百萬千瓦二次再熱機組汽動給水泵高效經濟運行探究

邵 飛

中國大唐集團科學技術研究總院有限公司華東電力試驗研究院

0 引言

二次再熱技術是采用兩次中間再熱以蒸汽朗肯循環為基本動力循環的發電技術，其典型特征是超高壓缸和高壓缸出口的工質分別被送入鍋爐高壓再熱器和低壓再熱器，實現整個熱力循環二次再熱。相比一次再熱機組，二次再熱機組鍋爐增加了一級再熱回路[1］。

目前，國內外已有大量關于二次再熱機組技術經濟性分析[2-6］、系統優化集成研究[7］、關鍵技術研究等[8］論著，國內也有不少二次再熱機組順利投產。

1 百萬千瓦二次再熱機組給水泵配置現狀

十年前，國內外1 000 MW 超超臨界一次再熱機組給水泵配置基本以2×50%BMCR 容量為主，國內首批建設的1 000 MW 超超臨界二次再熱機組給水泵亦采用2×50 %BMCR 容量配置居多，如國電泰州二期、華能萊蕪電廠等。隨著給水泵及驅動汽輪機制造能力的提高及現場運行經驗的增加，1×100%BMCR 給水泵容量配置逐漸成為主流[9-11］。國內部分百萬千瓦二次再熱機組給水泵配置見表1。

表1 國內部分百萬千瓦二次再熱機組給水泵配置

1 000 MW 超超臨界二次再熱機組給水泵揚程較高，相比常規超超臨界百萬機組給水泵揚程增加20%～25%，軸功率增加10%～12%，流量減少7%。從泵的工作點來看基本是現有成熟給水泵性能曲線的延升，只不過曲線在高流量時更陡峭[12］。圖1為某百萬二次再熱機組汽動給水泵組變轉速工況下的流量-揚程特性曲線，從圖中可看出，高流量工況下曲線較陡峭，1 500 t/h及以下時較平緩。

圖1 某百萬二次再熱機組汽動給水泵組變轉速工況的流量-揚程特性曲線

2 運行中的問題

采用1×100%BMCR 容量給水泵配置方案可有效降低項目初投資，且可提高機組經濟性能，故在近期新建機組中得到廣泛應用。但近兩年投產的機組運行中發現，在50%～75%中低負荷段，給水流量會出現異常波動，危及機組的安全運行，目前的做法是通過開啟給水泵再循環閥方式來降低波動。但給水泵再循環閥的開啟會造成大量蒸汽損失，且閥芯磨損更換費用很高。以往亞臨界、超臨界一次再熱機組雖也有此現象發生，但通常在50%負荷以下，危害較小。

對于蒸汽損失，以某廠為例，2021年2-3月份，其汽動給水泵耗汽量分別為95.83 t/h、117.4 t/h，較對應負荷下的設計值高41.0 t/h、40.3 t/h，影響機組供電煤耗2.38 g/kWh 和2.34 g/kWh，嚴重影響了機組經濟性，不符合機組寬負荷的節能要求[13］。

3 給水泵流量波動原因分析

眾所周知，配置1×100%BMCR 容量給水泵的百萬一次再熱機組和配置2×50%BMCR 容量給水泵的百萬二次再熱機組均不存在給水流量異常波動問題，而配置1×100%BMCR 容量給水泵的百萬二次再熱機組則在中低負荷段流量出現異常波動。為此，對百萬一次再熱1×100%BMCR 容量給水泵、百萬二次再熱2×50%BMCR 容量給水泵、百萬二次再熱1×100%BMCR 容量給水泵三種配置方案的特性曲線和給水泵設計參數進行了對比分析。

3.1 給水泵特性曲線分析

分析某百萬二次再熱1×100%BMCR 容量給水泵流量-揚程特性曲線，發現給水泵在中低負荷段有明顯平緩區域，在此區域運行時，管道阻力的微小變化都會使給水流量大幅波動，如圖2 所示。而某百萬一次再熱1×100%BMCR 給水泵配置和某二次再熱2×50%BMCR 給水泵配置則未有明顯平緩區域(如圖3、圖4所示)。

圖2 某二次再熱1×100%BMCR 容量給水泵流量特性曲線

圖3 某二次再熱2×50%BMCR 容量給水泵組流量特性曲線

圖4 某一次再熱1×100%BMCR 容量給水泵流量特性曲線

3.2 設計參數分析

典型百萬機組給水泵組性能數據見表2。

表2 典型百萬機組給水泵組性能數據

1)百萬二次再熱1×100%BMCR 容量給水泵（C和D）和百萬一次再熱1×100%BMCR容量給水泵（A）比較

由于主蒸汽流量減少，蒸汽壓力提高，百萬二次再熱1×100%BMCR容量給水泵較一次再熱1×100%BMCR 容量給水泵流量減少、揚程增大、轉速降低約300 r/min。

