燃气轮机是以连续流动的气体为工质带动金属叶轮高速旋转, 并将燃料的化学能转变为机械能的内燃式动力机械, 是一种旋转叶轮式热力发动机^[1]。其中, 作为能源转换装备制造业的高端产品, 重型燃气轮机已被广泛应用于燃气-蒸汽联合循环电厂, 并已被我国列为优先发展的重大装备^[2-3]。现阶段, 燃气轮机已在航空航天、船舶制造、天然气输送以及能源发电等众多行业领域得到广泛应用^[4], 成为当下热门的清洁发电设备之一。另外, 采用燃气-蒸汽联合循环、中间再热复杂循环、中间冷却复杂循环、间冷回热复杂循环、回注蒸汽的燃气轮机循环、燃气轮机燃煤技术等先进技术后, 燃气轮机技术的开发和实践应用进入了一个全新的阶段^[5]。

燃气轮机主要由进气系统、压气机、燃烧室、透平以及排气系统等部分构成。其中, 进气系统主要给压气机抽气提供辅助, 压气机主要是将大气中的空气进行压缩, 传递给燃烧室, 在燃烧室内高压空气与燃气混合燃烧, 产生高温高压烟气到透平内进行膨胀做功。目前国内常见的燃气-蒸汽联合循环机组中, 排气系统通常后接余热锅炉, 对透平的热排气进行二次利用。进气加热(Inlet Bleed Heating, IBH)系统通过热源驱动设备预先加热压气机进口空气, 以调节压气机进口温度, 从而对重型燃气轮机以及燃气-蒸汽联合循环机组产生影响。进气加热系统不仅能够在恶劣天气下有效防止机组产生结霜以及湿堵等问题^[6-7], 同时还能够在低负荷运行下提高机组效率。

目前, 对于联合循环机组中燃气轮机总体性能分析的研究相对较少, 但针对燃气-蒸汽联合循环机组, 国内外研究机构和学者已开展了大量的研究工作。ARRIETA F R P等人^[7]分析了环境条件对燃气轮机效率的影响; 张涛等人^[8]利用EBSILON进行热力建模, 分析了进气冷却与进气加热对燃气-蒸汽联合循环的影响; 王树成等人^[9]依据热平衡方程通过Aspen Plus进行物理建模, 系统分析了进气加热对联合循环性能的影响; LIU Z T等人^[10]通过平衡运行线分析了燃气轮机效率的影响因素, 并提出了一种新型的加热技术; 陈仁贵等人^[11]通过对进气结霜的研究, 分析了进气加热对燃气轮机的保护作用; 范雪飞等人^[12]采用GT Pro进行了进气冷却或进气加热前后的热力计算; 诸多学者也在实际燃气-蒸汽联合循环机组研究中分析了进气加热的相对意义^[13-15]。

本文选取452 MW级燃气-蒸汽联合机组燃气轮机为研究对象, 利用一款可应用于不同机组的燃气-蒸汽联合循环机组进气空调系统对燃气轮机进行进气加热。将燃气轮机出气端与联合循环机组中余热锅炉连通, 利用联合循环机组内余热锅炉尾部烟道热量加热给水。对环境温度与燃气轮机部分负荷工况性能变化规律进行分析, 利用MATLAB软件建立燃气轮机模型, 结合电厂实际运行数据分析进气温度控制对燃气-蒸汽联合循环机组内燃气轮机效率参数及其工况性能的影响。

进气加热系统是燃气轮机进气端的重要辅助系统, 用于在不同环境温度条件下调节压气机的进气温度, 以达到保护燃气轮机安全运行并有效提高发电效率的目的^[16]。根据热源的不同, 通用进气加热技术可以分为余热锅炉余热加热、压气机抽气式加热、翅片管换热式加热、电加热等^[17-18]。

进气加热装置利用余热锅炉尾部烟气余热加热给水, 经过加热后的水通过管道输送到换热器, 这些热水被用于加热来自压缩空气管道的高压空气。换热后的高压空气变得更热, 并通过热空气管道进入进气管道。热空气与进气管道中的冷空气混合后被输送至压气机入口, 从而达到节省大量能量、提高机组热效率的目的。

本文研究对象为三菱M701F4型燃气-蒸汽联合循环供热机组燃气轮机, 采用MATLAB及Simulink仿真软件构建燃气轮机热力模型, 模型由进气系统、压气机、燃烧室、透平及排气系统构成。

