330MW亞臨界熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組冷端優(yōu)化

郭少博

(中山粵海能源有限公司，廣東 中山 528429)

隨著國(guó)家供給側(cè)改革、小煤炭企業(yè)關(guān)停，煤炭成本不斷上升，加之電力市場(chǎng)改革，發(fā)電行業(yè)競(jìng)爭(zhēng)日益激烈。如何降低發(fā)電成本提高機(jī)組效率成為電廠在新一輪的競(jìng)爭(zhēng)中生存的關(guān)鍵。在燃煤發(fā)電機(jī)組各系統(tǒng)的能量損失中，汽輪機(jī)排汽熱損失最大約占55%，因此減少排汽損失對(duì)降低機(jī)組煤耗具有重要意義[1]?，F(xiàn)有文獻(xiàn)關(guān)于純凝機(jī)組冷端優(yōu)化報(bào)道較多，而針對(duì)熱電聯(lián)供機(jī)組冷端優(yōu)化報(bào)道較少。對(duì)于熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組，運(yùn)行過(guò)程中供熱流量隨著用戶的需求而變化與電負(fù)荷關(guān)聯(lián)性較小[2]。由于低壓缸排汽量不僅與機(jī)組電負(fù)荷有關(guān)而且與供熱量多少有關(guān)，因而傳統(tǒng)依賴電負(fù)荷和真空度進(jìn)行調(diào)節(jié)的冷端優(yōu)化模型不能適應(yīng)當(dāng)前供熱機(jī)組，迫切需要尋找一種適合熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組最佳真空度計(jì)算方法，為運(yùn)行人員提供實(shí)時(shí)在線指導(dǎo)，降低操作強(qiáng)度。

1 設(shè)備概況

某發(fā)電公司2×330 MW亞臨界機(jī)組，汽輪機(jī)是東方汽輪機(jī)廠制造的 CC330/247-16.7/3.6/1.28/537/537型汽輪機(jī)。機(jī)組共有8級(jí)回?zé)岢闅猓?個(gè)高壓加熱器，1個(gè)除氧器，4個(gè)低壓加熱器。供熱抽汽口位于中壓缸第4級(jí)噴嘴后，其后設(shè)置旋轉(zhuǎn)隔板用于調(diào)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(shè)計(jì)背壓為7 kPa，冷卻面積為20 320 m2，設(shè)計(jì)冷卻水流量11.9 m3/s，設(shè)計(jì)熱負(fù)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(huán)系統(tǒng)共有4臺(tái)定速離心式循環(huán)水泵，出口管道設(shè)置循環(huán)水聯(lián)絡(luò)門。單臺(tái)循環(huán)水泵設(shè)計(jì)流量21 760 t/h，揚(yáng)程0.227 MPa電機(jī)功率為1 800 kW。正常運(yùn)行時(shí)兩臺(tái)機(jī)組負(fù)荷相同，聯(lián)絡(luò)門處于常開狀態(tài)，冬季兩臺(tái)循環(huán)水泵運(yùn)行，夏季則三臺(tái)或四臺(tái)循環(huán)水泵運(yùn)行，循環(huán)水泵調(diào)整方式主要依賴運(yùn)行人員經(jīng)驗(yàn)。

2 數(shù)學(xué)模型

凝汽器是建立真空冷卻排汽的重要設(shè)備，循環(huán)水經(jīng)凝汽器管束將低壓缸排汽冷凝器成凝結(jié)水，不凝結(jié)氣體通過(guò)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(jī)轉(zhuǎn)速在3 000 r/min附近變動(dòng)，低壓缸排汽參數(shù)與低壓缸進(jìn)汽參數(shù)、進(jìn)汽量以及排汽背壓有關(guān)[4-5]。由于實(shí)際運(yùn)行中供熱機(jī)組電負(fù)荷常在60%～100%變動(dòng)，變動(dòng)范圍較窄，因而低壓缸進(jìn)汽參數(shù)與進(jìn)汽量存在對(duì)應(yīng)關(guān)系[6]。凝汽器真空度影響因素可簡(jiǎn)化為低壓缸進(jìn)汽量、循環(huán)水流量、循環(huán)水入口溫度。在低壓缸進(jìn)汽量和循環(huán)水入口溫度不變前提下，改變循環(huán)水流量計(jì)算機(jī)組功率增量獲取機(jī)組循環(huán)水泵最佳運(yùn)行方式。

