得到在不同电负荷下机组的

供热调节范围，如图4所示，其中，EFMN区域

为机组原供热调节范围，E′F′M′N区域为低压缸

空载供热调节范围，可以看出，随着机组电负荷

600

M' (139.6, 568.0)

原供热调节范围；

空载新增调节范围

M (154.0, 500.0)

W

M

400

F' (96.9, 408.1)

/

围

范

节

F (96.9, 287.7)

调

热

200

供

0

E'

E

N

5063.9164.3

机组负荷/MW

图 4 燃气机组低压缸空载供热调节范围

Fig. 4 Heating regulation range of unit with

no-load heating

第 6 期刘嘉乐等：燃气机组热调峰性能及经济性分析

增加，两种方式的供热调节范围均为先增大后减

小，原抽汽供热在M点处达到峰值，而空载供热

的峰值上移至M'点。同时，在低电负荷下，空载

供热调节范围明显大于原抽汽供热，约增加了

120.4 MW。因此，低压缸空载供热有效地提升了

机组在低负荷下的应急热调峰能力。

3 空载供热工况下的运行经济性

空载供热模式下，低压缸进汽流量降低，使

冷源损失减少，运行经济性提高。但热效率评价

方法没有考虑电、热的品质差别，而且降低背压

是以增加空冷风机和真空泵能耗为代价。所以，

本文采用㶲方法分析空载工况下供热系统的经济性。

3.1 供热系统的㶲分析模型

㶲分析是以热力学第一、第二定律为基础，

综合评价系统对能量利用完善程度的科学分析方

法

[16]

。㶲效率是指系统收益㶲和支出㶲的比值。

电厂热力系统是一种稳定流动系统，㶲值计算公

式为

[17]

e=(h−h

0

)−T

0

(s−s

0

)（4）

式中：h、h

0

分别为当前和环境状态下稳定流动

工质比焓，kJ/kg；s、s

0

分别为当前状态和环境状

态下稳定流动工质比熵，kJ/（kg·K）；T

0

为环境

温度，K。

本机组供热系统㶲流如图5所示。可以看

出，流入供热系统的㶲流为中压缸排汽和低压蒸

汽的混合蒸汽㶲，流出系统的㶲流包括空冷岛和

热网加热器凝结水㶲。供热系统支出㶲后获得了

低压缸做功量和供热量，但部分功量被空冷风机

和抽真空设备消耗。

(G

1

+G

2

) e

1

W

e

热

低压缸

网

加

Q

n

热

W

器

fan

+W

a

空冷岛

环境温度

T

0

G

1

e

c1

G

2

e

c2

图 5 低压缸空载供热系统㶲流图

Fig. 5 Exergy flow chart of no-load heating system

因此，供热系统的㶲效率计算公式为

η

−W

a

+Q

n

(1−

T

0

ex

=

W

e

−W

fan

T

)

G

1

(e

1

−e

c1

)+G

2

(e

1

−e

c2

)

（5）

式中：η

ex

为㶲效率，%；W

e

为低压缸做功量，

kW；W

fan

、W

a

分别为空冷风机、真空泵耗功量，

kW；Q

−

n

为供热量，kW；

T

为供热的热力学平均

温度，即热网供回水温度平均值，K；G

1

、G

2

分

别为低压缸进汽量和供热蒸汽量，kg/s；e

1

、e

c1

、

e

c2

分别为供热系统入口比㶲、发电侧出口比㶲、

供热侧出口比㶲，kJ/kg。

其中，低压缸做功量为

W

e

=(h

1

−h

c1

)G

1

（6）

式中：h

1

、h

c1

分别为低压缸进出口比焓，kJ/kg。

空冷风机耗功量为

W

fan

=P

fan

/(η

m

η

g

)（7）

式中：η

m

为汽轮机机械效率；η

g

为发电机效率；

P

fan

为空冷风机输出功率，kW。

空冷岛变工况计算常采用ε-NTU（传热单元

数）法，计算得到不同背压下的冷却风量，即可

得到空冷风机功率

[18-20]

为

()(

P

q

fan

=

∑

n

i

)

3

1

P

i

=

∑

n

1

P

0

ρ

i

ρ

0

q

0

（8）

式中：P

0

、P

i

分别为当前工况和变工况下的风机

耗电量，kW；ρ

0

、ρ

i

分别为当前工况和变工况下

的空气密度，kg/m

3

；q

0

、q

i

分别为当前工况和变

工况下的冷却风量，m

3

/s。

真空泵耗功量为

W

a

=P

a

/(η

m

η

g

)（9）

式中：P

a

为真空泵输出功率，kW。

本机组抽真空系统设置2台100%容量的水环

真空泵，正常运行时1台运行1台备用。水环真

空泵的效率国内外都定义为气体等温压缩效率，

所以水环真空泵功率计算公式为

[21]

