330MW亞臨界熱電聯產機組冷端優化

郭少博

(中山粵海能源有限公司，廣東 中山 528429)

隨著國家供給側改革、小煤炭企業關停，煤炭成本不斷上升，加之電力市場改革，發電行業競爭日益激烈。如何降低發電成本提高機組效率成為電廠在新一輪的競爭中生存的關鍵。在燃煤發電機組各系統的能量損失中，汽輪機排汽熱損失最大約占55%，因此減少排汽損失對降低機組煤耗具有重要意義[1]。現有文獻關于純凝機組冷端優化報道較多，而針對熱電聯供機組冷端優化報道較少。對于熱電聯產機組，運行過程中供熱流量隨著用戶的需求而變化與電負荷關聯性較小[2]。由于低壓缸排汽量不僅與機組電負荷有關而且與供熱量多少有關，因而傳統依賴電負荷和真空度進行調節的冷端優化模型不能適應當前供熱機組，迫切需要尋找一種適合熱電聯產機組最佳真空度計算方法，為運行人員提供實時在線指導，降低操作強度。

1 設備概況

某發電公司2×330 MW亞臨界機組，汽輪機是東方汽輪機廠制造的 CC330/247-16.7/3.6/1.28/537/537型汽輪機。機組共有8級回熱抽氣，3個高壓加熱器，1個除氧器，4個低壓加熱器。供熱抽汽口位于中壓缸第4級噴嘴后，其后設置旋轉隔板用于調整供汽壓力，供汽額定壓力1.175 MPa，額定供汽流量220 t/h，最大供汽流量370 t/h。凝汽器的設計背壓為7 kPa，冷卻面積為20 320 m2，設計冷卻水流量11.9 m3/s，設計熱負荷流量為417.4 MJ/s，管材為不銹鋼TP304。冷卻塔直徑87 m，總高度為120 m，填料面5 000 m2，填料類型為高效斜波填料。循環系統共有4臺定速離心式循環水泵，出口管道設置循環水聯絡門。單臺循環水泵設計流量21 760 t/h，揚程0.227 MPa電機功率為1 800 kW。正常運行時兩臺機組負荷相同，聯絡門處于常開狀態，冬季兩臺循環水泵運行，夏季則三臺或四臺循環水泵運行，循環水泵調整方式主要依賴運行人員經驗。

2 數學模型

凝汽器是建立真空冷卻排汽的重要設備，循環水經凝汽器管束將低壓缸排汽冷凝器成凝結水，不凝結氣體通過真空泵排向大氣[3]。從工作原理上講，凝汽器可看作一種汽液兩相流換熱器。由于汽輪機轉速在3 000 r/min附近變動，低壓缸排汽參數與低壓缸進汽參數、進汽量以及排汽背壓有關[4-5]。由于實際運行中供熱機組電負荷常在60%～100%變動，變動范圍較窄，因而低壓缸進汽參數與進汽量存在對應關系[6]。凝汽器真空度影響因素可簡化為低壓缸進汽量、循環水流量、循環水入口溫度。在低壓缸進汽量和循環水入口溫度不變前提下，改變循環水流量計算機組功率增量獲取機組循環水泵最佳運行方式。

2.1 低壓缸排汽量計算

由于進入低壓缸的蒸汽管路較短，不方便布置流量測點，只能通過反平衡法計算進入凝汽器排汽量。低壓缸排汽量等于凝結水出口流量減去凝汽器補水量、低壓加熱器疏水量、給水泵汽輪機排汽量(低壓缸熱力系統圖見圖1)。5#、6#、7#、8#低加疏水為逐級自流方式。因此第i級加熱器水側吸熱量等于上級加熱器疏水放熱量和抽汽放熱量。為方便說明，文中比焓簡稱焓，低加熱平衡方程如下：

圖1 低壓缸熱力系統圖

(1)

(2)

利用上述矩陣方程可求得5#、6#、7#、8#抽汽量，進而求得進入凝汽器低壓加熱器疏水量。在凝結水泵出口和凝汽器補水管路上裝有流量計，其流量可通過表計直接讀取流量，給水泵汽輪機排汽量通過入口蒸汽流量表讀取，軸封疏水量通過軸封冷卻器平衡方程求得。軸封漏汽量較小，根據汽機熱力平衡圖取固定值。由上可得低壓缸排汽量：

DT=Dm-Dj-DB-DZ-DX-DF

(3)

式中：DT為低壓缸排汽量,t/h；DJ為低壓疏水量,t/h；DB為凝汽器補水量,t/h；DZ為軸加疏水量,t/h；DX為小機組排汽量,t/h；DF為軸封漏氣量,t/h。

2.2 循環水流量計算

根據熱平衡方程，循環水帶走的熱量等于低壓缸排汽、小機組排汽、低加疏水、軸加疏水、軸封漏汽、凝汽器補水等放熱量之和。

(4)

