背壓式汽動引風機出力不足問題的研究

蔡潔聰，吳煜忠

（1.浙江省電力公司電力科學研究院，杭州 310017；2.臺州發電廠，浙江 臺州 318016）

0 引言

某1000 MW超超臨界燃煤機組配置一次中間再熱、反動式、四缸四排汽、單背壓、凝汽式汽輪機。2010年初機組進行了對外供熱的管路改造，高壓缸部分排汽經減壓后由輔汽母管供至低壓供汽管路。熱網投運后，發電廠的熱效率及經濟性得到了較大提高，但由于高壓缸排汽點至供熱管路存在近4 MPa的壓降，節流損耗較大。2011年初采用回熱式小汽輪機驅動設備技術，利用部分一級再熱器出口的蒸汽進入2臺背壓汽輪機（簡稱背壓機）做功帶動2臺引風機工作，背壓機排汽代替原有的冷再汽源對外供熱，使得蒸汽能量的利用效率得到了提高。本次汽動引風機改造采用原有的2臺50%額定機組負荷的引風機，并配置1臺與原有引風機參數相同的50%額定機組負荷的電動啟動引風機。

汽動引風機改造項目于2011年5月結束并順利投產，熱力性能考核試驗表明機組在1000 MW負荷下運行時的年收益可達到627萬元。不過實際運行過程中發現由于背壓機選型過小，滿負荷時背壓機進汽調門開度很大，調節裕量非常小，汽動引風機的出力受到了限制。

1 單臺汽動引風機最大出力試驗

單臺汽動引風機最大出力試驗選擇汽動引風機A進行。試驗前機組負荷為500 MW，3臺磨投入運行；汽動引風機A、電動引風機C、2臺送風機、2臺一次風機、2臺空預器運行，脫硫系統撤出，背壓機A排汽至除氧器，DCS（分散控制系統）采集試驗數據。

試驗時，將引風機C進口調節擋板自動撤出，引風機A進口調節擋板自動投入，逐漸關閉引風機C靜葉，引風機A進口調節擋板開度自動增大。當引風機C進口調節擋板開度減至18.1%時，引風機A進口調節擋板開度增至56.1%，此時背壓機轉速恒定在5378 r/min，背壓機A調門開度已至96%，基本沒有余量，該負荷下引風機A出力已經達到最大。繼續減小引風機C進口調節擋板開度至16.8%，背壓機A調門開度超過100%。可見，僅憑單臺汽動引風機根本無法帶動機組50%額定負荷。

圖1 單臺汽動引風機最大出力試驗相關參數曲線

2 汽動引風機出力不足

2臺汽動引風機設計的額定工況為：背壓機進汽壓力為5.5 MPa，進汽溫度為490℃下能維持機組1000 MW負荷的需求。但實際機組在900 MW負荷下，2臺汽動引風機背壓機的調門開度已經達到80%，進汽量達60t/h，超過額定進汽量56.5t/h，而此時閥門也基本沒有調節的裕量。特別是機組在AGC（自動發電量控制）調度模式下，機組升負荷幅度達到100 MW時，隨著給煤量、送風量的增加，引風機自動調節會過調來維持爐膛負壓。在AGC升負荷指令下，機組負荷從800 MW升至900 MW時，背壓機的調門開度瞬間達到100%，隨后慢慢減小達到穩定狀態。背壓機出力不足的現象十分明顯。

而當機組負荷下降的時候，由于背壓機的進汽汽源為一級再熱器出口，其壓力會隨著負荷的下降而下降。雖然背壓機的出力隨著負荷不斷降低，但出力的下降正好抵消了進汽焓值的下降，背壓機的閥門還是維持在一個比較高的開度。機組負荷500 MW時的背壓機進汽壓力約為2.6 MPa，進汽溫度為430℃，閥門開度大于60%，出力不足的現象也沒有得到緩解。

3 改善引風機出力的方法

3.1 降低背壓機背壓

機組調試初期，2臺汽動引風機并列運行時，很難帶負荷至1000 MW。以背壓機排汽至輔汽母管為例，輔汽母管壓力約為1 kPa時，背壓機排汽壓力約在1.2 kPa，較高的背壓限制了背壓機的出力。若能拆除背壓機排汽至輔汽母管調節閥的閥芯和流量孔板，減少管路的節流損失，背壓機排汽壓力能從1.2 kPa降低到接近于輔汽母管壓力，可以提高背壓機的出力。

3.2 降低風煙系統阻力

表1是該機組（A 機組）與另一臺相同參數機組（B機組）汽動引風機出口原煙氣壓力的對比情況。A機組引風機出口原煙氣壓力比B機組要高很多，負荷750 MW以上平均約高0.4 kPa，分析原因主要是由于脫硫側的煙道布置差異造成的。A機組取消了增壓風機，重新連接了煙道，彎煙道較多；而B機組保留了增壓風機，只是對其增加了旁路。負荷1000 MW下，若能重新合理布置A機組脫硫側的煙道，減小阻力損失0.4 kPa，那么A機組每臺汽動引風機可以少消耗252 kW的功率，按汽動引風機整機效率65%推算，每臺背壓機可以減少約4t/h的進汽量。此外，空預器由于長期運行，進出口煙氣側的差壓也越來越大：負荷900 MW以上時，A機組空預器煙氣側差壓達到1.8 kPa，B機組空預器煙氣側的差壓為1.4 kPa。同樣，如果A機組空預器煙氣側差壓亦能減小到B機組的水平，可以減小汽動引風機負載，每臺汽動引風機亦可以減少約4t/h的背壓機進汽量。

