600 MW火電機組冷端優化試驗研究

閆旭

（國電銅陵發電有限公司，安徽 銅陵 244153）

600 MW火電機組冷端優化試驗研究

閆旭

（國電銅陵發電有限公司，安徽 銅陵 244153）

詳細介紹了某發電廠600 MW火電機組冷端優化試驗的基本情況。為了進一步節能降耗，提高機組的運行經濟性，針對一臺循泵進行雙速改造后增大其循環水量可調范圍的方案，根據機組在不同背壓下的微增出力和循環水泵耗功試驗結果，分析并給出了不同循環水溫度、不同負荷時的汽輪機最佳背壓和循環水泵最佳運行方式，為實現機組運行優化管理、進一步節能降耗提供了依據。實踐表明，采用優化后的循泵運行方式，即避免了循泵的頻繁啟停，又取得了較好的節能效果。

循環水泵；冷端系統；微增出力；背壓

0 引言

冷端系統是汽輪機輔助系統中一個重要的系統，隨著機組容量的增大，火力發電機組的冷端系統也越來越重要和復雜，對整個機組的安全、經濟運行起著決定性的作用[1]。同時，汽輪機冷端系統也是火電機組耗水量最大的部位，例如，某發電廠600 MW機組1臺循環水泵（簡稱循泵）每小時的耗水量可達36 000 t，耗電量可達整個廠用電的10%左右。一般來說，設計人員是在額定負荷和額定循環水溫度下對冷端系統進行優化設計的，但是，在實際運行時，環境溫度、循環水溫度、機組負荷等各種參數往往會偏離設計值。因此，對于經常在變工況運行的汽輪發電機組來說，如何最大程度地優化冷端系統的運行方式，是一個非常具有現實意義的課題。

火電廠通常采用改變循環冷卻水量的方法來調整凝汽器真空從而改變汽輪機背壓[2]。例如，對于雙速循泵來說，則是通過改變循泵電動機電氣接頭的位置來改變循泵冷卻水量的大小。這種方法具有很強的可操作性，但是，循泵運行的臺數往往是根據運行人員的經驗來決定的，具有很大的隨意性，并不能確保在不同的環境溫度以及各個運行工況下凝汽器真空均為最佳值。因此，就需要用試驗來確定不同循環水溫度、不同負荷時的汽輪機最佳背壓和循泵最佳運行方式。

1 冷端系統概述

火力發電廠冷端系統主要由以下幾個部分構成：凝汽器、汽輪機低壓缸末級葉片組、真空系統、循泵及循環供水系統，如圖1所示。其主要作用是：在汽輪機排汽口建立并維持高度真空，同時，將汽輪機低壓缸的排汽凝結成飽和水作為鍋爐給水，除去凝汽器中的氧氣及其它不凝結氣體，減少氧氣對主凝結水管路的腐蝕[3]。蒸汽經過汽輪機做功之后進入凝汽器汽側，通過冷卻介質把排汽凝結成水，在凝汽器內形成并維持高度真空。

圖1 汽輪機冷端系統示意

該發電廠2臺機組共有4臺循泵，其中1臺循泵經過雙速改造，可高速運行，也可低速運行。

2 冷端優化試驗

2.1 試驗目的

為了進一步節能降耗，提高機組的運行經濟性，尋求機組在不同循環水溫度、不同負荷下的循泵最佳運行方式，確定機組在各負荷點的最佳背壓，為機組節能降耗提供可靠依據。具體目的如下：

（1）確定機組在不同負荷下微增出力。

（2）確定機組在不同負荷、不同循環水溫度下凝汽器最佳運行背壓。

（3）確定機組在不同負荷、不同循環水溫度下循泵最佳運行方式。

2.2 試驗內容和方案

2.2.1 微增出力試驗

微增出力特性是構建循環水系統經濟調度的基準[5]。由于廠家提供的背壓修正曲線有可能偏離現場實際情況。汽輪機微增出力試驗綜合了制造、安裝、機組性能老化等多方面因素，能夠真實反映機組實際性能，對凝汽器最佳真空的維持和循泵的經濟調度更具有現實意義。

為了確定循泵最佳運行方式，首先在100%，90%，80%，70%，60%，50%額定負荷工況進行凝汽器微增出力試驗，確定不同負荷工況下凝汽器背壓與出力的關系曲線，微增出力試驗工況見表1。

