黃 俊，陳 焱，董 楠

(1.馬鞍山當(dāng)涂發(fā)電有限公司，安徽 馬鞍山 243100;2.華北電力大學(xué) 能源動(dòng)力與機(jī)械工程學(xué)院，河北 保定 071003)

600 MW濕冷機(jī)組運(yùn)行參數(shù)優(yōu)化研究

黃 俊1，陳 焱1，董 楠2

(1.馬鞍山當(dāng)涂發(fā)電有限公司，安徽 馬鞍山 243100;2.華北電力大學(xué) 能源動(dòng)力與機(jī)械工程學(xué)院，河北 保定 071003)

以N600－16．67/537/537機(jī)組為例，建立供電煤耗率最大為目標(biāo)函數(shù)，通過(guò)計(jì)算電廠熱耗量和循環(huán)水泵耗功，確定最佳運(yùn)行參數(shù)。結(jié)果表明:隨著機(jī)組負(fù)荷或冷卻水溫度的增加，最佳初壓和排汽壓力隨之升高;當(dāng)冷卻水溫度高于25℃時(shí)，對(duì)機(jī)組運(yùn)行參數(shù)影響較為突出。通過(guò)優(yōu)化運(yùn)行參數(shù)，能為機(jī)組經(jīng)濟(jì)運(yùn)行提供一定參考。

運(yùn)行參數(shù)優(yōu)化;熱耗量;循環(huán)水泵耗功;供電煤耗率;濕冷機(jī)組

0 引言

對(duì)于凝汽式濕冷機(jī)組而言，在主、再熱溫度不變條件下，機(jī)組運(yùn)行的熱經(jīng)濟(jì)性與初壓和排汽壓力等運(yùn)行參數(shù)緊密相關(guān)，且受循環(huán)冷卻水溫度影響較大。因此，較多學(xué)者對(duì)初壓和排汽壓力優(yōu)化進(jìn)行了研究。周志平等通過(guò)對(duì)機(jī)組進(jìn)行實(shí)驗(yàn)確定最佳初壓，但該方法成本較高［1］;張春發(fā)和盛德仁等分別以機(jī)組熱耗率最小和實(shí)際供電功率與計(jì)劃調(diào)度負(fù)荷 (或競(jìng)價(jià)中標(biāo)負(fù)荷)之差最小為優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)，利用機(jī)組各級(jí)幾何尺寸，逐級(jí)進(jìn)行變工況計(jì)算，確定最佳初壓，但由于汽輪機(jī)各級(jí)幾何參數(shù)較難獲得，故該方法在實(shí)際中可行性較差［2，3］;郭江龍等認(rèn)為機(jī)組在滑壓運(yùn)行時(shí)，其動(dòng)作調(diào)節(jié)閥均處于全開(kāi)狀態(tài)，即不存在部分開(kāi)啟閥門(mén)，而在機(jī)組實(shí)際運(yùn)行中，其調(diào)節(jié)閥并非總是處于全開(kāi)狀態(tài)，故該方法可能會(huì)影響優(yōu)化結(jié)果［4］;基于水資源和環(huán)保費(fèi)用等影響因素，對(duì)濕冷機(jī)組冷端系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算與分析，確定機(jī)組最佳排汽壓力與冷卻水量的對(duì)應(yīng)關(guān)系［5］;徐海平等在不同季節(jié)和負(fù)荷下，通過(guò)試驗(yàn)對(duì)濕冷機(jī)組所有的冷端設(shè)備運(yùn)行性能進(jìn)行測(cè)定，以汽輪機(jī)凈增功率最大為優(yōu)化目標(biāo)，確定循環(huán)水系統(tǒng)的最優(yōu)運(yùn)行方式［6］;利用數(shù)值模擬確定凝汽器的傳熱情況和流體流場(chǎng)參數(shù)［7］;也有對(duì)單參數(shù)變化進(jìn)行研究［8］。但上述研究均將主蒸汽初壓和排汽壓力作為單變量進(jìn)行優(yōu)化，未對(duì)兩者進(jìn)行整體優(yōu)化，但兩者是相互影響的，僅考慮單變量變化不能真實(shí)反映最終優(yōu)化結(jié)果。