2.1 低壓缸排汽量計(jì)算

由于進(jìn)入低壓缸的蒸汽管路較短，不方便布置流量測(cè)點(diǎn)，只能通過(guò)反平衡法計(jì)算進(jìn)入凝汽器排汽量。低壓缸排汽量等于凝結(jié)水出口流量減去凝汽器補(bǔ)水量、低壓加熱器疏水量、給水泵汽輪機(jī)排汽量(低壓缸熱力系統(tǒng)圖見圖1)。5#、6#、7#、8#低加疏水為逐級(jí)自流方式。因此第i級(jí)加熱器水側(cè)吸熱量等于上級(jí)加熱器疏水放熱量和抽汽放熱量。為方便說(shuō)明，文中比焓簡(jiǎn)稱焓，低加熱平衡方程如下：

圖1 低壓缸熱力系統(tǒng)圖

(1)

(2)

利用上述矩陣方程可求得5#、6#、7#、8#抽汽量，進(jìn)而求得進(jìn)入凝汽器低壓加熱器疏水量。在凝結(jié)水泵出口和凝汽器補(bǔ)水管路上裝有流量計(jì)，其流量可通過(guò)表計(jì)直接讀取流量，給水泵汽輪機(jī)排汽量通過(guò)入口蒸汽流量表讀取，軸封疏水量通過(guò)軸封冷卻器平衡方程求得。軸封漏汽量較小，根據(jù)汽機(jī)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(bǔ)水量,t/h；DZ為軸加疏水量,t/h；DX為小機(jī)組排汽量,t/h；DF為軸封漏氣量,t/h。

2.2 循環(huán)水流量計(jì)算

根據(jù)熱平衡方程，循環(huán)水帶走的熱量等于低壓缸排汽、小機(jī)組排汽、低加疏水、軸加疏水、軸封漏汽、凝汽器補(bǔ)水等放熱量之和。

(4)

式中：hT為汽輪機(jī)排汽焓,kJ/kg；hX為給水泵汽輪機(jī)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(bǔ)水焓,kJ/kg；hL為凝結(jié)水入口焓,kJ/kg。

2.3 排汽壓力計(jì)算

由于凝汽器管內(nèi)循環(huán)水流速變化較小，凝汽器傳熱系數(shù)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(huán)水換熱量。當(dāng)換熱量不變時(shí)，小幅改變循環(huán)水流量對(duì)δt影響較小，可近似認(rèn)為不變，此時(shí)根據(jù)IAPWS公式可得對(duì)應(yīng)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(shù)；A為傳熱面積，m2；Δtm為平均傳熱溫差；δt為汽側(cè)端差；tout為循環(huán)水出水溫度，℃；P為對(duì)應(yīng)溫度下飽和蒸汽壓力，Pa。

2.4 循環(huán)水流量變化引起的功率增量

當(dāng)凝汽器熱負(fù)荷固定時(shí)，機(jī)組真空度隨循環(huán)水流量增加而提高。在低壓缸排汽量和循環(huán)水入口溫度不變條件下，改變循環(huán)水泵運(yùn)行方式使機(jī)組真空度變化。通過(guò)測(cè)量不同工況下機(jī)組排汽焓，獲取機(jī)組功率增量確定循環(huán)水泵最佳運(yùn)行方式。由于改變循環(huán)水泵運(yùn)行方式不會(huì)引起末級(jí)流量及真空度的大幅變化，末級(jí)排汽摩擦損失、余速動(dòng)能損失、排汽擴(kuò)壓管損失變化相對(duì)較小，因而在計(jì)算過(guò)程中，忽略真空度變化引起末級(jí)排汽損失變化對(duì)計(jì)算結(jié)果影響較小。由上可得機(jī)組功率增量方程：

