空冷機組汽動給水泵配置方案研究

蔣進愛 鄧明川 薛利紅

（神華國能 （神東電力）集團店塔發(fā)電公司，陜西省榆林市，719316）

1 引言

近年來，大量采用間接空冷系統(tǒng)的火電工程因能取得更低的夏季和年均排汽背壓而受到青睞并得以實施。間接空冷系統(tǒng)由于排汽背壓比直接空冷系統(tǒng)有一定幅度的降低，對汽動給水泵組出力的影響程度相應減小，給水泵汽輪機排汽可以選擇直接排入主機凝汽器，使給水泵的驅動方式選擇更加靈活，廠用電耗進一步降低；部分直接空冷機組也在探討給水泵汽輪機直接排汽至主機凝汽器方案。但是，間接空冷系統(tǒng)給水泵汽輪機排汽直接進入主機凝汽器所導致的給水泵組出力問題仍然突出，且影響程度較大。本文通過分析濕冷機組和空冷機組背壓、給水系統(tǒng)的實際參數差異、真實案例分析以及決過程來對空冷系統(tǒng)汽動給水泵配置方案需要考慮的問題進行研究，為同類型工程的設計提供參考。

2 采用不同冷卻方式的汽輪機組給水泵出力差異分析

采用不同冷卻方式的火電機組主要差異存在于機組排汽背壓和給水系統(tǒng)的配置上。濕冷機組較空冷機組排汽壓力、排汽壓力變化范圍及受環(huán)境風的影響均較小，相同發(fā)電功率下的給水流量較小。直接空冷機組排汽壓力高，受環(huán)境溫度、風速、風向及熱風回流的影響很大。汽動給水泵出力取決于驅動汽輪機出力，其主要受給水泵汽輪機進汽壓力、溫度、排汽壓力、給水泵效率以及驅動汽輪機效率等幾個方面的影響，表1 對比典型的660 MW 機組特征參數，以比較其差異。

由表1可知，在主機負荷均為660MW，不同冷卻系統(tǒng)為使給水量滿足主機帶負荷要求，間接空冷機組TRL 工況較THA 工況給水泵軸功率大18.78%，濕冷機組TRL工況較THA 工況給水泵軸功率大3.61%；濕冷機組和間接空冷機組TRL工況較THA 工況給水泵汽輪機相對內效率分別降低了0.6和4.1個百分點；TRL 工況空冷機組給水流量較濕冷機組增加較多；同時，TRL 工況較THA 工況下，間冷機組給水流量增加值比濕冷機組給水流量增加值多37.83t／h，但由于給水泵汽輪機在間接空冷系統(tǒng)中相對內效率降低較多，導致間接空冷系統(tǒng)給水泵汽輪機用汽量增加比例較大，小汽輪機用汽量濕冷機組增加了9.964t／h，間接空冷機組增加了22.068t／h，且兩種工況下小汽輪機排汽比容的變化分別占THA 工況下小機排汽比容的44% 和58.548%。在小汽輪機通流能力不變且蒸汽參數變化很大的情況下，要在較寬的負荷變化區(qū)間內取得較高的相對內效率是難以實現的，所以濕冷機組采用汽動給水泵組在夏季給水量與機組負荷的匹配能力較間接空冷機組強很多。

直接空冷機組由于銘牌功率定義為T-MCR工況，TRL 工況不要求帶滿負荷運行，如采用汽動給水泵則THA 工況和TRL 工況下的出力負荷區(qū)間較間接空冷系統(tǒng)更窄，給水泵汽輪機較窄的高效區(qū)可以更好地適應給水泵所需軸功率，所以此時直接空冷機組采用汽動給水泵夏季工況所面臨的給水限負荷風險比間接空冷系統(tǒng)小。如果直接空冷機組在TRL工況下要求主機仍能滿負荷出力，則給水泵汽輪機的輸出功率需要更大才能滿足給水量的要求。夏季更大的輸出功率則要求給水泵汽輪機有更大的通流面積，而在THA 工況時，給水泵汽輪機進汽蒸汽比容小，要求有較小的通流面積來確保較高的相對內效率將難以實現的。為了兼顧TRL和THA 工況下對給水泵汽輪機的出力要求，只能以較低的相對內效率來換取較寬的負荷變化范圍，造成給水泵組整體效率偏低。所以，在要求直接空冷機組TRL工況下，能夠滿負荷出力時則不應考慮采用采用汽動給水泵排汽進入主機凝汽器；如不要求TRL工況下主機帶滿負荷，則采用汽動給水泵汽輪機排汽進入主機凝汽器方案，較間接空冷系統(tǒng)采用汽動給水泵方案更有優(yōu)勢。

