某沿海电厂600 MW机组循环水系统运行方式优化试验研究

潘继真，魏海涛，肖国振

(河北国华沧东发电有限责任公司，河北 沧州 061113)

某电厂在投入商业运营初期，循环水系统保持两机四泵运行方式。夏季，由于海水温度高，两机四泵运行方式能够很好地满足机组在各工况下的运行需求。但是随着炎热夏季的结束，环境温度和海水温度逐渐降低，在两机四泵运行方式下凝汽器端差逐渐增大、凝汽器真空逐渐升高，循环水泵耗能多的弊端越来越突出。循环水系统经济运行可以通过以下方式进行:循环泵电机变频改造，循环泵电机改双速，在两机三泵运行方式下进一步停运1台循环泵以实现两机两泵运行方式。目前，由于国内大容量循环泵电机变频改造费用很高且成功案例很少、变频器故障率较高、对环境要求苛刻、维护工作量大且设备寿命短等原因，在目前技术条件下暂不适宜进行改造。 循环泵电机改双速费用相对较低，但由于进口电机设计空间狭小，改造困难相对较大，国内一些厂家对进口电机改造后存在的问题尚未得到彻底解决，目前国内对大容量进口电机改双速条件尚不成熟。根据汽温及海水温度变化调整循环泵运行台数的方法是最容易实现的，随着设备制造业技术水平的提高和日常运行维护工作的深入，设备可靠性得到了大幅度提升，单泵运行期间设备跳闸的几率很低，通过设备检修维护工作的深入、定期试验和轮换工作的推进及专项控制措施的执行，两机两泵的安全运行方式得到保障［1－4］。

1 设备系统简介

某电厂地处沿海，一期工程采用2台600 MW亚临界、中间再热、单轴四缸四排汽、凝汽式汽轮机组，为上海汽轮机有限公司采用美国西屋公司技术生产，主蒸汽压力为16.7 MPa，主蒸汽温度为538℃，再热蒸汽压力为3.234 MPa，再热蒸汽温度为538℃，额定工况蒸汽流量为1 758.297 t/h，额定工况下设计净热耗为7 745.5 kJ/kWh;凝汽器为双背压、双壳体对分流程、表面式凝汽器，冷却面积为38 000 m2，循环倍率为55，设计平均背压为5.4 kPa，凝汽器阻力约为70 kPa，设计出水温度为10～33℃，设计进水温度为20～43℃;每台机组配备2台型号为2BE1 353－0MY4的水环式真空泵，转速为590 r/min，凝汽器最低运行背压下抽吸压力为4.9 kPa，真空泵极限抽吸压力为3.3 kPa。

该电厂循环水系统采用海水直接冷却，未设置冷却水塔，循环水通过凝汽器自然降温后直接排至大海。在2台机组循环泵出口设置联络管，在联络管上设置隔断蝶阀，能够实现双机循环水系统的快速联通和隔绝。每台机组配置2台由日本进口的双筒形、立式、单支座、固定转速、固定叶片、可抽芯斜流泵，转速为330 r/min，电机功率为3 300 kW，单台泵流量为10.31m3/s，扬程为21.44m。

2 试验结果分析

2.1 循环水流量和循环水泵耗功试验结果

为取得两机四泵、两机三泵、两机两泵不同组合方式下A机组的实际运行数据，配合不同的循环水联络门状态和机组凝汽器循环水出口门开度，在每种循环泵组合方式下分别进行3组试验，见图1～图3。

由图1可见，在两机四泵运行方式下，2台机组循环水联络门关闭，在A机组凝汽器循环水出口门开度分别为100%、90%和80%时，循环水流量与循环水泵耗功变化均不大，综合分析可将90%开度作为两机四泵运行方式下的循环水出口门开度。

由图2可见，在两机三泵运行方式下，2台机组循环水联络管阀门开启，在A机组凝汽器循环水出口门开度分别为70%、85%和100%时进行测量，开度从70%升至85%时，循环水流量增加较多，从85%升至100%全开时的循环水流量变化很小，相应2次变化时的循环水泵耗功增加量基本一致，综合分析可将85%开度作为两机三泵运行方式下的循环水出口门开度。

由图3可见，在两机两泵情况下，2台机组循环水联络管阀门开启，在A机组凝汽器循环水出口门度分别为40%、50%和60%时进行测量，开度从40%升至50%时，循环水流量增幅较大，而从50%变至60%开度时的循环水流量增幅略低，同时，相应循环水泵耗功变化不大，综合分析可将50%开度作为两机两泵运行方式下的循环水出口门开度。