本文以某 N600－16.67/537/537機(jī)組為例，在考慮冷卻水溫度影響下，以供電煤耗率為目標(biāo)函數(shù)，通過(guò)汽輪機(jī)變工況計(jì)算和確定循環(huán)水泵工作點(diǎn)，最終得到機(jī)組最佳運(yùn)行參數(shù)。

1 建立優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)

目前大型機(jī)組均為一次再熱機(jī)組，機(jī)組主、再熱溫度對(duì)熱經(jīng)濟(jì)性有較大的影響，在安全條件允許的情況下，溫度越高熱經(jīng)濟(jì)性越好，因此，在優(yōu)化過(guò)程中，設(shè)其不變;以供電煤耗率bcp最大為目標(biāo)函數(shù)，通過(guò)優(yōu)化確定機(jī)組最佳運(yùn)行參數(shù)，其目標(biāo)函數(shù)為

式中:Pe為機(jī)組功率，kW;Pap為廠用電功率，kW;Qcp為電廠熱耗量，kJ/s;tw為冷卻水溫度，℃;np為循環(huán)水泵轉(zhuǎn)速，r/min;npd為循環(huán)水泵額定轉(zhuǎn)速，r/min;p0為機(jī)組主蒸汽初壓，kPa;G0為主汽流量，kg/s;pc為機(jī)組排汽壓力，kPa，p0max，p0min，pcmax，pcmin分別為初壓和排汽壓力的上限與下限，kPa。

2 運(yùn)行參數(shù)優(yōu)化計(jì)算過(guò)程

由式 (1)可知，在給定機(jī)組功率條件下，計(jì)算供電煤耗率需確定熱耗量和廠用電，其中除循環(huán)水泵外，可近似認(rèn)為其他設(shè)備廠用電不變，因此只要確定循環(huán)水泵耗功，廠用電即可確定。對(duì)不同的主蒸汽初壓和排汽壓力進(jìn)行計(jì)算，根據(jù)目標(biāo)函數(shù)值確定最佳運(yùn)行參數(shù)。

在汽輪機(jī)各壓力級(jí)幾何尺寸未知條件下，運(yùn)行參數(shù)優(yōu)化計(jì)算過(guò)程如下。

2.1 全廠熱耗量確定

(1)在任一主蒸汽初壓和排汽壓力下，根據(jù)給定機(jī)組功率Peg假定主汽流量，進(jìn)行調(diào)節(jié)級(jí)變工況計(jì)算［9，10］，確定調(diào)節(jié)汽室參數(shù)。

(2)按抽汽口劃分級(jí)組，根據(jù)弗留格爾公式和壓力級(jí)組相對(duì)內(nèi)效率不變，確定各段抽汽壓力與焓值，即

式中:pj，hj，vj及 Gj，Δhtj分別為變工況下 j段抽汽壓力 (kPa)、焓值 (kJ/kg)、比容 (m3/kg)及第 j個(gè)級(jí)組流量 (kg/s)、理想比焓降 (kJ/kg);下角標(biāo)“d”表示設(shè)計(jì)工況。

假定j段抽汽流量Gej，由式 (2)、(3)確定j+1段抽汽壓力與焓值;根據(jù)給水泵 (或除氧器)出口壓力和加熱器端差，確定j號(hào)加熱器給水與疏水參數(shù);對(duì)該加熱器進(jìn)行熱平衡計(jì)算，通過(guò)迭代確定其抽汽流量。同理，確定其他各段抽汽參數(shù)。

(3)由步驟 (1)、(2)的計(jì)算結(jié)果，確定機(jī)組發(fā)電功率Pe，即

式中:Δhj為各段抽汽的實(shí)際焓降，kJ/kg;Δhc為凝汽的實(shí)際焓降，kJ/kg;Gc為汽輪機(jī)排汽量，kg/s;ηg，ηm分別為發(fā)電機(jī)效率和汽輪機(jī)機(jī)械效率。

