考虑环境温度变化的火电厂循环水泵优化运行方法

华电电力科学研究院有限公司 郑 惠 张 圣

在汽轮发电机组边界条件相同的情况下，改变循环水泵运行方式，相应的机组出力和循环水泵耗功都会增加，寻求机组出力增加值与循环水泵耗功增加值之间的差值最大，是火电厂循环水泵优化运行的目的。由于扬程的限制，循环水泵大都进行高低速改造，传统循环水泵优化运行基于负荷和循环水入口温度进行切换，但循环水泵高低速切换工作量较大，很多地区昼夜温差大，频繁切换不仅工作量大，也会导致循环水泵容易出现故障，运行经济性无法保障。本文提出了一种考虑环境温度变化的汽轮机循环水泵优化运行方法，该方法根据当地全年温度的变化，总结出适合季节气温的循环水泵优化运行方式，在保证安全性和实用性的前提下，追求经济效益最大化。

1 循环水泵优化运行原理

机组真空的变化受机组负荷、凝汽器冷却水流量、凝汽器入口循环冷却水温度或环境温度等参数的影响，在机组特定负荷下，此时环境温度是一定的，机组真空主要受凝汽器循环冷却水流量的影响，从而可通过改变循环水泵运行方式来改变循环冷却水的流量，进而达到改变机组真空的目的。在机组相同的边界下，真空度的提高需通过增加凝汽器循环冷却水的流量来实现，循环冷却水流量又与循环水泵耗功成正比。另一方面，机组出力随真空度的提高而增加。因此，通过改变循环水泵的运行方式，使在某一运行方式下，机组出力净增加值最大即为循环水泵的的最佳运行方式。

1.1 机组最佳运行背压计算模型

通过试验得到不同循环水泵运行方式下循环水泵的耗功量以及机组真空的改变量，结合凝汽器变工况性能计算和真空对机组出力的影响曲线，得到机组在特定负荷和环境温度下的最佳运行背压。

微增出力与机组背压的关系：机组微增出力与背压的关系既可通过制造厂提供的修正曲线确定，也可通过机组微增出力试验得到，制造厂提供的修正曲线主要针对新机组，对于老旧机组通过试验的方法得到微增出力曲线更为准确，其计算公式为：ΔNT=f1(N,Pk)（1），式中N为机组负荷，kW；Pk为机组背压，kPa；ΔNT为机组微增出力，kW。

凝汽器变工况特性：凝汽器压力受机组负荷、冷却水进口温度、冷却水流量以及凝汽器本身性能的影响，对于某特定机组的凝汽器，本文目的为寻求循环水泵的最优运行方式，因此不考虑凝汽器本身性能对其保持真空能力的影响，凝汽器变工况特性可采用公式表示：Pk=f2(N,t,W)（2），式中t为冷却水进口温度，℃；W为冷却水流量，m3/s。

凝汽器压力的修正：相同负荷下，凝汽器压力主要受循环冷却水流量和温度的影响，通过试验的方法无法测得各温度的凝汽器压力，因此需进行修正，根据DL/T 1078-2007《表面式凝汽器运行性能试验规程》的规定，凝汽器修正后的压力计算公式如式(3)、(4)，式中：tsc、t1D、Δtc、δtc分别为凝汽器压力对应的饱和温度修正值、冷却水进口温度值，修正至设计冷却水流量和温度的温升以及端差，℃；WD为设计冷却水流量，kg/s；X为对总体传热系数进行修正后的对数平均温差系数。通过公式可计算得到修正后的凝汽器压力对应的饱和温度tsc，根据国际公式化委员会IFC97水蒸汽性质计算得到凝汽器修正压力。

循环水泵耗功：受循环水泵运行方式的影响，不同循环方式循环水泵耗功也不同，循环水泵的运行方式包括高低速运行、变频运行及开启台数等的不同，不同运行方式对应的冷却水流量也不同。通过试验的方法，测得不同循环水泵运行方式的耗功和冷却水流量，可得到如下相互关系：Np=f3(W)（5），式中Np为循环水泵耗功，kW。

最佳运行背压计算：机组实际运行的最佳运行背压与理论计算的最佳运行背压往往不相同，因为实际运行过程中，受循环水泵运行方式改变的限制，机组循环水流量无法实现无极调整，只能实现阶梯式的调整，因此只能得到有限种运行方式中最佳的一种：F(N,t,W)=ΔNT-ΔNp（6），在数学意义上，当∂F(N,t,W)/∂W=0时，凝汽器冷却水流量对应的机组背压为最佳值：∂f1(N,Pk)/∂Pk×∂Pk/∂W=∂ΔNp/∂W。

