600 MW濕冷機組運行參數優化研究

黃 俊，陳 焱，董 楠

(1.馬鞍山當涂發電有限公司，安徽 馬鞍山 243100;2.華北電力大學 能源動力與機械工程學院，河北 保定 071003)

600 MW濕冷機組運行參數優化研究

黃 俊1，陳 焱1，董 楠2

(1.馬鞍山當涂發電有限公司，安徽 馬鞍山 243100;2.華北電力大學 能源動力與機械工程學院，河北 保定 071003)

以N600－16．67/537/537機組為例，建立供電煤耗率最大為目標函數，通過計算電廠熱耗量和循環水泵耗功，確定最佳運行參數。結果表明:隨著機組負荷或冷卻水溫度的增加，最佳初壓和排汽壓力隨之升高;當冷卻水溫度高于25℃時，對機組運行參數影響較為突出。通過優化運行參數，能為機組經濟運行提供一定參考。

運行參數優化;熱耗量;循環水泵耗功;供電煤耗率;濕冷機組

0 引言

對于凝汽式濕冷機組而言，在主、再熱溫度不變條件下，機組運行的熱經濟性與初壓和排汽壓力等運行參數緊密相關，且受循環冷卻水溫度影響較大。因此，較多學者對初壓和排汽壓力優化進行了研究。周志平等通過對機組進行實驗確定最佳初壓，但該方法成本較高［1］;張春發和盛德仁等分別以機組熱耗率最小和實際供電功率與計劃調度負荷 (或競價中標負荷)之差最小為優化目標函數，利用機組各級幾何尺寸，逐級進行變工況計算，確定最佳初壓，但由于汽輪機各級幾何參數較難獲得，故該方法在實際中可行性較差［2，3］;郭江龍等認為機組在滑壓運行時，其動作調節閥均處于全開狀態，即不存在部分開啟閥門，而在機組實際運行中，其調節閥并非總是處于全開狀態，故該方法可能會影響優化結果［4］;基于水資源和環保費用等影響因素，對濕冷機組冷端系統進行優化計算與分析，確定機組最佳排汽壓力與冷卻水量的對應關系［5］;徐海平等在不同季節和負荷下，通過試驗對濕冷機組所有的冷端設備運行性能進行測定，以汽輪機凈增功率最大為優化目標，確定循環水系統的最優運行方式［6］;利用數值模擬確定凝汽器的傳熱情況和流體流場參數［7］;也有對單參數變化進行研究［8］。但上述研究均將主蒸汽初壓和排汽壓力作為單變量進行優化，未對兩者進行整體優化，但兩者是相互影響的，僅考慮單變量變化不能真實反映最終優化結果。

本文以某 N600－16.67/537/537機組為例，在考慮冷卻水溫度影響下，以供電煤耗率為目標函數，通過汽輪機變工況計算和確定循環水泵工作點，最終得到機組最佳運行參數。

1 建立優化目標函數

目前大型機組均為一次再熱機組，機組主、再熱溫度對熱經濟性有較大的影響，在安全條件允許的情況下，溫度越高熱經濟性越好，因此，在優化過程中，設其不變;以供電煤耗率bcp最大為目標函數，通過優化確定機組最佳運行參數，其目標函數為

式中:Pe為機組功率，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為循環水泵轉速，r/min;npd為循環水泵額定轉速，r/min;p0為機組主蒸汽初壓，kPa;G0為主汽流量，kg/s;pc為機組排汽壓力，kPa，p0max，p0min，pcmax，pcmin分別為初壓和排汽壓力的上限與下限，kPa。

2 運行參數優化計算過程

由式 (1)可知，在給定機組功率條件下，計算供電煤耗率需確定熱耗量和廠用電，其中除循環水泵外，可近似認為其他設備廠用電不變，因此只要確定循環水泵耗功，廠用電即可確定。對不同的主蒸汽初壓和排汽壓力進行計算，根據目標函數值確定最佳運行參數。

在汽輪機各壓力級幾何尺寸未知條件下，運行參數優化計算過程如下。

2.1 全廠熱耗量確定

(1)在任一主蒸汽初壓和排汽壓力下，根據給定機組功率Peg假定主汽流量，進行調節級變工況計算［9，10］，確定調節汽室參數。

(2)按抽汽口劃分級組，根據弗留格爾公式和壓力級組相對內效率不變，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個級組流量 (kg/s)、理想比焓降 (kJ/kg);下角標“d”表示設計工況。