(

P

=p

p

)

a1

Q

is

ln

2

p

1

/(3600η)（10）

式中：η为水环真空泵效率，%；p

2

、p

1

分别为水

环真空泵进、出口压力，kPa；Q

is

为该进口压力

时泵的抽气量，m

3

/h。

3.2 原抽汽供热工况的㶲分析

在环境温度为0 ℃时，分别利用热效率和㶲

107

中国电力

第 54 卷

效率分析原最大抽汽供热工况的经济性，计算结

果见表2。热效率评价方法中，供热系统的能量

损失为小部分的低压缸排汽散热量，能量利用效

率

较高。随着燃气量的减小，低压缸进汽量不

变，冷源损失占比增大，热效率明显下降。㶲分

析方法还考虑了系统对外供热量的㶲损，因此，

㶲效率低于热效率，而且热网侧㶲损在系统能量

中占比高。

表 2 原抽汽供热工况的供热经济性

Table 2 Heating economy under original heating conditions

燃气量/

（t·h

−1

）

60.95

46.95

33.88

低压缸前汽量/

（t·h

−1

）

783.2

615.7

461.2

低压缸进汽量/

（t·h

−1

）

133.7

133.7

133.7

原最大供热

出力/MW

500.0

371.5

256.1

低压缸发电

出力/MW

18.7

18.9

18.6

热效

率/%

85.3

81.4

75.1

㶲效汽机侧热网侧汽机侧㶲热网侧㶲

率/%支出㶲/MW支出㶲/MW损/%损/%

67.7

68.4

68.9

39.4

38.4

37.0

186.8

135.1

125.4

9.0

11.1

11.2

23.3

20.5

12.9

3.3 空载供热工况下的运行经济性分析

在环境温度为0 ℃时，基于上述供热系统㶲

分析模型，计算该机组空载工况下供热系统㶲效

率与背压的关系，结果如图6所示。由图6可以

看出，随着背压的下降，空载工况下供热系统的

㶲效率增加。当背压约小于8.5 kPa时，不同燃气

量下㶲效率均高于原抽汽供热工况。同时，空载

工况下低压缸进汽量随背压下降而减少，空冷岛

的冷却负荷下降，空冷风机耗功反而减少；真空

泵的耗电量随背压降低的增长幅度较小，且在系

统中能量占比很低。综上，空载工况下随着背压

降低，供热系统的运行经济性显著增加。

低，供热量的可用能增加，使空载工况下供热系

统㶲效率增加，经济性提升。

76

74

72

70

68

66

燃气量为 60.95 t/h；

燃气量为 46.95 t/h；

燃气量为 33.88 t/h

320

240

160

80

0

供

热

系

统

㶲

效

率

η

e

x

/

%

−20

−100

环境温度/°C

10

图 7 空载供热系统㶲效率与环境温度的关系

74

供

热

系

统

㶲

效

率

η

e

x

/

%

72

80

空

冷

岛

散

热

负

荷

/

M

W

燃气量为 60.95 t/h

；

燃气量为 46.95 t/h

；

燃气量为 33.88 t/h

100

Fig. 7 Relationship between exergy efficiency and

ambient temperature of no-load heating system

4 结论

（1）降低空冷机组运行背压有利于低压缸进

汽量减少，供热蒸汽量增大，实现供热能力的提

升。在燃气热电厂上应用低压缸空载供热方案，

可使机组的最大供热出力增加68 MW。

（2）低压缸空载供热可以有效提升燃气热电

机组在低负荷下的应急热调峰能力。在相同电负

荷下，供热调节范围约增加120.4 MW。

（3）低压缸空载工况下，燃气机组的供热系

统㶲效率随背压和环境温度的降低而升高，供热

经济性提高。

70

68.9

68.4

68

46

背压/kPa

67.7

8

60

40

图 6 空载供热系统㶲效率与背压的关系

Fig. 6 Relationship between exergy efficiency and back

pressure of no-load heating system

由式（4）和（5）可知，环境温度也会影响

供热系统的㶲效率。当背压为5 kPa时，不同环

境温度下空载供热系统的㶲效率如图7所示，随

着环境温度降低，空载工况下空冷风机能耗下

降；当环境温度为−20 ℃，仅依靠自然风即可冷

却乏汽，切除全部空冷风机。而且，环境温度降

参考文献：

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空

冷

风

机

功

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/

k

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作者简介：

刘嘉乐(1994—)，男，硕士研究生，从事热力系统分

析及优化研究，E-mail：**********************.；

马素霞(1966—)，女，通信作者，博士，教授，从事

能源动力系统节能技术研究，E-mail：masuxia@tyut.

。

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（责任编辑　张燕）

Analysis on Thermal Peak Shaving and Economic Performance

of Gas-Fired Unit

LIU Jiale, MA Suxia, MA Honghe, ZHANG Lifang

(College of Electrical and Power Engineering, Taiyuan University of Technology, Taiyuan 030024, China)

Abstract: Generally, low-pressure cylinder transformation with no-load heating are implemented in many cogeneration units to

ensure heat supply in winter season. In this paper, in order to study the no-load heating performance of low-pressure cylinder under

limited natural gas supply and different back pressures, by taking a gas-steam combined cycle unit as the study object, the safe

regulation range of no-load heating is determined based on the calculation of the minimum steam intake of low-pressure cylinder

under different back pressures. Moreover, an exergy analysis model is established for the energy system including heat supply, low-

pressure cylinder power, cold source losses and the power consumption of auxiliary equipment to comprehensively evaluate the

heating economy of low-pressure cylinder under no-load operating conditions. The results show that the reduction of back pressure is

beneficial to the improvement of the maximum heating output and thermal peak shaving capacity of the unit under low power loads.

At the same time, the energy system of low pressure cylinder can also achieve higher exergy efficiency.

This work is supported by the National Key Research and Development Program of China (The Key Technologies for Clean & High-

Efficient Combustion of Low Calorific Coal and Resource Utilization and Flexible Generating, No.2020YFB0606300).

Keywords: gas-fired thermoelectric unit; no-load operation of low-pressure cylinder; minimum steam flow; thermal peak shaving;

heating economy; exergy efficiency; direct air-cooling

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本文标签： 供热低压机组空载工况