1.2 考虑温度变化的优化运行方法

煤电机组由于受循环水泵扬程的要求，往往进行高低速改造，根据该地区年温度变化曲线统计，为避免循环水泵频繁高低速切换，将循环水泵优化运行分为春秋季工况、夏季工况和冬季工况。如，某两台煤电机组循环水泵采用单元制布置，一台机组配置两台循环水泵，中间用联络门相连，从而实现两台机组四台循环水泵的调节方式，极大扩大了循环水流量的调节范围。可根据当地气温变化特点，由于夏季温度最高、春秋季温度相当、冬季最低，可夏季工况采用两机组四台高速泵运行，冬季工况采用两机组两台低速泵两台高速泵运行，春秋季工况采用两机组三台高速泵一台低速泵运行。这样一年只需要导泵四次，极大减轻了运行检修工作量，另外，根据各季节温度变化特点，通过试验测试和理论模型计算，提出适合各季节的循环水泵优化运行方式，使机组全年经济性最优。

2 应用案例

某电厂3、4号机组采用国产300MW汽轮机，其设计主要参数如下：机组型号N315-16.7/538/538、额定功率315MW、主蒸汽压力16.7MPa、主蒸汽温度538℃、高压缸排汽压力3.80MPa、高压缸排汽温度324.8℃、再热蒸汽压力3.418MPa、再热蒸汽温度538℃、排汽压力5.4kPa、额定主蒸汽流量954.85t/h、再热后进汽量800.39t/h、低压缸排汽量571.82t/h、调节级后压力11.856MPa、给水温度275.2℃、设计热耗（THA）7910.0kJ/（kW·h）。该机组冷端采用表面式凝汽器，该凝汽器形式为为单背压、单流程、双壳体。循环冷却水系统配套4台循环水泵，其中两台进行了高低速改造。在1号机与2号机循环水母管上设置电动门联络管，作为两机组不同负荷及温度下循环水泵的优化运行以及母管注水用，用以满足不同季节和不同负荷时凝汽器对冷却水量的要求。

根据当地气温特点，以夏季工况为例进行分析，由于夏季气温较高、采用四台高速泵运行，根据运行历史数据可知，至少需要两台高速泵运行。以此循环水泵的可调节方式有三种：两机两泵运行、两机三泵运行、两机四泵运行。根据公式（5），采用试验的方法，不同循环水泵组合方式下，采用超声波流量计测量得到循环水流量，根据不同循环水泵运行下的电压和电流计算得到循环水泵耗功，流量（t/h）与耗功（kW）的对应关系如下：两机四泵50707.5/5766.14、两机三泵43494.8/4352.39、两机两泵37308.0/2835.36。

以3号机组270MW负荷试验为例，针对循环泵的不同运行方式，在两机三泵和两机四泵两种运行方式下，凝汽器的主要热力性能分别为：凝汽器真空9.64/11.21kPa、凝汽器传热面积15770.00/15770.00m2、循环水进水压力0.22/0.24 MPa、循环水出水压力0.10/0.10MPa、循环水进水温度29.70/33.90℃、循环水出水温度41.90/45.00℃、冷却水流量21747.38/25353.73t/h、饱和温度45.12/48.08℃、循环水平均温度35.80/39.45℃、循环水的平均压力0.16/0.17MPa、循环水的密度993.87/992.53kg/m3、循环水比定压热容4.18/4.18kJ/（kg·K）、冷却水温升12.20/11.10℃、对数平均温差7.79/7.27℃、凝汽器热负荷316.64/307.92MW、总体的传热系数2507.85/2850.07W/(m2·K)。

同理，其它负荷下不同循环水泵运行方式时，凝汽器热力性能亦可得到，从而可求得3、4号机组在各种不同负荷、不同循环冷却水入口温度下的循环水泵最佳运行方式，以机组负荷为横坐标，循环水进口温度为纵坐标，得到3、4号机组循环水泵优化运行曲线（夏季）如图1所示。同理可求得3、4号机组在春秋季工况及冬季工况的运行优化曲线。

图1 3、4号机组冷端优化运行曲线（夏季）