表1 微增出力試驗工況

2.2.2 循泵運行方式調整試驗

按照循泵配套方式（3臺定速1臺變速），循環水流量的變化只能通過改變循泵的運行臺數進行調節，循泵的運行方式有以下6種：兩機1臺高速泵、1臺低速泵（方式A），兩機2臺高速泵（方式B），兩機2臺高速泵、1臺低速泵（方式C），兩機3臺高速泵（方式D），兩機3臺高速泵、1臺低速泵（方式E），兩機4臺高速泵（方式F）。

由于不同運行方式下，循泵的流量和耗功差異較大。為此，需要通過循泵不同運行方式和機組微增出力試驗，確定循泵最佳運行方式和機組的最佳運行背壓。

循泵和凝汽器調整試驗是根據2號機組在100%，90%，80%，70%，60%，50%額定負荷工況結合循泵6種不同運行方式，測定凝汽器背壓與循環水流量、循環水流量與循泵耗功的關系。循泵運行方式調整試驗工況見表2。

表2 循泵運行方式優化調整試驗工況

2.3 試驗過程

根據試驗內容和試驗方案的要求，每進行一個試驗工況時，按照如下要求進行操作：

（1）按照系統隔離清單進行操作，確保無工質流入和流出，符合試驗要求。

（2）試驗過程中不向系統補水，試驗期間除氧器水位和凝汽器水位手動控制，保證除氧器、凝汽器熱井水位平穩變化，不出現劇烈波動。

（3）試驗期間保持高壓主汽調門開度不變，并記錄各調門開度。

（4）在試驗進行中停止向系統外排污、排水、排汽，不得進行與試驗無關的操作。

（5）微增出力試驗不同工況的背壓通過微開凝汽器真空破壞門來控制。

（6）循泵運行方式優化試驗與汽輪機性能優化試驗同步進行，根據熱平衡辦法推算出凝汽器的熱負荷與進入循泵的循環水流量。

（7）試驗過程中調整運行參數穩定，使各參數偏差及波動值符合試驗規程要求。在各參數穩定30 min后，通過 EIC分布式數據采集裝置，配備高性能便攜式計算機自動采集試驗數據，包括溫度、壓力、差壓、電功率等，并進行相應數據修正處理，數據精度達0.02級。

3 試驗結果及分析

3.1 機組微增出力試驗

在100%，90%，80%，70%，60%，50%額定負荷等6個負荷點下完成了微增出力試驗，共計21個工況，通過分布式數據采集裝置自動記錄試驗數據，試驗結果見表3—8，并繪制各負荷工況下電功率與低壓缸排汽壓力總線曲線，見圖2。

3.1.1 100%額定負荷工況試驗

由表3可知，100%額定負荷（600 MW）變背壓試驗在4個不同排汽壓力下進行，排汽壓力分別為4.3 kPa，6.3 kPa，7.8 kPa，9.8 kPa，機組的功率因背壓的升高而分別降低了 11.04 MW，22.41 MW，34.06 MW，相對變化量分別為-1.85%，-3.75%，-5.70%，即機組在100%額定負荷下，排汽壓力每降低1 kPa，發電機功率增加約6.19 MW，機組經濟性提高約0.476%。100%額定負荷下電功率與低壓缸排汽壓力的關系曲線如圖2（a）所示。

3.1.2 90%額定負荷工況試驗

由表4可知，90%額定負荷（540 MW）變背壓試驗在4個不同排汽壓力下進行，排汽壓力分別為3.9 kPa，5.3 kPa，6.8 kPa，9.0 kPa，機組功率因背壓的升高分別降低了11.36 MW，21.02 MW，33.86 MW，相對變化量分別為-2.10%，-3.89%，-6.26%，即機組在90%額定負荷下，排汽壓力每降低1 kPa，發電機功率增加約6.68 MW，機組經濟性提高約1.234%。90%額定負荷下電功率與低壓缸排汽壓力的關系曲線見圖2（b）。