进气系统数学模型为

$ \Delta P=\Delta P_1+\Delta P_{\xi}=\frac{\lambda}{d} l \frac{\rho c}{2}+\xi \frac{\rho c}{2} $

(1)

式中: ΔP——系统阻力损失;

ΔP_l——沿程阻力损失;

ΔP_ξ——局部阻力损失;

λ——沿程阻力摩擦系数;

d——管段当量直径;

l——管段长度;

ρ——密度;

c——速度;

ξ——局部阻力损失系数。

压气机数学模型为

$ G_{\mathrm{C}, \mathrm{cor}, \mathrm{rel}}=f\left(n_{\mathrm{C}, \mathrm{cor}, \mathrm{rel}}, \pi_{\mathrm{C}, \mathrm{rel}}\right) $

(2)

$ \eta_{\mathrm{C}, \mathrm{rel}}=f\left(n_{\mathrm{C}, \mathrm{cor}, \mathrm{rel}}, \pi_{\mathrm{C}, \mathrm{rel}}\right) $

(3)

式中: G_{C, cor, rel}——压气机相对折合流量;

f——函数;

n_{C, cor, rel}——压气机相对折合转速;

π_{C, rel}——压气机相对压比;

η_{C, rel}——压气机相对等熵效率。

燃烧室数学模型为

$ \eta_{\mathrm{B}}=f(P) $

(4)

式中: η_B——燃烧室等熵效率;

P——燃气轮机的功率。

透平数学模型为

$ G_{\mathrm{T}, \mathrm{cor}, \mathrm{rel}}=f\left(n_{\mathrm{T}, \mathrm{cor}, \mathrm{rel}}, \pi_{\mathrm{T}, \mathrm{rel}}\right) $

(5)

$ \eta_{\mathrm{T}, \mathrm{rel}}=f\left(n_{\mathrm{T}, \mathrm{cor}, \mathrm{rel}}, \pi_{\mathrm{T}, \mathrm{rel}}\right) $

(6)

式中: G_{T, cor, rel}——透平相对折合流量;

n_{T, cor, rel}——透平相对折合转速;

π_{T, rel}——透平相对压比;

η_{T, rel}——透平相对等熵效率。

本文对一种重型燃气轮机进气空调系统进行了优化。优化后的进气空调系统结构如图 1所示^[19]。其中, HP、IP和LP分别代表蒸汽轮机的高压缸、中压缸和低压缸。

环境温度与燃气轮机及其联合循环电厂的运行性能有着密切且直观的联系。当环境温度升高, 空气密度减小, 而比容升高, 压气机吸入的空气量随之减少, 使得燃气轮机及其联合循环的发电功率随环境温度的升高而降低。这将导致在某些特殊运行期间(例如夏季工况、冬季工况或者部分负荷工况下), 机组性能与用户需求不匹配的问题。

由图 1可以看出, 优化系统在原系统基础上增加了进气过滤装置, 能够有效清除进气中大部分固体颗粒, 提高进气质量。模型系统作为适用于燃气轮机及其联合循环机组的进气温度控制系统, 包含进气加热系统及进气冷却系统, 能够实现对于温度的准确控制, 选用该系统对燃气轮机及其联合循环机组进行进气加热分析。该系统能够改善燃气轮机冬季工况和部分负荷工况下的机组效率, 以缓解机组在不同运行阶段电厂与电网供需不匹配的问题。同时, 还能够提升燃气-蒸汽联合循环电厂的运行经济性和灵活性。

基于上述三菱M701F4型燃气-蒸汽联合循环供热机组燃气轮机构建热力模型, 结合燃气电厂实际运行数据分析进气加热对重型燃气轮机的影响^[20]。

为确保实验数据的准确性和实际可用性, 本文选取燃气轮机负荷分别在30%、50%、67%、75%情况下, 通过调节压气机进气温度, 并结合相关参数对比分析进气加热给燃气轮机整机运行状况带来的影响。压气机进气温度与燃气轮机功率、热耗率关系曲线^[21]如图 2所示。

由图 2可以看出, 燃气轮机功率与压气机进气温度成反比关系, 即在不考虑其他因素条件下, 随着压气机进气温度的升高, 燃气轮机的功率降低, 效率下降。

不同负荷条件下, 压气机进气温度变化与燃气轮机运行参数的关系如图 3所示。其中, G₁为压气机入口空气质量流量, G₂为压气机出口空气质量流量, G₄为燃烧室出口燃气质量流量, p₁为压气机入口压力, p₂为压气机出口压力, p₄为燃烧室出口燃气压力, p₅为透平出口压力, t₂为压气机出口空气温度, t₃为燃烧室入口空气温度, t₄为燃烧室出口燃气温度, t₅为透平出口燃气温度, G_f为天然气质量流量。