(8)

式中：h′c，h″c為改變前、改變后末級(jí)排汽焓；△W為循環(huán)水泵電耗變化值，正值代表電功率增加，負(fù)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(shù)通過(guò)安裝在排汽缸上的儀表獲取，循環(huán)水泵電功率直接從功率表讀取。

3 現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)

試驗(yàn)前2小時(shí)保證機(jī)組負(fù)荷、主再熱蒸汽溫度、壓力、供熱流量、循環(huán)水泵運(yùn)行方式不變，高低加熱器無(wú)事故疏水進(jìn)入凝汽器，保證兩臺(tái)機(jī)組電負(fù)荷和供熱流量相同，循環(huán)水聯(lián)絡(luò)門全開。各項(xiàng)參數(shù)穩(wěn)定后，記錄機(jī)組負(fù)荷、循環(huán)水泵、凝汽真空度、排汽溫度等各項(xiàng)參數(shù)。在機(jī)組電負(fù)荷和供熱流量不變前提下，改變循環(huán)水泵運(yùn)行方式后穩(wěn)定運(yùn)行2個(gè)小時(shí)，記錄各項(xiàng)試驗(yàn)數(shù)據(jù)，經(jīng)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(shuō)明，凝汽器循環(huán)水入口溫度簡(jiǎn)稱為循環(huán)水入口溫度。

表1 循環(huán)水入口溫度為22.5 ℃時(shí)低壓缸排汽參數(shù)

表2 循環(huán)水入口溫度為25 ℃時(shí)低壓缸排汽參數(shù)

表3 循環(huán)水入口溫度為27.5 ℃時(shí)低壓缸排汽參數(shù)

表4 循環(huán)水入口溫度為30 ℃時(shí)低壓缸排汽參數(shù)

根據(jù)表1～表4計(jì)算數(shù)據(jù)以及循環(huán)水泵電功率，以兩機(jī)兩泵為參考基準(zhǔn)，通過(guò)式(8)可得,同等條件下，兩機(jī)三泵與兩機(jī)四泵相比于兩機(jī)兩泵功率增量，計(jì)算結(jié)果如表5所示。

表5 不同循環(huán)水泵運(yùn)行方式計(jì)算功率增量

4 試驗(yàn)結(jié)果與分析計(jì)算

4.1 兩機(jī)三泵運(yùn)行方式

從圖2中可以看出，當(dāng)進(jìn)入低壓缸排汽量小于380 t/h，增加循環(huán)水流量引起的功率增量為負(fù)值，即真空度提高引起功率增量不足以抵消循環(huán)水泵消耗的電能。此時(shí)兩臺(tái)機(jī)組兩臺(tái)循環(huán)水泵運(yùn)行方式最優(yōu)。隨著排汽流量上升，功率增量由負(fù)變正。

圖2 兩機(jī)三泵運(yùn)行方式下的功率增量

當(dāng)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(huán)水泵消耗電能，繼續(xù)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(qū)間內(nèi)機(jī)組末級(jí)葉片效率變化較小，功率增量與蒸汽流量呈現(xiàn)比例增加。當(dāng)蒸汽流量超過(guò)520 t/h，功率增長(zhǎng)速率開始明顯下降。這是由于排汽流量升高到一定流量時(shí)，末級(jí)葉片蒸汽流速已經(jīng)達(dá)到音速，動(dòng)葉斜切部分膨脹能力已經(jīng)用完，蒸汽開始在斜切外部膨脹，排汽擴(kuò)壓管損失開始增加因而導(dǎo)致汽輪機(jī)末級(jí)效率開始下降，圖2中的功率增量相應(yīng)降低。

4.2 兩機(jī)四泵運(yùn)行方式

從圖3中可以看出，當(dāng)蒸汽流量低于410 t/h，增加循水流量提高真空度產(chǎn)生的功率增量，不足以抵消增加循環(huán)水泵所消耗的電能。此時(shí)兩臺(tái)機(jī)組四臺(tái)循環(huán)水泵運(yùn)行方式經(jīng)濟(jì)性最差。