表3 100%額定負荷工況微增出力試驗結果

表4 90%額定負荷工況微增出力試驗結果

3.1.3 80%額定負荷工況試驗

從表5數據看出，80%額定負荷（480 MW）變背壓試驗在4個不同排汽壓力下進行，排汽壓力分別為4.1 kPa，5.5 kPa，7.2 kPa，9.1 kPa，機組功率因背壓的升高而分別降低9.83 MW，21.19 MW，31.25 MW，相對變化量分別為-2.05%，-4.42%，-6.52%，即機組80%額定負荷下，排汽壓力每降低1 kPa，發電機功率增加6.15 MW，機組經濟性提高約1.282%。80%額定負荷下電功率與排汽壓力的關系曲線見圖2（c）。

3.1.4 70%額定負荷工況試驗

從表6數據看出，70%額定負荷（420 MW）下，排汽壓力分別為4.0 kPa，6.3 kPa，7.8 kPa，機組的功率因背壓的升高而分別降低16.73 MW與25.92 MW，相對變化量分別為-3.99%與-6.18%，即在70%額定負荷下，排汽壓力每降低1 kPa，發電機功率增加約6.93 MW，機組經濟性提高約1.652%。70%額定負荷下電功率與低壓缸排汽壓力的關系曲線見圖2（d）。

表5 80%額定負荷工況微增出力試驗結果

表6 70%額定負荷工況微增出力試驗結果

3.1.5 60%額定負荷工況試驗

從表7數據看出，60%額定負荷下（360 MW），排汽壓力分別為3.9 kPa，5.7 kPa，7.5 kPa，機組的功率因背壓的升高而分別降低了12.31 MW與22.94 MW，相對變化量分別為-3.36%與-6.25%，即在60%額定負荷下，排汽壓力每降低1 kPa，功率增加約6.34 MW，機組經濟性提高約1.729%。60%額定負荷下電功率與低壓缸排汽壓力的關系曲線見圖2（e）。

3.1.6 50%額定負荷工況試驗

從表8數據看出，50%額定負荷（300 MW）變背壓試驗在7個不同排汽壓力下進行，排汽壓力分別為4.07 kPa，5.7 kPa，7.3 kPa，機組的功率因背壓的升高而分別降低了10.39 MW與17.64 MW，相對變化量分別為-3.44%與-5.85%，即機組在50%額定負荷下，排汽壓力每降低1 kPa，發電機功率增加約5.358 MW，機組經濟性提高約1.78%。50%額定負荷下電功率與低壓缸排汽壓力的關系曲線見圖2（f）。

表7 60%額定負荷工況微增出力試驗結果

表8 50%額定負荷工況微增出力試驗結果

3.2 冷端優化調整試驗結果

根據2臺機組4臺（3臺定速1臺變速）循泵配置情況，循泵主要有A，B，C，D，E，F 6種運行方式。6種循泵運行方式（見2.2.2）下的循環水流量與循泵耗功見表9。

表9 循環水流量和功耗試驗結果

通過表9可以看出，不同循泵運行方式下，循環水流量和循泵功耗相差較大，由工況A到工況B，循環水流量增加18.28%，循泵功耗增加25.64%；由工況B到工況C，循環水流量增加10.81%，循泵功耗增加54.5%；由工況C到工況D，循環水流量增加 10.81%，循泵功耗增加12.96%；由工況D到工況E，循環水流量增加10.7%，循泵功耗增加34.76%；由工況E到工況F，循環水流量增加9.24%，循泵功耗增加7.49%；由工況B到工況C與由工況D到工況E循環水量增加不明顯，但是循泵功耗增加較多。

3.3 不同循泵運行方式下凝汽器性能試驗

表10列出了6種循泵運行方式下，在100%，90%，80%額定負荷時凝汽器運行的原始數據與性能結果。

由表10可以看出，2號機組凝汽器的端差在5.21～14.77℃，比設計值6.37℃偏高。循環水溫升在6.2～11℃，與設計值8.5℃相當。凝汽器的運行清潔系數在0.458～0.773，偏低于設計值0.823。凝汽器A管水阻最大為94.3 kPa，凝汽器B管水阻最大為101.0 kPa，大于設計值65 kPa。凝汽器的過冷度在各工況均為負值，小于設計值0℃。經循環水量與循環水溫修正后的凝汽器背壓額定負荷在5.6 kPa或5.9 kPa，比設計值4.9 kPa偏高約1 kPa，說明凝汽器性能與設計值相比偏差。建議定期投運凝汽器膠球清洗裝置，對凝汽器冷卻管進清洗。