表1 机组负荷在各工况下的背压计算值kPa

图4 凝汽器热负荷与电功率的关系曲线

2.2 凝汽器热负荷的确定

通过各主机试验工况下的凝汽器特性计算，可得在不同电功率下的凝汽器热负荷如图4所示。

2.3 凝汽器背压试验结果

在忽略潮位变化影响的前提下，凝汽器变工况计算有3个重要的变量参数，第一个变量为循环水流量，即对应不同的循环水泵组合方式;第二个变量为凝汽器循环冷却水入口温度;第三个变量为凝汽器热负荷，即对应不同的主机负荷。

根据各负荷试验下的凝汽器实际运行特性，分别改变上述3个变量参数，通过凝汽器变工况计算，得出A机组在不同循环水泵组合方式下，负荷分别为600 MW、500 MW、400 MW、300 MW时，循环冷却水入口温度在5～33℃取值的凝汽器背压见表1。考虑到汽轮机排汽的极限背压值，对低于3 kPa的背压计算值均取为3 kPa来进行计算。

2.4 最佳真空值

根据循环水泵在不同组合方式下的流量与耗功关系和在不同海水温度下凝汽器真空与机组负荷的对应关系，得出A机组在不同循环水组合方式下的凝汽器背压，即可计算出背压变化所引起的机组出力变化。

对机组出力变化和循环水泵的耗功变化汇总比较，可得在不同主机负荷、不同循环冷却水温时A机组运行的最佳真空值见表2。

2.5 循环水泵节能运行方式

在实际工作中可根据每周或每月的循环水温情况，同时参考负荷调度计划情况，制定切合实际的循环水泵运行方式和启停规则，最大限度地接近最佳方式运行。由循环水泵经济运行方式分界线(图5)可知，当海水温度高于27℃时，选择“两机四泵”运行方式;海水温度在18～27℃时选择“两机三泵”运行方式;在海水温度降至18℃以下时选择“两机两泵”运行方式。

表2 A机组运行的最佳真空值 kPa

图5 循环水泵经济运行方式分界线

2.6 节能效果分析

通过对近几年来电厂用作循环水的海水温度进行统计，发现虽然每年同一天的海水温度略有偏差，但每年海水温度变化时间基本相同，2010～2011年海水温度变化与日期对应关系见表3。

由表3可知，每年能够实现“两机两泵”经济运行方式的时间长达197 d，考虑每台机组每年检修循环泵停运30 d，每年实际采用“两机两泵”经济运行方式的时间按137 d计算，在循环泵电耗方面，“两机两泵”运行方式比“两机三泵”运行方式每年能减少厂用电耗867.7万kWh，按0.35元/kWh电价计算，至少增加公司收入300多万元，节能效果显著。

在不同的循环水泵组合方式下，根据优化前后的凝汽器循环水泵出门开度和凝汽器背压，可计算在600 MW负荷、循环冷却水温为20℃时，优化前后所引起的机组出力增加值见表4。

表3 2010～2011年海水温度变化与日期对应关系

表4 优化前后的节能效果对比

目前，大多数电厂已经实现了“两机三泵”运行方式，只是没有将海水温度对机组经济性的影响进行深入研究，因此没有选择好“两机三泵”的最佳运行时间，同时，有许多电厂还没有在海水温度低于18℃时实现“两机两泵”的运行方式［5－6］。

3 结论

循环水系统运行方式优化后，每年能减少厂用电耗867.7万kWh，按0.35元/kWh计算，在循环水泵电耗方面至少使公司收入增加300多万元，节能效果显著。近几年国内电力建设迅猛发展，尤其在沿海地区建设了许多单机容量为600 MW的机组并相继投入商业运营。该厂2×600 MW机组循环水系统经济运行方式的优化对国内同类型沿海电厂提供了借鉴。

［1］ 徐海新，张 林，王兴平．600 MW机组循环水和真空系统运行优化［J］．发电设备，2009，23(3):191－194．

［2］ 石 诚，余 平，龙国庆．1 000 MW超超临界机组海水直流供水系统循环水泵配置方案的探讨 ［J］．电力建设，2008，51(3):54－55．

［3］ 刘 哲，王松岭，王 鹏．300 MW机组单元制循环水系统优化运行［J］．汽轮机技术，2010，53(6):475－477．

［4］ 熊 武，李明芳．丰城电厂4台300 MW机组循环水泵运行优化方案［J］．江西电力职业技术学院学报，2010，23(4):47－49．

［5］ 黄 柱，康支霞，张 宪．循环水泵运行方式的经济性分析 ［J］．仪器仪表用户，2008，15(4):126－127．

［6］ 龙德晓，贾晓朵，任若飞．循环水系统操作费用的优化研究 ［J］．节能技术，2009，27(5):430－434．