(4)以機(jī)組功率計(jì)算值與給定值之差對(duì)主汽流量進(jìn)行修正，重復(fù)步驟 (1)～(3)，直至滿足精度要求。即

(5)計(jì)算電廠熱耗量Qcp為:

式中:hfw為鍋爐給水焓，kJ/kg;Qrh為再熱蒸汽的吸熱量，kJ/s;ηb為鍋爐效率。

2.2 循環(huán)水泵耗功的確定

本文以雙壓凝汽器為例，確定循環(huán)水泵耗功。

(1)假定循環(huán)水泵轉(zhuǎn)速為np，根據(jù)比例定律確定m臺(tái)泵并聯(lián)后其H-qv性能曲線，即

式中:H為循環(huán)水泵揚(yáng)程，m;k1，k2，k3及k4分別為擬合系數(shù);qv為循環(huán)水泵體積流量，m3/s。

(2)由式 (7)和管路系統(tǒng)特性方程，確定循環(huán)水泵工作點(diǎn)，得到其對(duì)應(yīng)流量和揚(yáng)程，即

式中:Hst為靜揚(yáng)程，m;φ為常數(shù)。

(3)由凝汽器熱平衡方程計(jì)算冷卻水溫升Δt 為［10，11］:

式中:Gm為凝汽器蒸汽流量，kg/s;ρw為冷卻水密度，kg/m3;hc，hc'分別為凝汽器內(nèi)蒸汽比焓和凝結(jié)水比焓，kJ/kg;cpw為冷卻水比熱，kJ/(kg·℃)。

由于雙壓凝汽器低、高壓端熱負(fù)荷基本相等，故可近似認(rèn)為低、高壓凝汽器冷卻水溫升相等，即

式中:Δt1，Δt2分別為低、高壓凝汽器冷卻水溫升，℃。

(4)計(jì)算凝汽器總體傳熱系數(shù)Kw為［12］:

式中:K0為基本傳熱系數(shù)，主要決定于凝汽器冷卻管外徑和管內(nèi)流速，可由圖1查得，W/(m2·K);βt為冷卻水進(jìn)口溫度修正系數(shù)，可由圖2查得;βc為冷卻管清潔系數(shù)，對(duì)于循環(huán)冷卻水系統(tǒng)和化學(xué)處理水取0.75～0.80，直流冷卻水系統(tǒng)與清潔水取0.80～0.85，鐵冷卻管取0.90，新管取0.80～0.85，具有連續(xù)清洗的凝汽器取0.85;βm為凝汽器冷卻管材與管厚度的修正系數(shù)。

圖1 基本傳熱系數(shù)曲線

圖2 冷卻水進(jìn)口溫度修正曲線

同理，可分別得到低、高壓凝汽器傳熱系數(shù)Kw1，Kw2。

(5)根據(jù)凝汽器傳熱方程計(jì)算低、高壓凝汽器傳熱端差 δt1，δt2分別為［13］:

式中:Ac為凝汽器冷卻面積，m2。

(6)計(jì)算低、高壓凝汽器所對(duì)應(yīng)的排汽溫度ts1，ts2分別為:

式中:tw1，tw2分別為低、高壓凝汽器冷卻水進(jìn)口溫度，℃。

凝汽器排汽溫度ts為:

該溫度所對(duì)應(yīng)的的飽和壓力即為機(jī)組排汽壓力 pc，即

若該排汽壓力計(jì)算值未能滿足機(jī)組要求，則對(duì)風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行修正，重復(fù)步驟 (1)～(6)，進(jìn)行迭代計(jì)算，直至滿足精度要求。

(7)根據(jù)循環(huán)水泵P-qv性能曲線和已得流量，確定泵功耗 Np為［14］:

式中:α1，α2，α3及 α4分別為擬合系數(shù);ηpg為電機(jī)效率;ηtm為傳動(dòng)效率。

3 實(shí)例計(jì)算

3.1 計(jì)算結(jié)果

以N600－16.67/537/537機(jī)組為例，在不同冷卻水溫度下，對(duì)75%和50%負(fù)荷進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，其最佳初壓、排汽壓力、循環(huán)水泵轉(zhuǎn)速及供電煤耗率如表1、2所示;在冷卻水溫度為20℃時(shí)，將主蒸汽初壓、排汽壓力及熱耗率的優(yōu)化值與熱力試驗(yàn)值進(jìn)行比較，如表3所示。