3.4 不同循環水溫度下對應不同循泵運行方式時凝汽器背壓

根據機組在100%，90%，80%，70%，60%，50%額定負荷和試驗循環水入口溫度、循泵不同運行方式下實測的循環水流量，計算2號機組凝汽器在6種循泵運行方式（見2.2.2）下的變工況特性，計算結果見表11—16。

4 機組運行最佳背壓

在100%額定負荷工況下，循環水進水溫度小于5℃時，循泵運行方式為兩機1臺高速泵、1臺低速泵（A）時，計算得到凝汽器壓力為 3.72 kPa。若循泵采用兩機2臺高速泵運行（B）時，計算得到凝汽器壓力為3.04 kPa，此時循泵耗功增加735 kW。再根據機組微增出力試驗結果，得到由于凝汽器壓力降低，機組出力增加約4 458 kW，由此得到在循環水進水溫度低于5℃時，機組最佳背壓為3.72 kPa。同理可以得到循環水進水溫度為10℃，15℃，20℃，25℃和30℃時，機組最佳背壓分別為4.08，4.29，5.54，7.18和9.25 kPa。

考慮機組的極限背壓，且同上理，可以得到90%，80%，70%，60%，50%額定負荷工況下不同循環水進水溫度下的凝汽器最佳背壓，詳見表17所示。機組的最佳背壓曲線如圖3所示。

圖2 100%～50%工況汽輪機背壓變化量與微增出力關系曲線

表10 不同循泵運行方式下實測凝汽器性能結果

表11 6種循泵運行方式下2號機組凝汽器背壓（100%額定負荷，600 MW） kPa

表12 6種循泵運行方式下2號機組凝汽器背壓（90%額定負荷，540 MW） kPa

5 結論

根據表17列出的不同循環水溫度不同負荷下的機組最佳運行背壓，便可得到機組在最佳背壓下循泵最佳運行方式，詳見表18所示。

由于該發電廠2臺機組參與調峰的情況偏多，機組負荷受省調指令控制變化較大，而且循泵的高低速切換也需要一定的時間，循泵頻繁啟停也有一定的風險，因此在機組實際運行過程中，循泵不可能按照表18所示的最佳運行方式運行，而是根據不同季節，不同環境溫度下，不同時間內機組的平均負荷率進行合理選擇。

實際運行中，在冬季，循環水溫度低于10℃時，采用兩機1臺高速泵1臺低速泵運行（方式A）；在春秋季，循環水溫度在10～20℃時，采用兩機2臺高速泵運行（方式B），若機組負荷較高，循環水進出水溫差大于8℃，可增開1臺低速泵；在夏季，循環水溫度高于20℃時，采用3臺高速泵1臺低速泵運行（方式E），若機組負荷較低，可停運1臺低速泵。實踐表明，采用以上優化后的循泵運行方式，既避免了循泵的頻繁啟停，又取得了較好的節能效果。

Research on Cold End Optimization Test of 600 MW Coal-fired Generating Unit

YAN Xu
（Guodian Tongling Power Generation Co.，Ltd.，Anhui Tongling 244153，China）

This paper expounds cold end optimization test of 600 MW coal-fired generating units in a power plant.In order for further energy saving and consumption reduction as well as unit operation economy improvement，the paper，on the basis of output correction and power consumption test of circulating pump under different back pressures，analyzes and presents optimal back pressure and operating mode for circulating water pump of steam turbine with different circulating water temperatures and loads in view of adjustable circulating water range increase after double-speed transformation of a circulating pump，providing reference for optimization and management of unit operation as well as further energy saving and consumption reduction.The practice shows that the optimized operation mode of circulating water pump can not only prevent the frequent start and stop of the pump but achieve better energy saving effect.

circulating water pump；cool end system；output correction；back pressure

表13 6種循泵運行方式下2號機組凝汽器背壓（80%額定負荷，480 MW） kPa

表14 6種循泵運行方式下2號機組凝汽器背壓（70%額定負荷，420 MW） kPa

表15 6種循泵運行方式下2號機組凝汽器背壓（60%額定負荷，360 MW） kPa

表16 6種循泵運行方式下2號機組凝汽器背壓（50%額定負荷，300 MW） kPa

圖3 不同負荷下機組最佳背壓曲線

TK264.1

B

1007-1881（2017）02-0058-07