表1 660 MW （主汽24.2 MPa（a）／566℃）不同類型冷卻方式機組設計參數比較

3 空冷系統(tǒng)給水泵汽輪機排汽直接進入主機凝汽器案例分析

某工程660 MW 超臨界表面式間接空冷機組，每臺主機配套兩臺50%汽動給水泵，給水泵汽輪機設計背壓為12.7／29.7kPa （THA／TRL）。夏季該機組出現給水泵出力不足，且同一主機的兩臺給水泵出力也存在明顯差異，隨環(huán)境氣溫升高，給水泵汽輪機低調閥開度相對過大并導致高調閥頻繁開啟，直至氣溫繼續(xù)升后低調閥完全開啟、高低壓汽源均投入工作且主機不能帶滿負荷運行。

3.1 原因分析

3.1.1 設計核算

工程設計參數表2。

表2 工程設計參數

根據各工況汽輪機進汽參數和排汽參數核算工程設計，給水泵汽輪機在低背壓況下的輸出功率均滿足給水泵軸功率要求，TRL 工況給水泵軸功率由給水泵汽輪機五閥全開輸出功率予以保證，裕量為7%。小汽機的四段抽汽進汽管道尺寸為325×8mm，五閥全開下蒸汽流速達到73 m／s以上，高于40～60m／s的推薦流速，管道阻力偏大。兩臺給水泵汽輪機排汽分別排入主機高壓和低壓側凝汽器，設計時均按照夏季小汽輪機排汽背壓29.7kPa考慮，造成兩臺小汽輪機出力存在差別。

3.1.2 實際運行參數分析

THA 工況設計小汽輪機進汽參數為1.006 MPa（a）／372.64℃，實際運行中進汽參數為0.862 MPa（a）／357℃，小機進汽參數偏差大。

3.1.3 設備制造方面分析

主機、給水泵和小汽輪機制造可能存在偏差，效率或出力達不到設計要求。

3.1.4 診斷性試驗結果

該工程針對問題分析進行了汽動給水泵組的性能診斷試驗，驗證給水泵組出力不足原因分析結果并尋求解決方案。

（1）給水泵組的性能診斷結果。

試驗證實給水泵最好效率較保證點效率84%低2.6個百分點以上。

（2）給水泵汽輪機性能診斷結果。

與設計值相比，THA 工況下小汽輪機相對內效率約低1%左右；變背壓試驗表明，背壓每升高1kPa，給水泵汽輪機的出力降低約1%。

（3）小汽輪機進汽參數偏差所限制的泵組出力計算。

THA 設計工況下，給水泵汽輪機五閥點進汽量為20kg／s；實 際 進 汽 參 數 為0.862 MPa （a）／356℃，新參數下給水泵汽輪計算通流能力17.546kg／s，則五閥點下每小時輸出功率降低△h1Q1-△h2Q2=2081.093kJ／s。TRL工況下五閥點進汽量為21.36kg／s，實際進汽參數為0.883 MPa（a）／357℃，新參數下給水泵汽輪機計算通流能力18.2093kg／s，則五閥點下小機輸出功率減少△h ˊ1Q ˊ1-△h′2Q′2=2332.8346kJ／s。

由計算可知，蒸汽初壓對小機級組通流量有巨大影響，是高背壓下給水泵汽輪機出力不足的主要原因。

（4）原因綜合分析及影響比重

THA 工況下給水泵設計軸功率為9595kW／h，由于給水泵實際效率降低2.6%，則小機實際輸出軸功率需增加249.47kW／h；給水泵汽輪機在循環(huán)水水溫為40℃時，高低壓側凝汽器背壓差3.1kPa，則高背壓側給水泵汽輪機出力降低約3.1%，即 THA 工況下 （設計輸出軸功率11355kW）高背壓側小汽輪機輸出軸功率降低約352kW，較五閥點時輸出功率13405kW 降低415.56kW；給水泵汽輪機在THA 工況下因蒸汽參數下降導致輸出軸功率降低2081.093kW，試驗效率較THA 工況設計效率低1%，輸出軸功率降低113.55kW （試驗未計算小機五閥點時的實際效率）， 四項合計小汽輪機輸出功率降低2796.113kW，較五閥點輸出軸功率降低約為2859.673kW。

TRL 工況下給水泵實際效率下降約為3.8%，設計軸功率增加約433kW／h，高背壓側給水泵汽輪機出力降低仍按照3.1%考慮，即TRL 工況下（設計輸出功率11397kW）輸出軸功率降低約為353.3kW，較五閥點時輸出功率12242kW 降低379.5kW。給水泵汽輪機在TRL工況下，因蒸汽參數下降導致五閥點輸出軸功率降低2332.8kW，3項合計3145.3kW （試驗未計算該工況下小機相對內效率）。