圖3 兩機(jī)四泵運(yùn)行方式下的功率增量

當(dāng)蒸汽流量超過(guò)420 t/h，功率增量由負(fù)變正，繼續(xù)增加末級(jí)葉片排氣流量，功率增量呈線性增加。當(dāng)蒸汽流量超過(guò)530 t/h，功率增量增長(zhǎng)速率明顯下降，這主要由于隨蒸汽流量增加末級(jí)效率開始下降。此時(shí)兩機(jī)四泵真空度高于兩機(jī)兩泵，兩機(jī)四泵經(jīng)濟(jì)性依然優(yōu)于兩機(jī)兩泵運(yùn)行方式。

4.3 兩機(jī)三泵與兩機(jī)四泵運(yùn)行方式對(duì)比

從圖4中可以看出，兩機(jī)四泵曲線更加陡峭，即同等條件下兩機(jī)四泵情況下機(jī)組真空度更高經(jīng)濟(jì)性更好。當(dāng)循環(huán)水入口溫度為22.5℃，末級(jí)排氣流量超過(guò)460 t/h時(shí)，兩機(jī)四泵優(yōu)于兩機(jī)三泵和兩機(jī)兩泵。當(dāng)循環(huán)水溫度為27.5 ℃，末級(jí)排期流量超過(guò)430 t/h時(shí)，兩機(jī)四泵優(yōu)于兩機(jī)三泵。這是由于末級(jí)排氣流量較高時(shí)，提高機(jī)組真空度帶來(lái)收益大于循環(huán)水泵增加的電耗。當(dāng)循環(huán)水入口溫度由22.5 ℃升高為27.5 ℃，兩機(jī)四泵最佳運(yùn)行范圍由大于460 t/h擴(kuò)展為大于430 t/h。這是因?yàn)檠h(huán)水溫度升高后機(jī)組真空度下降，增加循環(huán)水流量對(duì)提高真空度影響更為顯著。

圖4 循環(huán)水泵不同運(yùn)行方式下功率增量一

從圖5中可以看出，曲線變化趨勢(shì)與圖4基本相似。當(dāng)循環(huán)水溫度為25 ℃時(shí)，兩機(jī)三泵與兩機(jī)四泵曲線交叉點(diǎn)對(duì)應(yīng)低壓缸排氣流量440 t/h；當(dāng)循環(huán)水溫度為30 ℃時(shí)，兩機(jī)三泵與兩機(jī)四泵曲線交叉點(diǎn)對(duì)應(yīng)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(shè)計(jì)真空度等參數(shù)有關(guān)。

圖5 循環(huán)水泵不同運(yùn)行方式下功率增量二

對(duì)比圖4和圖5還可以看出，當(dāng)循環(huán)水溫度低于27.5 ℃時(shí)，隨著水溫升高，兩機(jī)四泵最佳運(yùn)行范圍開始向右收縮，兩機(jī)三泵最佳運(yùn)行范圍向右平移；兩機(jī)兩泵最佳運(yùn)行范圍開始增大。當(dāng)循環(huán)進(jìn)水溫度超過(guò)27.5 ℃時(shí)，隨著水溫升高，兩機(jī)四泵最佳運(yùn)行范圍開始反向擴(kuò)張，兩機(jī)三泵最佳運(yùn)行范圍向左平移；兩機(jī)兩泵最佳運(yùn)行范圍逐漸縮小。這表明當(dāng)循環(huán)進(jìn)水溫度較低時(shí)，循環(huán)水流量不足是影響最佳真空度主要因素。當(dāng)循環(huán)水溫較高時(shí)，循環(huán)進(jìn)水溫度成為影響真空度的主要因素。

4.4 汽輪機(jī)末級(jí)效率計(jì)算

大型電站汽輪機(jī)末級(jí)一般處于濕蒸汽區(qū)，王乾等人[7]認(rèn)為末級(jí)葉片的級(jí)效率不僅與壓力這個(gè)單一參數(shù)有關(guān)還與蒸汽比體積有關(guān)，末級(jí)效率計(jì)算模型可簡(jiǎn)化為如下方程：