表12臺機組引風機出口原煙氣壓力對比 kPa

3.3 合理降低運行氧量

表2是1000 MW負荷下對機組進行的變氧量的試驗。由表2可以看出，氧量偏置增加100t/h，背壓機的調門開度相應增加約10%，背壓機進汽量每臺增加約4t/h左右，且對鍋爐效率的飛灰含碳量及排煙溫度變化的影響不大。在保證鍋爐效率、充分燃燒的情況下，合理地降低運行氧量，不僅可以減少送風機的功耗，亦可降低引風機的功耗，增加背壓機的調節裕量。通過進一步燃燒調整試驗，確定機組正常運行的合理氧量，設定合理的總風量控制曲線，也可以緩解汽動引風機出力不足的問題。

表2 機組1000 MW負荷下變氧量試驗

3.4 優化風機效率

汽動引風機設計可通過調節背壓機轉速和風機靜葉兩種方式對風機出力進行調節。目前機組實際運行時，憑借運行人員的經驗把風機靜葉設到一定的開度后，通過背壓機轉速對風機出力進行調節來滿足機組負荷變動，風機可能未運行在效率最高點。

圖2為風機特性曲線，由圖2可以看出，在一定轉速下，風機的效率隨著風量的改變而變化，但其中一定有一個效率最高點。汽動引風機在穩定負荷下，通過改變汽動引風機靜葉開度，風機的流量和效率都會發生一定的變化，為維持引風機出力不變，背壓機的轉速也會發生一定的變化最后達到穩定。因此，可以在引風機固定出力下，通過改變引風機靜葉開度來記錄背壓機進汽調門開度及背壓機焓降的變化，從而找出引風機-背壓機組合效率最高的工作點。

圖2 風機性能曲線

4 供熱經濟性優化

該機組對外供熱方式為低壓供熱，低負荷時再熱器冷端（簡稱冷再）蒸汽降溫、降壓輸送至輔汽母管后對外供熱，高負荷時從四抽抽汽輸送至輔汽母管后對外供熱。而背壓式汽輪機采用一級再熱器出口蒸汽和高壓缸排汽的混合蒸汽來驅動，背壓機排汽到輔汽母管后對外供熱，背壓機進汽溫度可通過低溫再熱供汽溫度調節閥調節。目前機組背壓機排汽溫度的控制策略為：當排汽溫度超過380℃，開啟低溫再熱供汽溫度調節閥，降低背壓機進汽溫度，維持背壓機排汽溫度不大于365℃。該策略只是對排汽溫度起到保護作用，并不對排汽溫度進行精確控制。在低負荷時，由于風量下降引風機的功耗需求降低幅度大于背壓機汽源參數的下降幅度，導致在低負荷時背壓機排汽溫度過高，對機組的安全性及經濟性均有不利影響。

通過PID（比例-積分-微分）加前饋對背壓機排汽溫度進行實時控制，既避免了在低負荷出現排汽溫度超過安全值的情況，又使背壓機排汽溫度處在一個合適的范圍之內，減少了能量的浪費。

表3是機組在各個負荷工況下的運行數據。從表中數據看，100%負荷時 背壓機的排汽焓與輔汽焓值相差不多，而到75%負荷時背壓機的排汽焓比輔汽焓值高出約100 kJ/kg，50%負荷時雖然背壓機進汽混合了部分冷再汽源，但排汽焓比輔汽焓仍高出130 kJ/kg。在同樣達到供熱參數的情況下，供熱部分收益只與流量相關，因此高焓值的供熱蒸汽顯然是不劃算的。

表3 機組在各個負荷工況下的運行數據

若將背壓機排汽溫度控制在300℃左右進行供熱。75%額定負荷時其每小時可以節約：100×73.89×1000/29271=252 kg標煤；50%額定負荷時其每小時可以節約：130×49.74×1000/29271=221 kg標煤；國家規定標準煤的熱值為29271.2 kJ/kg。按照表3中負荷年運行小時數進行計算，全年可節約標煤：（252×4000+221×2000）/1000=1 450t，折合經濟收益約為123萬元（按每噸標煤850元計算）。

通過此方法控制背壓機排汽溫度后，由于進汽壓力和排汽壓力不變，在進汽溫度下降50℃的情況下，進汽流量變化約為3%，對背壓機進汽閥門開度影響非常小，但機組的節能效果在低負荷時十分明顯。

5 結語

采用汽輪機代替電動機驅動引風機，可降低廠用電率，背壓機排汽代替原有的冷再汽源對外供熱，使得蒸汽能量的利用效率得到了提高。但背壓機的進汽壓力會隨著負荷的下降而下降，單臺汽動引風機并不能維持機組500 MW負荷。機組負荷在900 MW時，2臺汽動引風機背壓機的調門開度已經達到80%，背壓機出力不足現象比較明顯。

結合機組的實際情況，經過前期簡單的試驗摸索，提出了降低背壓機排汽壓力、煙道阻力和運行氧量及優化風機效率等方法，可改善引風機出力不足的問題，并進一步提出了降低排汽溫度的引風機節能優化運行方式，取得很好的效果。

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[2]趙志丹，高奎，閆旭彥，等.百萬千瓦機組汽動引風機的控制策略[J].電力建設，2011，32（7）∶73-78.

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