表1 50%負(fù)荷下不同冷卻水溫度時(shí)運(yùn)行參數(shù)優(yōu)化結(jié)果

表2 75%負(fù)荷下不同冷卻水溫度下運(yùn)行參數(shù)優(yōu)化結(jié)果

表3 冷卻水溫度20℃時(shí)主蒸汽初壓、排汽壓力及熱耗率的優(yōu)化值與實(shí)驗(yàn)值

3.2 結(jié)果分析

在給定機(jī)組負(fù)荷條件下，影響其經(jīng)濟(jì)性的主要因素包括主蒸汽初壓、主汽流量、排汽壓力、冷卻水溫度、循環(huán)水泵轉(zhuǎn)速及其運(yùn)行臺(tái)數(shù)等。

(1)隨著冷卻水溫度的增加，凝汽器換熱量下降，致使排汽壓力增大，為滿足機(jī)組功率要求及保證運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性，循環(huán)水泵轉(zhuǎn)速與主蒸汽初壓逐漸提高，進(jìn)而導(dǎo)致供電煤耗率降低，且當(dāng)冷卻水溫度高于25℃時(shí)，對(duì)機(jī)組運(yùn)行參數(shù)影響較為突出，如表1、2所示;隨著機(jī)組負(fù)荷的增加，最佳初壓、排汽壓力及供電煤耗率均逐漸提高;

(2)在冷卻水溫度為20℃時(shí)，主蒸汽初壓、排汽壓力及熱耗率優(yōu)化值均低于熱力試驗(yàn)值，表明機(jī)組有進(jìn)一步節(jié)能降耗的潛力。

4 結(jié)論

(1)在不同工況下，均存在最佳運(yùn)行參數(shù)，使機(jī)組熱經(jīng)濟(jì)性最佳。本文建立供電煤耗率最大為目標(biāo)函數(shù)，通過(guò)計(jì)算電廠熱耗量和循環(huán)水泵耗功，確定最佳運(yùn)行參數(shù);

(2)對(duì)不同工況進(jìn)行了優(yōu)化計(jì)算，確定其最佳運(yùn)行參數(shù);隨著機(jī)組負(fù)荷或冷卻水溫度的提高，最佳初壓和排汽壓力隨之增加;

(3)通過(guò)對(duì)50%THA，75%THA工況和與之對(duì)應(yīng)熱力實(shí)驗(yàn)工況進(jìn)行優(yōu)化對(duì)比，結(jié)果表明:優(yōu)化后的運(yùn)行參數(shù)可使機(jī)組熱耗率有所下降。

［1］周志平，范鑫，李明，等．超臨界600 MW機(jī)組滑壓運(yùn)行參數(shù)優(yōu)化分析與試驗(yàn) ［J］．熱力發(fā)電，2012，40(10):50-54．

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The Optimization Research of Operational Parameters of 600 MW Water-cooling Turbine

Huang Jun1，Chen Yan1，Dong Nan2

(1.Maanshan Dangtu Electricity Generating Co．，Ltd．，Maanshan 243100，2．China;School of Energy Power and Mechanical Engineering，North China Electric Power University，Baoding 071003，China)

Taking N600－16.67/537/537 unit as an example，coal consumption rate of power supply is designed as an objative function in this study，the optimum operating parameters were the determined by calculating the heat consumption of power plant and power consumption of circulating water pump．The results show that optimal initial pressure and exhaust pressure rise with the increase of unit load or cooling water temperature．Cooling water temperature would have greater influences on operational parameters when it is above 25℃．Consequently，this investigation can provide guidance for economic operation of units by the optimization of operational parameters．

operation parameters optimization;heat consumption;power consumption of circulating water pump;coal consumption rate of power supply;water-cooling turbine

TK262

A

10.3969/j.issn.1672-0792.2014.04.016

2013－11－14。

黃俊 (1977-)，男，助理工程師，從事電廠設(shè)備管理工作，E-mail:hj_cdt@163．com。