綜上所述，汽動給水泵組THA 工況下，較設計輸出功率降低2796.113kW／h，占設計輸出軸功率11355kW／h的24.62%；較五閥點下功率降低約 2859.673 kW， 占五閥點輸出功率13405kW／h的21.33%。在TRL 工況下，五閥點下給水泵小汽輪機出力降低2332.8kW，占五閥點設計輸出軸功率的19.056%，考慮到給水泵效率以及凝汽器雙背壓3項因素，則TRL 工況高背壓側給水泵汽輪機五閥點輸出功率相對降低3145.3 kW，占五閥點輸出功率12242kW 的25.69%。由以上計算數據可知，給水泵效率、凝汽器背壓差別、給水泵汽輪機效率和蒸汽參數降低對給水泵汽輪機的輸出軸功率均有較大幅度的影響，特別是進汽參數降低后蒸汽比容增大導致進汽量減少對給水泵汽輪機輸出軸功率影響占所有影響因素的74%左右。

3.2 解決方案

3.2.1 擴容改造

根據小汽輪機的分析和診斷結果，確認給水泵汽輪機出力不足的主要因素是進口蒸汽參數降低，次要因素是給水泵效率偏低和設計未考慮凝汽器雙背壓差異等因素。由于小機進汽參數不能在短時間內解決，最終確定對該工程給水泵小汽輪機進行擴容改造。具體方案主要考慮在滿足VWO 和THA工況的前提下，滿足TRL 工況下給水泵汽輪機的功率輸出滿足鍋爐給水需求，但不考慮抽汽供汽能力 （機組大修時處理抽汽蒸汽參數偏差）。通流整體改造前和通流整體改造后參數對比見表3。

表3 通流整體改造前和通流整體改造后參數對比

3.2.2 改造后鑒定試驗結果

改造后，經試驗給水泵汽輪機在低背壓時效率為76%左右，低于通流改造設計值78.5%；在高負荷和高排汽背壓時，小汽輪機效率為79%左右，達到設計值。在主機背壓28kPa時，機組負荷能夠達到650 MW，此時小汽輪機低壓調節(jié)閥接近全開，進汽管道阻力明顯增大。試驗反映出給水泵汽輪機改造后通流能力滿足設計要求，小汽輪機出力略小于實際需求出力是因為低壓進汽量不滿足給水泵汽輪機做功需要，即主機四段抽汽能力有一定幅度的欠缺且管道阻力進一步增大所致，與改造前的分析相符。

4 結論

當空冷機組給水泵汽輪機排汽直接進入主機凝汽器時，如考慮不全面則容易出現給水流量導致的負荷受限，所以必須在工程設計階段認真考慮給水泵汽輪機出力的影響因素和所占比例以及空冷系統(tǒng)背壓變化范圍較大時給水泵汽輪機運行的高效區(qū)不能覆蓋該范圍但給水泵軸功率大幅度變化，特別是THA 和TRL 工況下小汽輪機的輸出功率相差達到20%～30%。工程設計階段必須認真研究各項因素的影響程度，確?？绽錂C組給水泵組的配置方案符合工程需要。

根據對比分析及實際案例可知，空冷機組給水泵汽輪機排汽進入主機凝汽器時，給水泵汽輪機為了滿足TRL工況下主設備高背壓滿負荷給水量需求，需要考慮較充分的裕量以避免由于各種偏差所造成的出力不足問題發(fā)生。直接空冷機組在不要求TRL工況主機帶滿負荷的情況下，采用汽動給水泵小汽輪機排汽直接進入主機凝汽器，較間接空冷TRL工況主機帶滿負荷時，給水流量更易滿足且工程匹配性較好，但空冷機組較大的背壓變化范圍對給水泵汽輪機的出力和效率影響均較大，如條件允許則建議首先考慮給水泵汽輪機單獨設置凝汽器方案，以協(xié)調主機背壓的大范圍變化和較高的主、輔機效率。如工程設計采用汽動給水泵組，不論是給水泵汽輪機排汽直接進入主機凝汽器還是單獨設置給水泵汽輪機凝汽器，均需要在給水泵及汽輪機訂貨前對主機實際運行狀況，特別是四段抽汽參數與設計值的偏差情況、配套給水泵的實際運行效率以及小汽輪機的實際運行效率等方面進行深入的調研，特別是小汽輪機進汽參數的偏差不僅進汽焓值降低，且由于進汽比容增大導致給水泵汽輪機進汽量受限，最終導致給水泵汽輪機出力不滿足給水量要求；對給水泵小汽輪機排汽進入凝汽器方案，還需掌握凝汽器背壓實際運行狀況、特別是雙背壓凝汽器對小汽輪機出力的影響，綜合考慮各方面的影響方可確保給水泵組的出力滿足工程實際需要。

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