式中：hT為汽輪機排汽焓,kJ/kg；hX為給水泵汽輪機排汽焓,kJ/kg；hJ為低加疏水焓,kJ/kg；hZ為軸加疏水焓,kJ/kg；hF為軸封漏汽焓,kJ/kg；hB為補水焓,kJ/kg；hL為凝結水入口焓,kJ/kg。

2.3 排汽壓力計算

由于凝汽器管內循環水流速變化較小，凝汽器傳熱系數變化不大，加之凝汽器換熱面積不變，凝汽器傳熱溫差主要取于循環水換熱量。當換熱量不變時，小幅改變循環水流量對δt影響較小，可近似認為不變，此時根據IAPWS公式可得對應溫度下的飽和壓力。

DWcpΔt=KAΔtm

(5)

Δtm=Δt/ln(1+Δt/δt)

(6)

P=P(tout+δt)

(7)

式中：K為凝汽器綜合傳熱系數；A為傳熱面積，m2；Δtm為平均傳熱溫差；δt為汽側端差；tout為循環水出水溫度，℃；P為對應溫度下飽和蒸汽壓力，Pa。

2.4 循環水流量變化引起的功率增量

當凝汽器熱負荷固定時，機組真空度隨循環水流量增加而提高。在低壓缸排汽量和循環水入口溫度不變條件下，改變循環水泵運行方式使機組真空度變化。通過測量不同工況下機組排汽焓，獲取機組功率增量確定循環水泵最佳運行方式。由于改變循環水泵運行方式不會引起末級流量及真空度的大幅變化，末級排汽摩擦損失、余速動能損失、排汽擴壓管損失變化相對較小，因而在計算過程中，忽略真空度變化引起末級排汽損失變化對計算結果影響較小。由上可得機組功率增量方程：

(8)

式中：h′c，h″c為改變前、改變后末級排汽焓；△W為循環水泵電耗變化值，正值代表電功率增加，負值代表電功率減少;ΔP為功率增量。凝汽器真空度及排汽溫度等參數通過安裝在排汽缸上的儀表獲取，循環水泵電功率直接從功率表讀取。

3 現場試驗

試驗前2小時保證機組負荷、主再熱蒸汽溫度、壓力、供熱流量、循環水泵運行方式不變，高低加熱器無事故疏水進入凝汽器，保證兩臺機組電負荷和供熱流量相同，循環水聯絡門全開。各項參數穩定后，記錄機組負荷、循環水泵、凝汽真空度、排汽溫度等各項參數。在機組電負荷和供熱流量不變前提下，改變循環水泵運行方式后穩定運行2個小時，記錄各項試驗數據，經整理后得到低壓缸排汽量、壓力、溫度、比焓如表1～表4所示。為方便說明，凝汽器循環水入口溫度簡稱為循環水入口溫度。

表1 循環水入口溫度為22.5 ℃時低壓缸排汽參數

表2 循環水入口溫度為25 ℃時低壓缸排汽參數

表3 循環水入口溫度為27.5 ℃時低壓缸排汽參數

表4 循環水入口溫度為30 ℃時低壓缸排汽參數

根據表1～表4計算數據以及循環水泵電功率，以兩機兩泵為參考基準，通過式(8)可得,同等條件下，兩機三泵與兩機四泵相比于兩機兩泵功率增量，計算結果如表5所示。

表5 不同循環水泵運行方式計算功率增量

4 試驗結果與分析計算

4.1 兩機三泵運行方式

從圖2中可以看出，當進入低壓缸排汽量小于380 t/h，增加循環水流量引起的功率增量為負值，即真空度提高引起功率增量不足以抵消循環水泵消耗的電能。此時兩臺機組兩臺循環水泵運行方式最優。隨著排汽流量上升，功率增量由負變正。

圖2 兩機三泵運行方式下的功率增量

當排汽量上升到400 t/h左右，真空度提高引起功率增量等于循環水泵消耗電能，繼續提高低壓缸排汽流量，功率增量呈線性上升。這是由于該流量區間內機組末級葉片效率變化較小，功率增量與蒸汽流量呈現比例增加。當蒸汽流量超過520 t/h，功率增長速率開始明顯下降。這是由于排汽流量升高到一定流量時，末級葉片蒸汽流速已經達到音速，動葉斜切部分膨脹能力已經用完，蒸汽開始在斜切外部膨脹，排汽擴壓管損失開始增加因而導致汽輪機末級效率開始下降，圖2中的功率增量相應降低。

4.2 兩機四泵運行方式

從圖3中可以看出，當蒸汽流量低于410 t/h，增加循水流量提高真空度產生的功率增量，不足以抵消增加循環水泵所消耗的電能。此時兩臺機組四臺循環水泵運行方式經濟性最差。

圖3 兩機四泵運行方式下的功率增量

當蒸汽流量超過420 t/h，功率增量由負變正，繼續增加末級葉片排氣流量，功率增量呈線性增加。當蒸汽流量超過530 t/h，功率增量增長速率明顯下降，這主要由于隨蒸汽流量增加末級效率開始下降。此時兩機四泵真空度高于兩機兩泵，兩機四泵經濟性依然優于兩機兩泵運行方式。