η=c+k1Pc/P8+k2υc/υ8

(9)

式中：c，k1，k2為待定常數(shù)；υC為汽輪機(jī)排汽的比體積；υ8為第八級(jí)抽汽的比體積；η為末級(jí)葉片效率。以汽輪機(jī)熱力系統(tǒng)圖為基礎(chǔ)，根據(jù)汽輪機(jī)在(44%～100%)負(fù)荷變化時(shí)末級(jí)抽汽和排汽參數(shù)擬合末級(jí)效率計(jì)算模型，其中末級(jí)效率計(jì)算公式如下：

η=(h8-hc)/(h8-hc，s)

(10)

式中：h8為第八級(jí)抽汽焓，kJ/kg；hc為末級(jí)實(shí)際排汽焓，kJ/kg；hc，s為理想排汽焓，kJ/kg。

根據(jù)廠家提供的汽輪機(jī)熱力設(shè)計(jì)平衡表，可求得不同負(fù)荷下末級(jí)葉片效率及蒸汽參數(shù)，通過(guò)Origin9.0軟件擬合表6數(shù)據(jù)得到末級(jí)效率公式中的常數(shù)C，k1，k2。擬合結(jié)果:C為1.55，k1為-2.276，k2為-0.057 9，相關(guān)系數(shù)R2=0.95。從表6中可以看出隨著蒸汽流量上升末級(jí)效率先上升后下降。

表6 不同負(fù)荷下末級(jí)葉片效率及蒸汽參數(shù)

4.5 真空度優(yōu)化在線計(jì)算

根據(jù)排汽壓力、末級(jí)效率以及低壓缸排汽量計(jì)算公式可得改變循環(huán)水流量后機(jī)組功率增量。具體方程如下：

(11)

5 結(jié) 論

熱電聯(lián)供機(jī)組真空度受低壓缸排汽流量、循環(huán)進(jìn)水溫度、循環(huán)水流量三者共同影響。通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)和結(jié)果分析可以得到以下結(jié)論：

(1)當(dāng)?shù)蛪焊着牌啃∮?80 t/h，兩臺(tái)機(jī)組兩臺(tái)循環(huán)水泵或(單臺(tái)機(jī)組機(jī)單臺(tái)循環(huán)水泵)運(yùn)行方式最優(yōu)。

(2)當(dāng)?shù)蛪焊着牌髁?80～500 t/h，兩臺(tái)機(jī)三臺(tái)循環(huán)水泵優(yōu)于兩臺(tái)機(jī)組四臺(tái)循環(huán)水泵；兩臺(tái)機(jī)組四循環(huán)優(yōu)于兩臺(tái)機(jī)組兩臺(tái)循環(huán)水泵。

(3)當(dāng)?shù)蛪焊着牌看笥?20 t/h，兩臺(tái)機(jī)組四臺(tái)循環(huán)水泵優(yōu)于兩臺(tái)機(jī)組三臺(tái)循環(huán)水泵；兩臺(tái)機(jī)組三臺(tái)循環(huán)水泵優(yōu)于兩臺(tái)機(jī)組兩臺(tái)循環(huán)水泵。

(4)當(dāng)循環(huán)水進(jìn)水溫度為27.5 ℃，循環(huán)水泵運(yùn)行方式對(duì)機(jī)組經(jīng)濟(jì)性影響最大。當(dāng)循環(huán)水進(jìn)水溫度偏離27.5 ℃時(shí)，改變循環(huán)水泵臺(tái)數(shù)對(duì)經(jīng)濟(jì)性影響減弱。

本文將試驗(yàn)結(jié)果嵌入SIS系統(tǒng)中，實(shí)時(shí)計(jì)算低壓缸排汽流量、排汽焓等參數(shù)，根據(jù)循環(huán)水溫度及循環(huán)水泵臺(tái)數(shù)，自動(dòng)尋找最優(yōu)運(yùn)行方式，為運(yùn)行人員提供指導(dǎo)。