2)百萬二次再熱1×100%BMCR 容量給水泵（C 和D）和百萬二次再熱2×50%BMCR 容量給水泵（B）比較

總給水流量相同（單臺泵減半），揚程相當，但泵額定轉速偏差較大，二次再熱1×100%BMCR 容量給水泵額定轉速較2×50%BMCR 容量給水泵降低約700 r/min，主要原因是1×100%BMCR 容量給水泵汽輪機采用雙分流設計，軸系更長，導致其二階臨界轉速和額定轉速均相應降低。

3.3 波動原因分析

由3.1 節和3.2 節分析可知，百萬二次再熱1×100%BMCR 容量給水泵汽輪機由于采用雙分流設計，其轉子二階臨界轉速較低，因此，在實際運行中其轉速均控制在低轉速范圍內，給水泵流量-揚程曲線整體變緩，低負荷時更為平緩，導致了在微小擾動下給水流量發生大幅波動。

導致二次再熱機組1×100%BMCR容量給水泵流量-揚程特性曲線設計不合理的根本原因在于二次再熱1×100%給水泵與以往同類型機組配置相比，流量特性、轉速調節范圍等參數發生了較大變化，但給水泵制造廠家未能及時開發合適的給水泵水力模型，導致中低負荷工況下流量特性與給水系統不匹配。

通過調研發現，某廠家生產的二次再熱機組1×100%給水泵，其設計是在一次再熱機組1×100%BMCR 容量給水泵的基礎上通過降低轉速、增加葉輪級數（由5 級變為6 級）來適應二次再熱機組低流量、高揚程要求的，而另一廠家則采用在降低轉速的基礎上增大葉輪直徑的方法。此外，為滿足二次再熱1×100%BMCR 容量給水泵高揚程、大軸功率的需求，給水泵制造廠家在其他類型的基礎上對軸徑尺寸、強度方面進行了調整，但由此葉輪進口流態也發生了變化，這也進一步導致了部分負荷下給水泵性能的惡化。由于給水泵制造廠家未根據二次再熱機組特性開發新的水力模型，其設計僅保證滿負荷工況要求，故機組在50%～75%中低負荷區間給水流量異常波動。

4 優化方案

由于給水泵流量波動為給水泵流量特性與給水系統不匹配造成，可采取以下措施優化：

4.1 優化給水泵水力模型

改變給水泵特性曲線，在兼顧給水泵效率的同時，增加流量-揚程曲線的陡度，具體為改造給水泵的芯包。圖5 為某制造廠家提供的給水泵改造前后流量特性曲線，從圖中可看出，改造后75%THA 工況點已不處于平緩區，50%THA 工況點略有改善。

圖5 給水泵改造前后給水泵流量特性曲線

值得注意的是，給水泵特性曲線改變后，需對給水泵關斷揚程與設計壓力進行校核，以確認系統的適應性。校核的內容主要包括給水泵出口至第一個關斷閥之間的閥門和管件強度。

給水泵改造需給水泵制造廠家進行開發和試制，若前期無相關基礎或積累，開發周期會較長，投入也會較大。

4.2 提高給水系統阻力

給水泵運行點在給水泵組性能曲線和管路特性曲線的交點上，提高系統阻力可讓管路特性曲線變“陡”，阻力可通過閥門節流的方式來改變。由于一般鍋爐上水閥不具備調節功能，故需在給水管道上合適位置增加調節門。由于給水系統壓力高，擬選的閥門造價也高，且改造工作耗時，最終效果需由實際運行驗證，增加的管道阻力也會增加給水泵汽輪機的汽耗量，進而影響經濟性，故此方案要慎重選擇。

4.3 提高給水泵額定轉速

在滿足給水泵汽輪機安全運行裕量的前提下，適當提高給水泵額定轉速，將轉速調節范圍上移。該方案需制造廠家充分校核安全性，方案對改善中低負荷段給水泵流量特性曲線陡度有一定的作用。

4.4 提高中低負荷段給水流量

增設0 號高加，并在運行中適當提高主調門閥位，以增加主汽流量，提高給水流量，但提高有限。

4.5 提高給水泵汽輪機二階臨界轉速

改變給水泵汽輪機設計，提高二階臨界轉速，給水泵額定轉速也相應提高。該方案對現役機組而言，造價過高難以實現。

另一方案為采用雙機回熱系統，給水泵汽輪機采用單流設計，由于其末級葉片短，二階臨界轉速有所提高，但該方案只適合新建機組。

綜上五種方案，對已投產機組，可結合4.1～4.4節措施進行改造和優化。對新建機組，應總體考慮，全面布局，確保給水泵制造廠家根據機組不同負荷段運行要求開發水力模型并校核性能曲線，將再循環閥開啟點降至50%甚至40%負荷。鑒于目前尚無成功改造案例，如何保證在40%負荷點無需開啟給水泵再循環閥依然是需要深入研究的問題。

5 結語

本文介紹了百萬千瓦二次再熱機組汽動給水泵在運行中存在的問題，并從給水泵特性曲線及設計參數方面對給水流量產生波動的原因進行了分析。鑒于目前尚無成功改造案例，如何保證在40%負荷點無需開啟給水泵再循環閥依然是需要深入研究的問題。本文根據給水流量波動原因提出了相應的優化措施，為解決問題提供了思路。