图 3中, 采用控制变量法确保燃气轮机其他入口边界参数保持不变, 通过提高燃气轮机压气机进气温度, 分析进气加热对燃气轮机运行参数的影响。当进气温度由-5 ℃升高至45 ℃时, 压气机入(出)口空气质量流量、燃烧室出口燃气质量流量、压气机出口压力、燃烧室出口燃气压力均呈现下降趋势; 燃烧室出口燃气温度和透平出口燃气温度均呈现上升趋势, 说明压气机入口空气温度直接影响到燃气轮机的燃烧温度; 而压气机入口压力、透平出口压力、压气机出口空气温度、燃烧室入口空气温度和天然气质量流量则受影响相对较小或不受进气温度升高的影响。

不同负荷条件下, 压气机进气温度与IGV开度的关系曲线如图 4所示。

由图 4可知, 在不同负荷条件下, 当进气温度升高时IGV开度的变化趋势基本相似。30%负荷情况下, IGV开度由3.27%扩大至75.48%;50%负荷情况下, IGV开度由0.5%扩大至81.8%;67%负荷情况下, IGV开度由10%扩大至90.2%;75%负荷情况下, IGV开度由16%扩大至95.6%。

不同负荷下, 进气温度与压气机效率、透平效率的关系曲线如图 5所示。

图 5(a)中, 在30%负荷条件下, 进气温度由-5 ℃升至0 ℃时, 压气机效率显现出微弱的衰退, 下降了0.48%;在由0 ℃升至45 ℃时, 压气机效率保持稳定上升, 由75.7%提高至80%, 提升了4.21%。在50%和67%负荷条件下, 进气加热对压气机效率所带来的影响与30%负荷情况基本一致。另外, 50%和67%负荷条件下, 对应进气温度由-5 ℃升至45 ℃时, 压气机效率分别提升了5.15%和5.22%;在负荷75%条件下, 压气机效率始终保持增长, 由初始的78.12%提高至83.5%, 增长了5.38%。由图 5(b)可知, 在不同负荷条件下, 进气温度由-5 ℃升高至45 ℃的过程中, 透平效率变化相对较小。这说明在控制其他条件不变的情况下, 进气温度对透平效率的影响较小。

不同负荷条件下, 压气机进气温度与燃气轮机整体效率(归一化)的关系曲线如图 6所示。

由图 6可以看出, 随着进气温度的升高, 不同负荷条件下燃气轮机整体效率呈现出不同的变化情况。图 6(a)中, 30%负荷条件下, 进气温度由-5 ℃升至45 ℃, 燃气轮机整体效率呈先降后增的变化趋势, 并且在进气温度为-5 ℃时, 燃气轮机整体效率比进气温度10 ℃时降低了1.487%。在进气温度为45 ℃时, 整体效率达到了99.89%, 比进气温度-5 ℃时低0.101%。图 6(b)至图 6(d)中, 50%、67%、75%负荷条件下, 燃气轮机整体效率呈现出S型变化, 且在进气温度达到一定温度时整体效率达到最佳。图 6(c)中, 75%负荷条件下, 燃气轮机进气温度为30 ℃时, 整体效率达到了99.117%, 为全部进气温度中的最高效率。

本文提出了一种可以通用于燃气-蒸汽联合循环机组的进气加热系统, 通过余热锅炉的热源对压气机前端进气温度进行加热, 以达到提高燃气轮机整体效率的目的。以452 MW级燃气-蒸汽联合循环机组作为研究对象, 在30%、50%、67%、75%负荷条件下, 进气温度由-5 ℃提高至45 ℃, 对IGV开度、压气机效率、透平效率以及燃气轮机整体效率进行了分析。

(1) 在不同负荷条件下, 随着进气温度的升高, IGV开度相应扩大。

(2) 进气温度的变化对于透平效率的影响较小, 但对于提升压气机效率能够起到显著效果, 且在不同负荷条件下通过对进气温度的调节都能使压气机处于更好的运行状态。

(3) 进气温度对燃气轮机整体效率的影响在不同负荷条件下呈现出不同趋势, 且随着燃气轮机负荷的增大, 整体效率的曲线呈S型, 即在不同负荷条件下, 总有一个最优进气温度能够使燃气轮机整体效率到达最佳。