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;根據給水泵 (或除氧器)出口壓力和加熱器端差，確定j號加熱器給水與疏水參數;對該加熱器進行熱平衡計算，通過迭代確定其抽汽流量。同理，確定其他各段抽汽參數。

(3)由步驟 (1)、(2)的計算結果，確定機組發電功率Pe，即

式中:Δhj為各段抽汽的實際焓降，kJ/kg;Δhc為凝汽的實際焓降，kJ/kg;Gc為汽輪機排汽量，kg/s;ηg，ηm分別為發電機效率和汽輪機機械效率。

(4)以機組功率計算值與給定值之差對主汽流量進行修正，重復步驟 (1)～(3)，直至滿足精度要求。即

(5)計算電廠熱耗量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 循環水泵耗功的確定

本文以雙壓凝汽器為例，確定循環水泵耗功。

(1)假定循環水泵轉速為np，根據比例定律確定m臺泵并聯后其H-qv性能曲線，即

式中:H為循環水泵揚程，m;k1，k2，k3及k4分別為擬合系數;qv為循環水泵體積流量，m3/s。

(2)由式 (7)和管路系統特性方程，確定循環水泵工作點，得到其對應流量和揚程，即

式中:Hst為靜揚程，m;φ為常數。

(3)由凝汽器熱平衡方程計算冷卻水溫升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'分別為凝汽器內蒸汽比焓和凝結水比焓，kJ/kg;cpw為冷卻水比熱，kJ/(kg·℃)。

由于雙壓凝汽器低、高壓端熱負荷基本相等，故可近似認為低、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)計算凝汽器總體傳熱系數Kw為［12］:

式中:K0為基本傳熱系數，主要決定于凝汽器冷卻管外徑和管內流速，可由圖1查得，W/(m2·K);βt為冷卻水進口溫度修正系數，可由圖2查得;βc為冷卻管清潔系數，對于循環冷卻水系統和化學處理水取0.75～0.80，直流冷卻水系統與清潔水取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。

圖1 基本傳熱系數曲線

圖2 冷卻水進口溫度修正曲線

同理，可分別得到低、高壓凝汽器傳熱系數Kw1，Kw2。

(5)根據凝汽器傳熱方程計算低、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)計算低、高壓凝汽器所對應的排汽溫度ts1，ts2分別為:

式中:tw1，tw2分別為低、高壓凝汽器冷卻水進口溫度，℃。

凝汽器排汽溫度ts為:

該溫度所對應的的飽和壓力即為機組排汽壓力 pc，即

若該排汽壓力計算值未能滿足機組要求，則對風機轉速進行修正，重復步驟 (1)～(6)，進行迭代計算，直至滿足精度要求。

(7)根據循環水泵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;ηpg為電機效率;ηtm為傳動效率。

3 實例計算

3.1 計算結果

以N600－16.67/537/537機組為例，在不同冷卻水溫度下，對75%和50%負荷進行優化計算，其最佳初壓、排汽壓力、循環水泵轉速及供電煤耗率如表1、2所示;在冷卻水溫度為20℃時，將主蒸汽初壓、排汽壓力及熱耗率的優化值與熱力試驗值進行比較，如表3所示。

表1 50%負荷下不同冷卻水溫度時運行參數優化結果

表2 75%負荷下不同冷卻水溫度下運行參數優化結果

表3 冷卻水溫度20℃時主蒸汽初壓、排汽壓力及熱耗率的優化值與實驗值

3.2 結果分析

在給定機組負荷條件下，影響其經濟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、循環水泵轉速及其運行臺數等。

(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，為滿足機組功率要求及保證運行經濟性，循環水泵轉速與主蒸汽初壓逐漸提高，進而導致供電煤耗率降低，且當冷卻水溫度高于25℃時，對機組運行參數影響較為突出，如表1、2所示;隨著機組負荷的增加，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，主蒸汽初壓、排汽壓力及熱耗率優化值均低于熱力試驗值，表明機組有進一步節能降耗的潛力。

4 結論

(1)在不同工況下，均存在最佳運行參數，使機組熱經濟性最佳。本文建立供電煤耗率最大為目標函數，通過計算電廠熱耗量和循環水泵耗功，確定最佳運行參數;

(2)對不同工況進行了優化計算，確定其最佳運行參數;隨著機組負荷或冷卻水溫度的提高，最佳初壓和排汽壓力隨之增加;

(3)通過對50%THA，75%THA工況和與之對應熱力實驗工況進行優化對比，結果表明:優化后的運行參數可使機組熱耗率有所下降。

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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，從事電廠設備管理工作，E-mail:hj_cdt@163．com。