4.3 兩機三泵與兩機四泵運行方式對比

從圖4中可以看出，兩機四泵曲線更加陡峭，即同等條件下兩機四泵情況下機組真空度更高經濟性更好。當循環水入口溫度為22.5℃，末級排氣流量超過460 t/h時，兩機四泵優于兩機三泵和兩機兩泵。當循環水溫度為27.5 ℃，末級排期流量超過430 t/h時，兩機四泵優于兩機三泵。這是由于末級排氣流量較高時，提高機組真空度帶來收益大于循環水泵增加的電耗。當循環水入口溫度由22.5 ℃升高為27.5 ℃，兩機四泵最佳運行范圍由大于460 t/h擴展為大于430 t/h。這是因為循環水溫度升高后機組真空度下降，增加循環水流量對提高真空度影響更為顯著。

圖4 循環水泵不同運行方式下功率增量一

從圖5中可以看出，曲線變化趨勢與圖4基本相似。當循環水溫度為25 ℃時，兩機三泵與兩機四泵曲線交叉點對應低壓缸排氣流量440 t/h；當循環水溫度為30 ℃時，兩機三泵與兩機四泵曲線交叉點對應低壓缸排氣流量450 t/h。這主要與凝汽器銅管布置面積和低壓缸設計真空度等參數有關。

圖5 循環水泵不同運行方式下功率增量二

對比圖4和圖5還可以看出，當循環水溫度低于27.5 ℃時，隨著水溫升高，兩機四泵最佳運行范圍開始向右收縮，兩機三泵最佳運行范圍向右平移；兩機兩泵最佳運行范圍開始增大。當循環進水溫度超過27.5 ℃時，隨著水溫升高，兩機四泵最佳運行范圍開始反向擴張，兩機三泵最佳運行范圍向左平移；兩機兩泵最佳運行范圍逐漸縮小。這表明當循環進水溫度較低時，循環水流量不足是影響最佳真空度主要因素。當循環水溫較高時，循環進水溫度成為影響真空度的主要因素。

4.4 汽輪機末級效率計算

大型電站汽輪機末級一般處于濕蒸汽區，王乾等人[7]認為末級葉片的級效率不僅與壓力這個單一參數有關還與蒸汽比體積有關，末級效率計算模型可簡化為如下方程：

η=c+k1Pc/P8+k2υc/υ8

(9)

式中：c，k1，k2為待定常數；υC為汽輪機排汽的比體積；υ8為第八級抽汽的比體積；η為末級葉片效率。以汽輪機熱力系統圖為基礎，根據汽輪機在(44%～100%)負荷變化時末級抽汽和排汽參數擬合末級效率計算模型，其中末級效率計算公式如下：

η=(h8-hc)/(h8-hc，s)

(10)

式中：h8為第八級抽汽焓，kJ/kg；hc為末級實際排汽焓，kJ/kg；hc，s為理想排汽焓，kJ/kg。

根據廠家提供的汽輪機熱力設計平衡表，可求得不同負荷下末級葉片效率及蒸汽參數，通過Origin9.0軟件擬合表6數據得到末級效率公式中的常數C，k1，k2。擬合結果:C為1.55，k1為-2.276，k2為-0.057 9，相關系數R2=0.95。從表6中可以看出隨著蒸汽流量上升末級效率先上升后下降。

表6 不同負荷下末級葉片效率及蒸汽參數

4.5 真空度優化在線計算

根據排汽壓力、末級效率以及低壓缸排汽量計算公式可得改變循環水流量后機組功率增量。具體方程如下：

(11)

5 結 論

熱電聯供機組真空度受低壓缸排汽流量、循環進水溫度、循環水流量三者共同影響。通過現場試驗和結果分析可以得到以下結論：

(1)當低壓缸排汽量小于380 t/h，兩臺機組兩臺循環水泵或(單臺機組機單臺循環水泵)運行方式最優。

(2)當低壓缸排汽流量380～500 t/h，兩臺機三臺循環水泵優于兩臺機組四臺循環水泵；兩臺機組四循環優于兩臺機組兩臺循環水泵。

(3)當低壓缸排汽量大于520 t/h，兩臺機組四臺循環水泵優于兩臺機組三臺循環水泵；兩臺機組三臺循環水泵優于兩臺機組兩臺循環水泵。

(4)當循環水進水溫度為27.5 ℃，循環水泵運行方式對機組經濟性影響最大。當循環水進水溫度偏離27.5 ℃時，改變循環水泵臺數對經濟性影響減弱。

本文將試驗結果嵌入SIS系統中，實時計算低壓缸排汽流量、排汽焓等參數，根據循環水溫度及循環水泵臺數，自動尋找最優運行方式，為運行人員提供指導。